Подшипники Расчет приближенный

Для рассматриваемого примера х = 5,5 мкм, г = х оо — = 5,5/6 0,91. Пользуясь таблицей значений интегралов функций Ф (г) (см. приложение), находим Ф (г) == 0,3186. Вероятность получения натягов в соединении 0,5 + 0,3186 = 0,8186, или 81,86 %. Вероятность получения зазоров (незаштрихованная площадь под кривой распределения) 1 —0,8186 = 0,1814, или 18,14 %. Вероятные натяг —5,5 — За = —23,5 мкм и зазор —5,5 + Зст = +12,5 мкм практически являются предельными. Этот расчет приближенный, так как в нем не учтены возможности смещения центра группирования относительно середины поля допуска вследствие систематических погрешностей. При высоких требованиях к точности центрирования, а также при больших (особенно ударных) нагрузках и вибрациях назначают посадки с большим средним натягом, т. е. Н/п, Н/т. Чем чаще требуется разборка (сборка) узла и чем она сложнее и опаснее в смысле повреждения других деталей соединения (особенно подшипников качения), тем меньше должен быть натяг в соединении, т. е. следует назначать переходные посадки Н/к, H/j . [c.221]

Расчет приближенный радиального подшипника 27—29 [c.558]

Эта особенность делает принципиально невозможной замену смазочного слоя системой пружин, хотя в практических расчетах приближенное представление смазочного слоя в виде пружин может дать оценку поправок к собственной частоте вала. Неравенством значений ai2 и 021 определяется основное свойство смазочного слоя подшипников, состоящее в том, что приложенная к шейке вала сила вызывает перемещение вала не только вдоль линии действия силы, но и перпендикулярно к ней. [c.303]

Выполнение расчетов, о которых говорилось выше, к сожалению, для многоопорных роторов невозможно из-за отсутствия необходимых сведений по динамическим коэффициентам смазочного слоя для реальных подшипников, но приближенную оценку влияния смазочного слоя на величину критических угловых скоростей можно сделать. Для этого нужно рассматривать раздельно вертикальные и горизонтальные колебания вала, заменяя при этом смазочный слой пружинами, хотя это, как указывалось выше, принципиально недопустимо, однако дает возможность на практике уточнить значения собственных частот колебаний ротора. [c.304]

Приведенные в гл. 3 способы расчета требуемой динамической грузоподъемности и долговечности подшипников обычно используют при достаточно точном определении нагрузки, действующей на опору. Для ориентировочных расчетов при выборе подшипника по приближенной эквивалентной нагрузке Р применяют уравнение [c.374]

Пример. Подшипник изготовлен на литьевой машине (по табл. 22 k , =1) расчет нагрузки на подшипник произведен приближенно ( к =0,9) поломка подшипника вызывает остановку машины без существенной порчи смежных деталей (Ао=0,95)-Допускаем, что подшипник во время работы может нагреться в среднем до 70° С ( т = 0,74) температура плавления полиамида 210° С. Экскаватор работает при температуре окружающей среды — 10, —30° С ( к = 1). Определяем расчетные величины. Действительный модуль упругости [c.77]

Раздельное измерение потерь связано с большими трудностями. Поэтому на практике обычно определяют суммарные потери в передаче. Для приближенных расчетов можно использовать следующие ориентировочные значения к. п. д. одной ступени зубчатого редуктора на подшипниках качения при номинальной нагрузке [c.139]

На это.м заканчивается приближенный расчет подшипника. В этом расчете температура масла выбрана ориентировочно. Фактическая температура может быть другой, другой будет и вязкость масла, а следовательно, и грузоподъемность подшипника или толщина масляного слоя см. рис. 16.6 и формулу (16.6). Неточности приближенного расчета компенсируют повышенными значениями коэффициента запаса, принятого в формуле (16.10), и выбором способа смазки на основе следующих опытных рекомендаций [c.280]

На следующем этапе (эскизное проектирование) выполняются проектировочные расчеты, позволяющие приближенно определить размеры основных деталей (шестерен, валов, муфт и др.) и сделать эскизный чертеж проектируемого устройства. Размеры некоторых элементов деталей (например, обода, диска, ступицы зубчатого колеса, литого или сварного корпуса и т. д.) можно определить по рекомендациям, составленным на основе опыта проектирования подобных конструкций. На параметры многих деталей машин (подшипники, муфты, смазочные устройства и др.) имеются ГОСТы, ознакомление с которыми и применение — одна из важных задач курсового проектирования. [c.6]

Для приближенного расчета упорных подшипников с неподвижными сегментами используются следующие уравнения [c.320]

При поверочном тепловом расчете исполненных подшипников (параметры которых необязательно выбраны из условия = 0,3) среднюю те.мпературу г р масляного слоя определяют методом последовательного приближения. Задаются предположительным значением ( .р, определяют [c.359]

При нагрузке, переменной по направлению и величине (нестационарный режим нагружения), расчет усложняется. Приближенно такие подшипники рассчитывают, исходя из средней величины нагрузки и средней частоты вращения вектора нагрузки за цикл нагружения. [c.360]

Кпд зубчатых передач. Для приближенных расчетов в силовых зубчатых передачах на подшипниках качения при номинальных нагрузках можно пользоваться следующими экспериментальными данными у цилиндрической передачи Т = 0,99... 0,98 при 6-й и 7-й степенях точности -/ = 0,975. .. 0,97 при 8-й и 9-й степенях точности в закрытой передаче и т =0,96... 0,95 в открытой передаче, у конической передачи при упомянутых условиях соответственно = 0,98. .. 0,96 т] = 0,96. .. 0,95 и г, = = 0,95.. . 0,94. [c.216]

Для приближенных расчетов подшипников скольжения можно принимать следующие ориентировочные значения [/ ], МПа и МН/(м-с) [c.225]

Расчет. Расчет подшипников скольжения при радиальной нагрузке R выполняется по приближенным формулам на ограничение удельного давления р, а также на ограничение нагрева и износа, пропорционального показателю удельной работы трения pv (МПа-м/с) [c.285]

При приближенном расчете, если пренебречь потерями на трение в подшипниках и на ободьях колес, нормальная сила нажатия Р" может быть вычислена из следующего соотношения [c.92]

Аналитический расчет опор скольжения вызывает большие трудности, так как невозможно достоверно учесть влияние многочисленных факторов, определяющих их работоспособность. Для режима сухого и граничного трения в инженерной практике часто используется приближенный метод расчета, выработанный многолетним опытом эксплуатации опор скольжения. Суть этого метода состоит в проверке вкладыша подшипника по критериям прочности и теплостойкости. [c.407]

Расчет и подбор подшипников нередко производят методом последовательных приближений. Для этого приходится определять расчетную долговечность выбранного подшипника. Долговечность подшипника определяется количеством полных оборотов или количеством часов работы при заданной постоянной частоте враш,ения до появления признаков усталости материала любого его кольца или тела качения. [c.424]

ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ (ПРОВЕРКА) РАДИАЛЬНОГО ПОДШИПНИКА [c.27]

Классические решения гидродинамической теории развиты для случаев учета зависимости вязкости смазки от температуры и давления и теплообмена с поверхностями (плоская задача), на подшипники новых типов с карманами-холодильниками и др. Приближенно рассмотрены задачи для подшипников с перекосом шейки, с отклонениями вкладыша и шейки от идеальной формы. Широко применяются для расчетов подшипников электронные счетные машины. [c.69]

При приближенных прикидочных расчетах момента сил трения в подшипниках пользуются эмпирическими зависимостями. В работе [46] для определения величины момента сил трения в стандартных приборных радиальных однорядных шарикоподшипниках рекомендуются следующие соотношения при радиальных нагрузках [c.71]

В связи с тем, что расчеты момента сил трения в подшипниках дают только приближенные значения этих величин и не учитывают ряд факторов, влияющих на момент сил трения, на практике очень часто пользуются экспериментальными данными. [c.71]

Определяемые из уравнения (2.56) критические угловые скорости валов, свободно опертых в подшипниках, обычно отличны друг от друга, так как в данном случае тождественные корни отсутствуют. Уравнения (2.56) и (2.54) приводят к одинаковым результатам, и поэтому можно применять любой из указанных способов. То обстоятельство, что мы располагаем двумя способами расчета, дает возможность, как на это указывают многие авторы и в последнее время Р. Граммель, получить приближенные пределы значений низшей (ал) и высшей (со,,) критических угловых скоростей. В соответствии со свойствами корней высшего порядка из уравнения (2.54) следует, что [c.56]

Данное уравнение дает точное значение критической угловой скорости (О, если У и <р,- соответствуют действительной кривой прогибов при данной критической скорости (нам известны только (гх отношения). Расчет будет приближенным, когда вместо точных значений у -, и используются приближенные, соответствующие заданной форме кривой прогибов. Для низшей критической угловой скорости вала, свободно опертого по концам на двух подшипников, можно принять кривую прогибов, возникающую при статическом нагружении вала собственным весом. В этом случае мы в уравнение (2.62) вводим т],- вместо г/, и т вместо ф,, причем Т)То делаем так, чтобы [c.60]

Если диаметры всех кривошипов одинаковы, а плечи кривошипов короткие, то можно реакции определять приближенно, как у неразрезной балки постоянного сечения. Такое упрощение оправдывается тем, что даже та.ч называемый точный расчет основан на целом ряде допущений. Например, предполагается, что подшипники представляют расположенные на одной прямой неподвижные шарнирные опоры распределенные нагрузки рассматриваются как сосредоточенные силы расчет производится по среднему сечению вала, который принимается как тонкий прямой стержень и т. д. [c.159]

Приближенный расчет подшипников скольжения производится по удельному давлению р в подшипнике и величине р-и, в некоторой мере характеризующей условия износа и нагрева подшипника. [c.706]

В первом приближении можно допустить, что подводимое извне и отводимое в окружающую среду количества тепла взаимно уравновешиваются. Подшипник со стороны низкого давления турбины при таком методе расчета будет иметь расчетную температуру несколько выше истинной, что в процессе эксплуатации турбины легко может быть исправлено (если это окажется необходимым) уменьшением количества масла, подаваемого к этому подшипнику. [c.460]

Расчеты на прочность, жесткость, долговечность, нагрев и т. д., если они нужны, являются неотъемлемой частью процесса конструирования. Их выполняют параллельно с вычерчиванием и разработкой компоновок. Например, для расчета вала, нагруженного поперечными силами, необходимо построение эпюры изгибающих моментов, для чего, в свою очередь, прежде всего нужно определить взаимное расположение опор вала и находящихся на нем деталей, передающих нагрузку. Следовательно, необходим чертеж, для выполнения которого нужны данные, определяемые расчетом (размеры подшипников, ширина шкивов и венцов шестерен, соответствующие размеры крышек, уплотнений и т. д.) поэтому в процессе конструирования вычерчивание и расчеты на прочность, жесткость и долговечность надо выполнять параллельно. Вначале делают предварительные ориентировочные расчеты, а окончательные результаты часто получают путем последовательного приближения. Только в отдельных случаях расчеты несколько опережают вычерчивание. На окончательной стадии может быть уточнена марка материала детали. [c.144]

Значения отношений С/Р в зависимости от долговечности и частоты вращения п для шарикоподшипников приведены в табл. XI-16, для роликоподшипников — в табл. XI-17. Таблицы позволяют исключить расчеты и упростить подбор подшипников. Промежуточные по сравнению с приведенными в таблицах значения искомых величин могут с достаточной степенью приближения определяться методом линейной интерполяции. [c.427]

Подшипники скольжения металлические радиальные - Приближенный расчет 32 [c.873]

Кроме того, есть напряжения, связанные с нагрузкой зубьев как консолей и с прогибами зубчатого венца на шарах гибкого подшипника как дискретных опорах. Эти напряжения сравнительно невелики. Они выражаются сложными формулами. Поэтому в приближенных расчетах их учитывают путем некоторого увеличения коэффициентов запасов прочности. [c.250]

В уравнения (9.11) и (9.12) следует подставлять значения динамической вязкости масла (Xj и fi,, которые соответствуют средним температурам смазочного слоя соответственно при SmmF и SmaxF-определения значений средних температур проводят тепловой расчет [131, который целесообразно выполнять на ЭВМ, используя метод последовательных приближений. Рекомендуется упрощенный метод выбора посадок для подшипников скольжения по относительному зазору I]), определяемому по эмпирической формуле [131 [c.215]

Расчет на допустимое давление производят приближенно. Принимая допустимое удельное давление на сегменты р .доп с 3,5 МПа, получают необходимую площадь нижних сегментов = Рап/руд.доп- Схемз смззки включзется в общую схему смазки генератора и турбины и в горизонтальных агрегатах является достаточно сложной. Один из ее вариантов показан в работе [29]. Наряду с расчетом на прочность выполняется тепловой расчет подшипника. [c.220]

Значительные исследования проведены в области упорных подшипников, включающие исследование распределения температуры и давления по поверхности подушек усовершенствованным методом конечных разностей с номощью ЭВМ, разработку приближенных инженерных методов расчета давлений, в том числе с учетом переменности вязкости от температуры, то же для подушек сложных контуров, исследование температурных и силовых деформаций и методов их компенсации, исследование ступенчатых подушек, в том числе с криволинейными кромками, установление оптимальных контуров подушек и оптимальных форм заборных скосов, исследование взаимовлияния и оптимального числа подушек, исследование работы подушек с гидроразгрузкой, установление оптимального режима пуска, в частности оптимальной температуры подогрева масла при пуске для обеспечения оптимальной вязкости масла в этот период. [c.69]

Теория расчета подшипников с воздушной смазкой отличается необходимостью учета сжимаемости воздуха. Разработана теория аэродинамических подшипников бесконечной длины (плоская задача). Ищутся решения пространственной задачи, по которой имеются только приближенные методы. В последнее время существенно продвинута теория и экспериментальные исследования неустойчивости двиишния вала в аэродинамических подшипниках. [c.70]

При приближенных расчетах для учета зазоров в подшипниках прини-ЪЯ [c.52]

При большом количестве подшипников и при коротких участках вала критические угловые скорости имеют весьма высокие значения. При эксплуатационных числах оборотов, встречающихся на практике, они обычно не проявляются. Такое положение наблюдается, в частности, у коленчатых валов. Так, при трех и даже двух опорах коленчатого вала четырехцилиндрового двигате-, 1Я не возникают крутильные колебания в пределах эксплуатационных режимов. Однако может наступить явление резонанса от какой-либо из гармонических составляющих возбуждающих усилий, вызывающих поперечные колебания вала. При больнюм количестве сосредоточенных масс на валу в статически-неопре-делимых случаях расчет крутильных колебаний является задачей сложной и трудоемкой в вычислениях. Только несколько частных случаев являются исключением. Поэтому был разработан целый ряд методов, которые допускают приближенно и с меньшей затратой труда установить низшую критическую угловую скорость, практически представляющую основной интерес. [c.58]

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]

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]

Масса реду1сгора. Как ее определить К сожалению, мы не имеем хотя бы приближенной зависимости для определения массы редукторов на стадии проектного расчета. В работе [31] масса редуктора определяется как сумма масс корпуса, зубчатых колес, валов и подшипников. [c.185]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...