Подшипники Напряжения допускаемые

Исследование кинематических соотношений движущихся элементов в подшипниках качения необходимо для определения количества повторных нагрузок, выдерживаемых материалом до наступления усталости. Рассматривая это количество нагрузок как функцию продолжительности работы подшипника под определённой нагрузкой, можно на основе опытных данных установить связь между сроком службы и допускаемыми в подшипнике напряжениями. [c.572]

Расчеты Зубчатых передач, как правило, базируются на предположении существования длительного предела выносливости. Что же касается подшипников качения, то в действующих рекомендациях их несущая способность непрерывно снижается с ростом числа циклов перемен напряжений при постоянном показателе степени уравнения кривой выносливости. Поэтому, начиная с некоторого значения числа циклов перемен напряжений, допускаемая нагрузка в зубчатых передачах остается постоянной, а у подшипников качения продолжает падать. В связи с этим несущая способность некоторых типов передач может лимитироваться работоспособностью подшипников. Это, в частности, наблюдается в тех случаях (характерных, например, для передач А), когда размеры [c.211]

Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами тел (сжатие двух шаров, шара и плоскости, двух цилиндров и т. п.). Если значение контактных напряжений больше допускаемого, то на поверхности деталей появляются вмятины, борозды, треш,ины или мелкие раковины. Подобные повреждения наблюдаются у зубчатых, червячных, фрикционных и цепных передач, а также в подшипниках качения. [c.102]

В случае, когда нагрузка распределяется по небольшой площадке (рис. 4.58, б), расчетом необходимо проверить напряжение сжатия на кольцевой площадке контакта и сопоставить его с допускаемыми контактными напряжениями. Расчетная формула, полученная на основании решения контактной задачи (см. 51) при действии на подшипник осевой нагрузки А, когда Д/ sin а 1 с П / 1 [c.458]

Условия работы подшипников в опорах шарошек долот весьма сложны. Из-за малых размеров подшипников действующие на них нагрузки и соответствующие контактные напряжения во много раз превосходят величины, допускаемые в общем машиностроении, увеличить же размеры опоры нет возможности, так как они ограничиваются размерами шарошек, обусловленными заданным диаметром скважины. Работа подшипников осложняется попаданием в них активного промывочного раствора, содержащего глину и другие присадки и абразивные частицы, вымываемые из забоя. Следует, наконец, иметь в виду, что процесс разрушения пород происходит [c.73]

Допускаемые нагрузки на невращающийся подшипник должны приниматься с таким расчётом, чтобы вызываемые ими напряжения не приводили к остаточным деформациям. Однако во время работы в подшипнике могут возникать мгновенные контактные напряжения, превышающие предел упругости для элементов подшипника, без повреждения дорожек качения. Мгновенные динамические нагрузки особенно характерны для транспортных машин. Если их действие регулярно, то по ним следует проверить подшипник на статическую грузоподъёмность с учётом характера нагружения, но нельзя принимать их за основные расчётные усилия. [c.595]

Валы привода, монтируемые на подшипниках скольжения с чугунными вкладышами-втулками, рассчитываются на совместное действие изгиба и кручения по допускаемому напряжению Rf, = 1500- 2000 кг/см . Удельное давление в подшипниках валов не должно быть большим 200—300 кг см . [c.858]

Допускаемое напряжение на валу при коротком замыкании не должно быть выше 2/3 предела текучести. Опасными сечениями являются шейка заднего подшипника и место посадки муфты на вал. [c.299]

При динамическом характере соединения плавающих на масляной пленке шеек роторов с баббитовой заливкой вкладышей подшипников в качестве допускаемого максимального контактного напряжения принимаем предел выносливости (усталости) при сжатии для пульсирующего цикла аус(сж). Величины допускаемых максимальных контактных напряжений различных материа- [c.117]

Принимая данные напряжения за допускаемые, вычисляют базовую статическую грузоподъемность подшипника. Используя геометрическое подобие подшипников одной серии, приведенный радиус кривизны р р выражают через диаметр тела качения или. Наибольшая сила Fq на тело качения пропорциональна силе F и обратно пропорциональна числу тел качения Z [формула (17.4)]. Подставляя величины Fq, р р и [c.435]

Балка длиной / = 1 ж (рис. 252) несет на конце шкив, вал и подшипники общей массой m = 120 кг, вращающий момент на шкиве М = 80 н-м ( 8 кГ-м), а==0,75 м. Подобрать сечение балки, состоящей из двух неравнобоких уголков, если допускаемое напряжение [0 1 = 140 Мн/м (/ -1400 кГ см ). [c.181]

На стальной вал, опирающийся на подшипники А и В, насажены шкивы С и D с силой тяжести и (рис. 360). Натяжения ветвей ременной передачи имеют величину, указанную в табл. 29, и направлены у шкива D вертикально вниз, а у шкива С — под углом а к горизонту. Для одного из вариантов, приведенных в табл. 29, требуется построить эпюру крутящих моментов построить эпюру изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определить диаметр вала по III теории прочности. Допускаемое напряжение [а] = 70 Мн/м ( - 700 кГ/см ). [c.268]

Допускаемый угол перекоса 0 в ненагруженном радиальном однорядном шарикоподшипнике определяется как максимальный угол перекоса, при котором внутреннее кольцо может вращаться относительно наружного без возникновения напряжений в деталях подшипника 0 = 0в + 0н где 0 и 0н — углы перекоса, допускаемые внутренними (рис. 36, а) и наружными (рис. 36, б) кольцами подшипника относительно оси подшипника [c.448]

Производят проверку контактной прочности подшипника ffl, 2< i t], где Oi, 2 — напряжение в зоне контакта наиболее нагруженного шарика с наружным и внутренним кольцами [ст]—допускаемое контактное напряжение, [0] 3000 МПа. Напряжение Ti,2 рассчитывают по формуле [c.495]

Роликоподшипники. Роликовый радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами (см. рис. 17.2, <з) предназначен для восприятия радиальных нагрузок. Роликоподшипники очень чувствительны к относительным перекосам колец. Перекосы вызывают концентрацию контактных напряжений на краях роликов (краевой эффект). Для уменьшения концентрации напряжений используют подшипники с модифицированным контактом ролики или дорожки качения делают с небольшой выпу<<-лостью (бомбиной), что приводит к повышению допускаемого угла перекоса с 2 до 6, а ресурса в 1,5—2 раза. Подшипники с бортами на обоих кольцах (см. рис. 17.2, б) могут воспринимать осевую нагрузку при условии, что она не более 0,2...0,4 от радиальной в зависимости от серии подшипника. Расчеты допускаемых [c.429]

Сварной подшипник (рис. 4.27) крепится болтами к потолочным балкам. Определить допускаемое значение действующей на подшипник силы Р из условия прочности сварных швов, соединяющих стойку / и ребро 2 с основанием подшипника 3. Катет швов k = 6 мм допускаемое напряжение на срез для швов 1т ]с = = 740 кПсм [c.57]

За расчетный случай для вычисления диаметра вала н подбора подшипников нужно принять тот, нри котором муфта включена вправо (см. рис. 8.7). Определим диаметр вала по наибольшему эквивалентному моменту (под колесом 22). Для упрощения расчетов примем допускаемое напряжение [o il = 60 МПа (см. гл. 3) [c.313]

Допускаемые наибольшие напряжения в месте контакта [ tIkout для роликовых и шариковых подшипников из хромистой стали принимают до 35 000—50 ООО кгс/см , для рельсовой стали — до 8000— 10 ООО кгс/см . В табл. 28 приведены значения допускаемых наибольших давлений на площадке контакта при первоначальном контакте по линии (т = 0,557) и статическом действии нагрузки. В случае [c.657]

Пример 102. Предполагая статическое действие нагрузки для радиального однорядного шарикового подшипника (рис. 605), определить размеры эллиптической площадки контакта наиболее нагруженного шарика с дорожками качения внутреннего и наружного колец и наибольшее напряжение на площадке контакта. Размеры подшипника внутренний диаметр d= 30 мм, наружный диаметр D = 280 мм, ширина В = 58 мм, диаметр шарика = 44,5 мм. Радиус наименьшей окружности дорожки качения внутреннего кольца J b = 80 мм. Радиус наибольшей окружности дорожки качения наружного кольца Ян = 125 мм. Радиус поперечнбгб профиля дорожки качения г = 23,4 см. Наибольшее расчетное давление на шарик Р = 4000 кгс. Материал шариков и колец — хромистая сталь. Модуль упругости Е = 2,12 10 кгс/см , коэффициент Пуассона р = 0,3. Допускаемое значение для наибольшего напряжения в месте контакта [о1,(о т, = 50 ООО кгс/см . [c.658]

Пример 2.43. Определить диаметр й вала, приводимого во вращение ременной передачей через шкив диаметром 0=600 мм, который насажен на консоли вала (см. рис. 319). Расстояние от середины подшипника до середины шкива /=200 мм отношение натяжений ведущей и ведомой ветвей ремня 5] 5г=2 угловая скорость я= 200 об1мин вал передает мощность N=15 кет. Допускаемое напряжение [о]=50 н1мм . [c.310]

Задача 2.30. Определить требуемый диаметр вала (рис. 321), на котором насажен шкив диаметром 0=1,5 м и весом 0=3 кн. Расстояние между серединами подшипников/= 1,2 щ. Натяжение ведущей, ветви ремня 51=6 кн, ведомой 5а=3 кн. Допускаемое напряжение [о]=60 н1мм . [c.311]

Пример 2.54. Определить, применив гипотезу наибольших касательных напряжений, диаметр d вала, приводимого во вращение ременной передачей через шкив диаметром D = 600 мм, который насажен на консоли вала (рис. 2.151). Расстояние от середины подшипника до середины шкпва I = 200 мм.- отношение натяжений ведущей и ведомой ветвей ремня 5 = 2 угловая скорость п = = 200 об/мин вал передает мощность /V = 15 кет. Допускаемое напряжение [а] = 50 н1мм . [c.302]

Допускаемые наибольщие напряжения в месте контакта [а]конт для роликовых и щариковых подшипников из хромистой стали принимают до 3500—5000 МПа, для рельсовой стали — до 800— 1000 МПа. В табл. 29 приведены значения допускаемых наиболь-щих давлений на площадке контакта при первоначальном контакте по линии (т = 0,557) и статическом действии нагрузки. В случае первоначального контакта в точке значения (а) КОНТ СЛСДуСТ увеличить в 1,3—1,4 раза. [c.723]

Определить размеры площадки контакта между шариком и кольцом и величину наибольшего напряжения ча этой площадке проверить прочность. Диаметр шарика d=15 мм, число шариков 1 = 20, коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными шариками подшипника — 0,8. Материал шариков и колец — хромистая сталь, допускаемое значение наибольшего напряжения в месте контакта [а]коит = 3500 МПа, модуль упругости = 2,12-10 МПа. [c.723]

Коятакпше шшряжеш1я в подиошннке. Контактные напряжения (см. рис. 27.5) в подшипнике вычисляют по формуле Герца (см. с. 313). Тогда условие прочности по допускаемым контактным напряжениям для наиболее нагруженного тела качения в роликовом подшипнике [c.451]

Допускаемые напряжения [о] для стандартных подшипников принимают равными 40 000 кЕ1см . [c.464]

Допускаемые контактные напряжения для пластичных материалов [o]k (1,3ч-2)стг1 а для хрупких (а]к (0,25- - 0,3) НВ н1мм . Расчет опор, у которых угол конуса центра и угол зенковки подшипника равен 60°, ничем не отличается от расчета опор с конической рабочей поверхностью. [c.24]

Так как подшипники качения должны выдерживать большое количество циклов высоких контактных напряжений, к шарикоиодшинниковым сталям предъявляют строгие требования в отношении металлургического качества. Попадая в поверхностный рабочий слой деталей подшипников, металлургические дефекты становятся концентраторами напряжений и источником преждевременного усталостного разрушения. Предельные количества неметаллических включений и карбидной неоднородности, допускаемые в шарикоподшипниковой стали по ГОСТу 801—60, указаны в табл. 2 и 3 [7]. [c.366]

Коленчатый вал — поковки из стали 35—45 допускаемое напряжение (при учёте изгиба и кручения) принимается равным 400—500 кг1см Опоры вала подшипники скольжения или роликоподшипники. [c.503]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Используя теорию наибольших касательных напряжений, определить необходимые размеры шейки вала, щеки и мотылевой шейки кривошипного механизма, схематически изображенного на рисунке. Направление действия силы Р и реакций в подшипниках перпендикулярно к плоскости кривошипа. Передаваемая от двигателя мощность N = 50 л. с. при л = 200 об1мин. Допускаемое напряжение [а] = 800 кг/сж , R = 30 см, aj=18 см, а = 5 см. [c.294]

На рис. 361, о изображена схема промежуточного вала двухступенчатого редуктора. На валу закреплены два косозубых колеса. В зацеплении зубчатых колес в точках и приложены по три взаимно перпендикулярные силы Pi = 6000 н ( 600 кГ), Ti = 2 200 (- 220 кГ), А, = 1 800 н 180 кГ) Р, = 2000 н (—200 кГ), Т = 700 н ( 70 кГ), Л, = 600 н 60 кГ). Определить диаметр вала, если допускаемое напряжение [от] = 70 Мн/м ( 700 кПсм ). Осевое усилие воспринимает левый подшипник. Расчет вести по III теории прочности. Напряжениями сжатия от осевых сил пренебречь. [c.269]

Произвести расчет червячной передачи от мотора к валу для передачи мощности N=25 л. с., если число оборотов мотора 1=1000 об/мин, вала 2=100 об/мин. Колесо изготовлено из фосфористой бронзы, червяк из стали насажен на вал. Угол подъема винтовой линии а=20°. Допускаемое напряжение для вубьев колеса [аи1=4 кГ/мм . Коэффициент полезного действия, учитывающий трение в подшипниках, Т12=0,98. [c.181]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...