Подшипники Напряжения максимальные

Значения коэффициентов и f , приведенные для роликовых подшипников, являются максимальными, применимыми только к роликовым подшипникам, у которых под действием нагрузки напряжения распределены равномерно вдоль площадки контакта в наиболее тяжело нагруженной зоне контакта ролика с дорожкой качения. Значения /с, меньшие указанных, рекомендуют в том случае, если под воздействием нагрузки в какой-то части площадки контакта ролика с дорожкой качения имеется резко выраженная концентрация напряжения. Такие явления имеют место в центре [c.114]

При расчетах максимального касательного напряжения у контактирующей поверхности следует учитывать и нормальное усилие, и силу трения. При контакте поверхностей, соответствующих друг другу, например плоских поверхностей или поверхности вала с опорным подшипником, напряженное состояние в окрестности критической точки может быть проанализировано с помощью гипотезы максимального касательного напряжения "f. Поскольку возникают лишь нормальная и обусловленная наличием трения касательная составляющие напряжения, напряженное состояние практически двухосное и [c.585]

Значения коэффициентов Ъ и / приведенные для роликовых подшипников, являются максимальными, применимыми только к роликовым подшипникам, у которых под действием нагрузки напряжения распределены равномерно вдоль площадки контакта в наиболее тяжело нагруженной зоне контакта ролика с дорожкой качения. Значения меньшие указанных, рекомендуют в том случае, если под воздействием нагрузки в какой-то части площадки контакта ролика с дорожкой качения имеется резко выраженная концентрация напряжения. Такие явления имеют место в центре площадки контакта при номинальном точечном контакте или на краях площадки при линейном контакте, а также в тех случаях, когда ролики не имеют точного позиционирования или длина роликов более чем в 2,5 раза превышает их диаметр. [c.211]

Галтели. Места соединения щек с шатунными и коренными шейками — галтели — во избежание концентраций напряжений выполняют плавными, без острых углов. При выборе радиуса галтели следует иметь в виду, что с его увеличением концентрация напряжений в этом месте уменьшается, но одновременно уменьшается и рабочая длина шейки и подшипника, что имеет следствием их повышенный износ. Исследования показывают, что при увеличении радиуса галтели с 5 до 9 мм имеет место снижение напряжений максимальные нормальные напряжения снижаются примерно на 40% и по ширине щеки примерно на 36%. [c.213]

Значения коэффициентов Ь и /с, приведенные для роликовых подшипников, являются максимальными, применимыми только к роликовым подшипникам, у которых под действием нагрузки напряжения распределены равномерно вдоль площадки контакта в наиболее тяжело нагруженной зоне контакта ролика с дорожкой качения. Значения меньшие [c.129]

Максимальный изгибающий момент при двухопорной установке в 2 раза меньше, чем в консольной. Выигрыш в максимальных напряжениях изгиба гораздо больше, потому что момент сопротивления в опасном сечении (в плоскости действия силы Р) двухопорного вала значительно больше момента сопротивления в опасном сечении (в плоскости переднего, ближайшего к нагрузке подшипника) консольного вала. При соотношениях, приведенных под рис. 105, напряжения в опасном сечении двухопорного вала в 5 раз меньше, чем в консоли. [c.222]

Как видно из тех же формул (6.46) и (6.48), для контактной задачи отсутствует пропорциональность нагрузки и напряжения. Поэтому показатель степени экспериментальных кривых выносливости, построенных для нагрузки всего подшипника и для максимального контактного напряжения, различен. [c.344]

Тормоза любого исполнительного механизма не только обеспечивают безопасность его работы, но и оказывают влияние на его производительность. Для повышения производительности механизма желательно сокращение периода торможения. Однако такое сокращение (работа с максимальными замедлениями) оказывается допустимым не всегда, так как при интенсивном торможении в элементах привода возникают динамические напряжения, значительно превосходящие статические, вследствие чего нарушается прочность заклепочных, болтовых и шпоночных соединений, наблюдается повышенный износ муфт, подшипников, ходовых и зубчатых колес. [c.347]

Влияние теплоотвода от шпиндельной бабки в станину и тумбы учитывалось путем замены упрощенных схем системой эквивалентных им сопротивлений, рассчитанных по формулам (12). Сопротивления одной клеммой присоединялись к соответствующей точке сети, моделирующей шпиндельную бабку, а на другой поддерживался нулевой потенциал, соответствующий температуре окружающей среды. Сопротивления Rpo, через которые протекают токи, пропорциональные тепловым потокам от подшипников и зубчатых колес, включались между клеммой максимального напряжения на интеграторе и соответствующими узловыми точками модели. [c.423]

Для подшипников качения согласно уравнениям (19), (20) и (21) формула максимального напряжения имеет следующий вид [c.576]

Наполненные полиамиды. В табл. 1.4 приведены основные физико-механические параметры (Я, а, и Есж) представителей АПМ видов А, В, D, Е, которые особенно влияют на нагрузочную способность полимерных подшипников. Теплопроводность влияет на теплоотвод от рабочих поверхностей подшипника. От теплоотвода зависит температура рабочих поверхностей, которая не должна превышать максимальных значений (см. табл. 1.1). С помощью параметров а, со и Ес , определяют изменение сборочного зазора в сопряжении вал — полимерный подшипник скольжения в процессе эксплуатации узла. Для сравнения приведены характеристики металлических подшипниковых материалов. Из табл. 1.4 следует, что АПМ обладают малой теплопроводностью и низким модулем упругости, что ухудшает эксплуатационные свойства этих материалов. Однако низкий модуль упругости АПМ способствует увеличению площади фактического контакта в паре сталь — АПМ и уменьшению действительных контактных напряжений. [c.31]

Статистический анализ результатов испытаний подшипников, работавших при максимальных контактных напряжениях Отах ОТ 25000 ДО 43000 кгс/см , показал, что при Отах порядка 32000—25000 кгс/см с ростом нагрузки уменьшения показателей долговечности подшипников не происходит. [c.49]

На рис. 3 и в таблице представлены результаты испытаний 330 подшипников, из которых 307 испытывались на долговечность в диапазоне максимальных контактных напряжений от [c.49]

Всем этим соображениям противостояло стремление выполнить турбину 50 МВт в одном цилиндре, а эта задача имевшимися тогда техническими средствами не решалась при установке двухъярусной ступени в ЧНД. В ходе проектирования турбин 50 и 100 МВт было установлено для первой из них максимальное расстояние между осями подшипников 4350 мм, причем критическая частота вращения была очень низкой Пк = = 1770 об/мин, а для РНД турбины 100 МВт Пк — = 1660 об/мин максимальный статический прогиб валов этих турбин был соответственно 0,34 и 0,40 мм. Максимальные напряжения в дисках также были допущены предельными в свое время (Ст(тах = = 265 МПа). Эти соображения и послужили осно- [c.19]

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]

Сопротивление масляных пленок в подшипниках генератора и турбине измерять следует с помощью схемы, предложенной в [156]. Сопротивление, соответствующее половине максимального напряжения между корпусом турбины (или корпусом изолированного подшипника генератора) и шейкой ротора по постоянной, переменной и высокочастотным составляющим тока, будет равно сопротивлению подшипника по соответствующей составляющей. Так как эквивалентная схема подшипника может быть представлена в виде параллельно [c.241]

ПОДШИПНИК загружен неравномерно — перегружается та его часть, в сторону которой происходит наклон оси вала. Максимальные напряжения при этом выше средних значений в 2—3 раза, что снижает ресурс работы подшипника. [c.329]

Недостатками подшипников из углепластиков является хрупкость, что может привести к их растрескиванию и скалыванию. Вследствие отклонения от соосности вала нагрузка по ширине подшипника распределена неравномерно. Поэтому максимальные напряжения в цилиндрических подшипниках скольжения возникают у краев втулки. [c.78]

Схема машины для испытаний вращающихся образцов при изгибе постоянным изгибающим моментом показана на рис. 7.7. При использовании такого типа нагружающего приспособления по всей длине вращающегося образца в виде балки между внутренними подшипниками действует постоянный изгибающий момент. В условиях действия этого постоянного изгибающего момента образец вращается вокруг продольной оси. В любой точке на его поверхности действуют симметрично циклически меняющиеся напряжения, что нетрудно установить, проследив за изменением напряжения в какой-либо точке от максимального сжатия в верхнем положении через нуль, когда точка расположена сбоку, до максималь- [c.177]

Когда две поверхности находятся в условиях контакта качения, процесс износа совершенно отличается от только что описанного процесса износа при скольжении, хотя недавние исследования износа при скольжении и привели к созданию теории износа при скольжении, называемой теорией расслоения [13, в соответствии с которой механизм износа очень схож с описываемым здесь механизмом износа при качении. В результате контакта при качении возникают напряжения, причем максимальное касательное напряжение возникает в материале на небольшой глубине, немного ниже поверхности контакта (см., например, [14, стр 3891). По мере движения зоны контакта качения относительно некоторой точки касательное напряжение вблизи поверхности меняется от нуля до максимального значения, а затем опять до нуля. Таким образом, возникает поле циклических напряжений. Представленный в гл. 7—9 материал указывает, что в полезных условиях может произойти усталостное разрушение путем зарождения трещины вблизи поверхности, которая при повторном циклическом нагружении растет и в конечном счете может выйти на поверхность, в результате чего от поверхности может отколоться макрочастица и образуется язвочка износа. Такое явление, называемое усталостным разрушением поверхности, представляет собой характерный вид разрушения подшипников качения, зубчатых передач, кулачков и других деталей машин, в которых имеются контактирующие в условиях качения поверхности. Испытания, проведенные производителями подшипников, показали, что долговечность N (в циклах) приближенно определяется выражением [c.583]

У величение размера галтели иногда мешает правильному функционированию детали. Например, невозможно увеличить радиус перехода между щекой и шейкой коленчатого вала, так как он оказался бы на площади подшипника. В этих случаях можно использовать внутреннюю выточку, показанную пунктиром на рис. 16.3, а также на рис. 12.15, в. Радиус в точке максимального сечения увеличен, а в поперечном сечении уменьшен незначительно или оставлен без Изменения. Внутренняя выточка может иметь или круговую, или эллиптическую форму. Правильную форму легче всего определить с помощью оптического метода. Обычное определение нагрузки и напряжений иногда бывает достаточным для приблизительного определения подходящей формы галтели. [c.430]

Верхняя траверса крана (см. рис. 171). Она представляет собой гнездо для подшипников и ее обычно изготовляют ковкой из стали Ст4 или Ст5. Для соединения с металлоконструкцией крана траверсу снабжают шипами или отверстиями для вставных шипов. Траверса работает на изгиб от сил Я и F с максимальными изгибающими моментами в среднем сечении, вызывающими напряжения [c.465]

Максимальные напряжения смятия на площадке контакта тела качения с дорожкой качения наружного кольца подшипника для шарикоподшипника [c.135]

Пример 2.1. Определить размеры площадки контакта, максимальное контактное напряжение, сближение деталей при взаимодействии шарика с внутренним и наружным кольцами в шариковом радиальном подшипнике 217 (рис. 2.15), нагруженном радиальной силой Fr = 22000 Н. Диаметр шарика = = 19,844 мм, число тел качения Z= 11. [c.172]

Предел прочности на сдвиг — минимальное напряжение сдвига, вызывающее разрушение структурного каркаса пластичной смазки и переход к вязкому ее течению. Предел прочности характеризует способность смазки сопротивляться сбросу с движущихся деталей, вытекать и выдавливаться из уплотнений подшипникового узла, сползать с вертикальных и наклонных поверхностей. Стандарты и ТУ устанавливают минимально допустимые величины предела прочности смазок при максимальной температуре их применения. Однако использование пластичной смазки с чрезмерно высоким пределом прочности для подшипников качения также нежелательно, так как при этом ухудшаются условия для проникновения смазки в зону контакта рабочих поверхностей. [c.354]

Радиально-упорный роликовый конический однорядный подшипник типа 7000. Нагрузка на наиболее нагруженный ролик == 60 500 Н. Средний диаметр подшипника )(, = 142 мм. Диаметр ролика = 22,8 мм. Рабочая длина ролика I = 30,5 мм. Угол контакта ролика с внутренним кольцом ав = 22°. Определить максимальные нормальные напряжения в контакте ролика с внутренним кольцом. [c.393]

Иначе говоря, максимальная нагрузка на один шарик равна всей нагрузке подшипника, отнесенной к одной пятой всех шариков. Ур-ие Герца дает соотношение мелгду напряжением, максимальной нагрузкой на один шарик и величиной площади соприкосновения (фиг. 15) между шариком и беговой дорожкой, представляющей собой эллипс с полуосями и Ь. [c.453]

Описанная выше схема нагружения вращающегося вала весом маховика, т. е. силой постоянного направления, используется при устройстве наиболее распространенных испытательных машин. Образец круглого поперечного сечения зажимается в шпиндель, на другом конце образца помещается подшипник, к нему подвешивается груз. Максимальное напряжение подсчитывается по обычным формулам теории упругого изгиба в предположении о том, что материал следует закону Гука. Это не совсем точно, в действительности при циклическом нагружении диаграмма зависимости деформации от напряжения представляет собою криволинейную замкнутую петлю, как схематически показано на рис. 19.10.1. Однако погрешность в определении о обычным способом невелика и ею можно пренебречь. Прикладывая нагрузки разной величины и фиксируя число циклов до разрушения п, строят диаграмму, которая схематически показана на рис. 19.10.2. По оси абсцисс откладывается число циклов до разрушения, по оси ординат — напряжение. Эта диаграмма носит имя Вёлера [c.678]

Расчеты показывают, что в существующих корпусах свыше 50% всей нагрузки на подшипники воспринимает один шарик или ролик, расположенный в данный момент на линии действия нагрузки. Такое резко неравномерное распределение нагрузки на тела качения приводит к чрезмерному повышению контактных напряжений и преждевременному выходу подшипников из строя. На долговечнесть (срок службы) подшипников влияет усталостное выкрашивание рабочих элементов подшипников, которое зависит главным образом от величины контактных напряжений. Пользуясь формулами, приведенными в справочной литературе, можно определить радиальное давление на наиболее нагруженное тело качения, а также максимальные напряжения на контактной площадке тел качения. [c.419]

Расчет пластмассовых опорных подшипников скольжения по Платонову [6]. Под действием нагрузки Р напряжения в подшипнике распределяются неравномерно (рис. 110) напряжение колеблется в пределах от нуля до максимального значения (Jniax- Величина СТ, ах значительно выше среднего условного удельного давления р ,,, которое конструктор обычно учитывает [6. Значение Рср определяют из уравнения (152). [c.225]

Предельная нагруз-ка подшипника не должна вызывать излишнюю деформацию, т. е. сг, ах не должно превышать предела пропорциональности материала. Таким образом, Платонов свел репшние вопроса о несущей способности к определению максимального среднего давления р ртах, при котором возникаюш,ее напряжение сТпих остается еш,е меньше предела пропорциональности (а, а < ст ,,). [c.225]

Недостатками подшипников из углепластиков является хрупкость, что может привести к их растрескиванию и скалыванию. Вследствие отклонения от соосности вала нагрузка по ширине подшипника распределена неравномерно. Поэтому максимальные напряжения в цилиндрических подшипниках скольжения возникают у краев втулки. Повысить нагрузочную способность подшипников из углепластиков и увеличить их прочность можно скругле- [c.57]

Регулярные стандартизированные испытания агрегатов тем более необходимы, что теоретический расчет усталостной прочности деталей автомобиля является в значительной мере условным. Автомобиль эксплоатируется при переменном режиме, причем влияющие на срок службы факторы сочетаются в самых разнообразных комбинациях и создают громадный диапазон непрерывно меняющихся условий. Поэтому расчет деталей на усталость, произведенный как по максимальным, так и по приближенно выбранным средним действующим нагрузкам, имеет практическую ценность в том случае, если он подкреплен результатами соответствующих стендовых испытаний. Более того, известно, что даже весьма тщательный теоретический расчет конструкции при правильном выборе материала и термообработки отнюдь не обеспечивает высокого срока службы. Например, испытания более 400 задних мостов до разрушения от усталости показали, что концентрация напряжений, вызванная деформацией шестерен, подшипников и картера, искажением формы зубцов, штрихами от механической обработки и т. п., варьирует в столь широких пределах, что в значительной мере перекрывает влияние металла и термообработки. В упомянутой выше работе [4] описываются результаты испытания четырех одинаковых коробок передач, две из которых были выполнены одним заводом, две — другим, причем изготовление производилось по одинаковым чертежам и техническим условиям. Проверка изготовленных коробок обычными методами не выявила никакой разницы между ними. Тем не менее при испытании на стенде под полной нагрузкой коробки одного завода выдержали 2 часа, коробки другого завода—20 час. Следовательно, одни только, так сказать, технологические нюансы могут оказать громадное влияние на срок службы. [c.223]

По формулам (2) и (3) определяем максимально допустимую нагрузку Q для наиболее тяжелых условий работы подшипника при резонансе и близких к нему режимах работы. Затем проверяем подшипник на начало бринелирования от силы Q по методике, приведенной в работах [2 1 и [7 ]. Из работ [1 ] и [7] известно, что допустимые нагрузки на невращающийся подшипник не должны вызывать напряжений, способных создать остаточные деформации более 0,0001 dg. [c.484]

В радиально-поршневых высокомо.ментных гидромоторах, которые в последние годы находят все большее распространение в различных отраслях техники, ролики поршневых групп, обкатывающиеся по направляющей, обычно определяют долговечность всей гидромашины. В качестве указанных роликов часто применяют стандартные подшипники качения. Однако серийные подшипники плохо работают в условиях обкатывания направляющей. Последнее объясняется нагружением ролика пульсирующей нагрузкой, приводящей к развитию усталостных явлений во внешней обойме и ее разрушению. Действительно, при качении ролика по направляющей в месте контакта внешняя обойма испытывает максимальное напряжение от изгиба. При дальнейшем качении место с максимальным напряжением уходит от места контакта и постепенно разгружается. [c.206]

Максимальный угол перекоса, при котором внутреннее ко.тьцо может вращаться относительно наружного без возникновения напряжений в деталях подшипника, не должен превышать значений, приведенных в табл. 9-24. [c.298]

Максимальный угол перекоса, при котором внутреннее кольцо может враш,аться относительно наружного без возникновения напряжений в деталях подшипника качения, нг должен превышать значений, ука аапыч в таЗл 8 3 Таблица 83 Дс ,сл. .1уг f o -i [c.202]

Базовая статическая грузоподъемность подшипников — это такая статическая нагрузка, превышение которой вызывает появление недопустимых остаточных деформаций в деталях подшипника. Опыт показал, что при статическом нагружении подшипника, т. е. при отсутствии взаимного поворота колец, общая остаточная деформация в контактах менее 0,0001 диаметра тела качения не оказывает влияния на работоспособность подшипника. Поэтому при определении статической грузоподъемности за расчетные напряжения принимают максимальные контактные напряжения, которые вызывают общую остаточную деформацию кольца и тела качения в наиболее нагруженной зоне, приблизительно равную 0,0001 диаметра шариТса или расчетного диа- [c.434]

Bearing strength — Несущая способность подшипников. Максимальное напряжение, которое может выдержать подшипник. Также напряжение в той точке на кривой зависимости напряжение — деформация, в которой тангенс равен напряжению, разделенному на % внутреннего диаметра подшипника. [c.901]

Имеющаяся при индукционной закалке возможность согласовать свойства отдельных участков детали с величиной и характером действующих там напряжений дополнительно повышает конструктивную прочность деталей. Например, при объемно-поверхностной закалке крестовины кардана твердость вдоль поверхности шипов неодинакова. В местах контакта с игольчатыми подшипниками она составляет более HR 60 и обеспечивает высокое сопротивление контактным нагрузкам (брине-лированию), а у основания шипов, где действуют только максимальные рабочие напряжения от статического и ударного изгиба, твердость значительно ниже HR 52—54. о обеспечивает более высокие вязкость опасного участка крестовины, сопротивление ударным и статическим нагрузкам крестовины в целом (табл. 8). [c.610]

В модели жесткого индентора, скользящего по поверхности упругопластичного полупространства, можно говорить о создании области сжимающих напряжений впереди индентора и зоны растягивающих — позади. Зарождение пластического течения связано с достижением критического значения максимальных сдвигающих напряжений. Еще в первых исследованиях напряженно-деформированного состояния подшипников качения было показано, что область максимальных сдвигающих напряжений в общем случае находится на некотором расстоянии от контактной поверхности. Аналогичный вывод справедлив для трения скольжения [89]. В известной задаче Герца при отсутствии трения на контактной поверхности глубина действия максимальных сдвигающих напряжений определяется соотнощением hxOJR. С увеличением коэффициента трения область максимальных сдвигающих напряжений приближается к контактной поверхности и выходит на нее при ц 0,2. Именно в этой области происходит наиболее интенсивная генерация дефектов и, в частности, развитие процессов отслаивания в пластичных металлах. В малопластичных высокопрочных материалах наиболее опасной оказывается область максимальных растягиваюнщх напряжений. Пределы прочности на растяжение и сжатие твердых сплавов, быстрорежущих сталей, керамических материалов, ряда тугоплавких соединений переходных металлов отличаются в несколько раз (табл. 1.1). Кроме того, напряжения растяжения облегчают проникновение в устье зарождающихся трещин атомов и молекул окружающей среды, препятствуя их последующему захлопьгванию и интенсифицируя разрушение материала. [c.12]

Согласно теории Герца максимальные нормальные напряженш действуют в центре площадки контакта и равны по абсолютной величине максимальным давлениям р . Эти напряжения называют "герцевскими" и обозначают символом < н - = ро- Максимальным контактным напряжениям приписывают индекс Н по первой букве фамилии Герца (Hertz). По герцевским напряжениям Он, МПа, выполняют расчеты на контактную прочность шариковых подшипников качения и др. [c.170]

Режимы применения. Самосмазывающиеся шарикоподшипники воспринимают меньшие нагрузки, чем подшипники, эксплуатирующиеся на пластичных смазочных материалах. Эти нагрузки не должны превышать величин, обусловливающих максимальные контактныё напряжения на внутреннем кольце 1500—2000 МПа. При более высоких контактных напряжениях возможность работы таких подшипников резко снижается. Это объясняется тем, что твердые смазочные материалы не могут отводить тепло, образующееся на контактирующих поверхностях кроме того, при больших нагрузках имеет место продавливание твердосмазочной пленки, что повышает трение в подшипнике и ведет к форсированному износу деталей. [c.63]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...