ПОДШИПНИКИ Расчетные формулы

Контактные напряжения в деталях подшипников. При известных Ро, Р, Р можно определить контактные напряжения в подшипнике. Расчетные формулы для соответствующих случаев контакта можно найти в справочниках [26]. Эти формулы здесь не рассматриваются, так как на практике расчет (подбор) подшипников выполняют не по напряжениям, а по нагрузкам (см. 16.8). [c.352]

При известных Ро. Ри . Рп (см. рис. 15.14) можно определить величину контактных напряжений в подшипнике. Расчетные формулы для соответствующих случаев контакта можно найти в справочниках [1], [42]. и формулы здесь не рассматриваются, так как на [c.332]

По вычисленной приведенной нагрузке и расчетной долговечности определяют требуемую динамическую грузоподъемность подшипника по формуле [c.265]

Выбор радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников ведется по диаметру валика d (мм) и расчетному коэффициенту работоспособности С. Последний определяется при Ry > и А > (Sy—S2) для более нагруженного подшипника / по формуле [c.282]

Для упорных подшипников расчетное значение С определяется по формуле [c.283]

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]

При расчетном значении зазора коэффициент трения подшипника, по формуле (13 6), [c.334]

Для главного упорного подшипника расчетное усилие Р, Н, определяется формулой [26] [c.310]

Расчетные формулы для параметров теплоотвода корпуса подшипника [c.54]

Так как в расчетные формулы, приведенные в предыдущем параграфе, входит коэффициент вязкости масла, зависящий от температуры, то в начале расчета надо задаться средней температурой масла в подшипнике принимаемой нами постоянной по всему масляному слою. [c.463]

Область больших эксцентриситетов характеризуется, наличием высоких давлений внутри масляного слоя. Как известно, наблюдается изменение вязкости масла в зависимости от давления, особенно резко выраженное при высоких давлениях. Следовательно, допускают ошибку, помещая в расчетные формулы значения вязкости, определенные при атмосферном давлении. Изложенные обстоятельства наиболее важны для подшипников двигателей, поэтому следует учесть особенности, характерные для их работы. [c.15]

Таким образом, расчетный коэффициент дисбаланса для рассматриваемого тягового двигателя ДПЭ-340 получается приблизительно одинаковым для обоих подшипников. По формулам (104) найдем [c.249]

Расчетный скорректированный ресурс подшипника по формуле (31) при а = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 68), Й23 = 0,7 (обычные условия применения, табл. 70), А = 3 (шариковый подшипник) [c.130]

Характеристика [pv] является как бы указанием на способность подшипника нести ту или иную нагрузку, и она может быть использована для первого ориентировочного выбора подшипникового материала и определения d и / подшипников, предназначенных работать в условиях, для которых длительной практикой эксплуатации выявлены допустимые значения характеристики [pv]. Расчетная формула будет [c.453]

Подшипники качения подбирают на основе расчетных формул по ГОСТ 18855 — 82. Эти формулы действительны для подшипников, работающих при постоянных по значению и направлению (или приводимых к ним) нагрузках, при частоте вращения ниже предельной пред (значения ее приводятся в каталогах подшипников). Формулы получены исходя их критерия усталостной прочности элементов подшипника при температуре до 125°С. [c.331]

Определим допуски на влияющие размеры. Радиальное биение дорожки качения наружных колец подшипников (класс точности нормальный D 80.... ..120 мм) Кеа = 0,035 мм (см. табл. 2.4). В расчетную формулу подставляем допуски для векторных величин (размеров В2 и В ) /у = 0,035 мм. Предельные отклонения размеров Вт = Bg = 70 мм предварительно назначаем равными 0,20 мм. Следовательно, ету = ет = О, /7 = = 0,40 мм. [c.534]

При выводе расчетных зависимостей следует использовать теоремы теории вероятностей о среднем значении и дисперсии произведения случайных величин [8]. Сравнивая полученные зависимости, можно заметить, что дисперсия векторных погрешностей, являющихся функцией не двух, а трех случайных величин, отличается от дисперсии обычных векторных погрешностей наличием коэффициента 0,5 поэтому при суммировании векторных погрешностей в расчетную формулу перед обозначениями погрешности подобного вида следует вводить коэффициент 0,5. Следовательно, характеристики смещения осей наружных колец для опоры, состоящей из двух близко расположенных подшипников, [c.539]

Конструктивная форма детали. Прочность и износостойкость деталей автомобильных и тракторных двигателей сильно зависит от их конструктивной формы. Усилительные ребра (например, на днище поршня), пояса (например, на цилиндровых гильзах), приливы и выступы (например, на крышках подшипников) значительно увеличивают прочность и жесткость детали. При проведении прочностных расчетов для упрощения расчетных формул усиливающие элементы детали обычно во внимание не принимаются, влияние же их на прочность и жесткость учитывается выбором больших допускаемых напряжений. [c.48]

Расчетная нагрузка на подшипник по формуле (111) [c.153]

Ниже помеш,ены расчетные формулы для определения контактных напряжений смятия для некоторых типов подшипников качения. [c.321]

Расчетные формулы 228, 229 Подшипники качения шариковые ра- [c.840]

С учетом выражений (а), (б), (г), (е) и (з) из последнего неравенства вытекает расчетная формула для проверки температурного режима работы подшипника [c.400]

Для упорных подшипников, воспринимающих только осевую нагрузку, оба кольца занимают одинаковое положение относительно шариков, вследствие чего в уравнении (26.25) Q p = Л общая расчетная формула принимает вид [c.489]

Исходное уравнение несущей способности гидродинамического подшипника приводит к расчетной формуле эксплуатационно допустимого наибольшего зазора [c.196]

Существуют расчетные формулы, позволяющие сразу вычислить Q m ДЛЯ любого типа подшипника качения (табл. 11). [c.88]

Учитывая все особенности геометрической формы кольца подшипника, в расчетных формулах необходимо связать оста- [c.484]

Расчетные формулы 4 — 229 Подшипники качения шариковые — Габаритные размеры 4 — 243—250 [c.454]

Порядок гидродинамического расчета подшипника. Входящие в расчетные формулы величины Фр, 1, О), t, Ь, с1, ЛтШ, Д Wг и другие взаимно связаны, и изменение одной их них влечет за собой изменение других. Поэтому при гидродинамическом расчете под-шипника обычно выбирают соотношения параметров примерно такие же, как и в аналогично выполненных конструкциях, учитывая при этом технологические и эксплуатационные особенности проектируемой опоры. В общем случае исходными для расчета подшипника величинами являются внешняя нагрузка Р о задаваемая по величине и направлению, и частота вращения шипа диаметр шипа определяют, как правило, не из расчета на прочность, а конструктивно — в соответ- м ствии с размерами вала, найденными пред- шествующим расчетом, учитывая необходимые [c.277]

Последовательность гидродинамического расчета подшипника. Все величины, входящие в приведенные расчетные формулы, взаимосвязаны, изменение каждой из них отражается на других. Поэтому при проектировании опор скольжения в новых конструкциях машин применяют метод подобия, т. е. выбирают соотношения параметров такие же, как и в аналогичных выполненных конструкциях, с уч гом технологических и эксплуатационных особенностей разрабатываемой опоры. [c.390]

Простейшая подшипниковая опора состоит из вала, корпуса и разделяющего их подшипника. В зависимости от назначения опоры и предъявляемых к ней требований спа может содер кать крышки, детали крепления внутреннего и назужного колец подшипников на валу и в корпусе, смазочные и уплогняющие устройства. Основным элементом опоры является подшипник, определяющий не только работоспособность самой опоры, но и всей машины. Одиако надежность опоры зависит не только ст правильности выбора подшипника по режиму нагружения, частоте вращения, долговечности и некоторым другим параметрам, отраженным в расчетных формулах. Имеются много факторов, которые из-за их количественной неопределенности в этих формулах не учтены, но на работоспособность подшипника могут оказывать реи[ающее влияние. [c.112]

Приводимые ниже табл. XI-19—XI-30 содержат основные размер , некоторых типов подшипников качения (по указанным в таблицах стандартам), размеры сопрягаемых с подшипником деталей, формулы для расчета эквивалентных динамической Р и статической Ро нагрузок и ориентировочнь е расчетные значения динамической С и статической Со грузоподъемностей коэффициентов Х-, К Хо и Fgi предельных частот вращения при работе на консистентной и на жидкой смазках массы подшипника. Обозначеки.1 подшипников приведены на с< 454< [c.433]

Данный метод по идее аналогичен обычному трибометрическому методу определения f. Расчетная формула (191) достаточно точна Основная трудность при проведении опытов заключается в правильном определении чистого крутящего момента. Обычно его измеряют па шпинделях, передающих вращение валкам. С этой целью на шпиндели наклеивают проволочные датчики или применяют крутильные динамометры разных типов. Для определения крутящего момента на бочке необходимо из замеренного момента на гппинделе Мщп вычесть момент сил трения в подшипниках валков Мт. п [c.84]

Определяется расчетное удельное давление Ррасч, исходя из принятого режима работы подшипника, по формуле [c.382]

Если подшипник должен работать при условиях, отличающихся от нормальных (температура подшипника из обычной хромистой стали типа ШХ15 более 100 С, во время работы возможны толчки, вибрация, перефузки), то в расчетную формулу для определения эквивалентной нафузкн могут бьггь внесены коэффициенты, учитывающие влияние этих отличий. [c.264]

Расчетные формулы, основанные на теории Герца, неприменимы в тех случаях, когда указанные вышэ допущения не могут быть сделаны. Так, например, формулы эти неприменимы в случае сжатия двух цилиндров, сумма кривизны которых весьма мала (передача давления от цапфы на подшипник определение напряжений в посадках вала в отверстие с натягом и т. п.). [c.205]

Обработка экспериментальных данных методами численного анализа позволила установить константы А, Б я х для катков-подшипников диаметром 83 мм кареток подвесного грузонесущего ГН-ЮОР и толкающего ТП-ЮО конвейеров при смазке 1-13 и температуре окружающей среды -f 15°С Л = 90-10 Б = 2760-Ю и л = 1. Расчетная формула для коэффициента сопротивления движению кареток и тележек с катками-под-щипниками диаметром 83 мм, работающими в хороших производственных условиях окружающей среды в отапливаемых помещениях (группы ПУ1 и ПУ2, ТГ2 и ТГЗ), имеет вид [c.257]

В данном издании учебника примеры типовых расчетов почти полностью заменены новыми, которые соответствуют изменениям, внесенным в методы расчета. Замена и переработка примеров обусловлена также переходом на Международную систему един1щ измерения (СИ). Вместе с тем, учитывая неизбежность периода освоения Международной системы единиц в науке и промышленности, авторы сочли целесообразным в ряде слзгчаев параллельно дать формулы, основанные на единицах системы МКГСС, и привести числовые примеры их применения. Единицы СИ и МКГСС использованы, например, в тех случаях, когда написание расчетных формул зависит от принятой системы единиц (расчеты зубчатых червячных передач, подбор подшипников качения). [c.3]

Во время работы зубчатой передачи вследствие упругой деформации ее зубчатых колес, валов и подшипников, а также погрешностей при их изготовлении и сборке, нагрузка на зубья распределяется по их длине неравномерно. Кроме того, на зубья действует дополнительная динамическая нагрузка. Озответственно, в формулы для расчета зубьев на прочность вводят поправочные коэффициенты /Ск —к оэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев, и/Сд — коэффициент динамической нагруз-к и, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку на зубья. Коэффициенты Кк и Кд вводят в расчетные формулы умножением силы Q на эти коэффициенты. [c.241]

При работе зубчатой передачи между зубьями сопряженных зубчатых колес возникает сила давления f рис. 12.15), направленная по линии зацепления. Кроме того, от скольжения зубьев между ними образуется сила трения = где / — коэффициент трения. Сила невелика по сравнению с силой Р, поэтому при выводе расчетных формул ее не учитывают, т. е. принимают, что сила взаимодействия между ЗЫБЯМИ направлена по нормали к их профилям. Под действием силы F и F зубья находятся в сложном напряженном состоянии. На их работоспособность оказывают влияние напряжения изгиба в поперечных сечениях зубьев и контактные напряжения Стд в поверхностных слоях зубьев. Оба эти напряжения, переменные во времени, и могут бьггь причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей. Напряжения изгиба Tf вызывают поломку зубьев, а контактные напряжения Он — усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев. Поломка зубьев — опасный вид разрушения, так как при этом может выйти из строя не только зубчатая передача, но и валы и подшипники из-за попадания в них отколовшихся кусков зубьев. Поломка зубьев возникает в результате больших нагрузок, в особенности ударного действия, и многократных повторных нагрузок, вызывающих усталость материала зубьев. Во избежание поломки зубьев их рассчитывают на изгиб. Усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев — распространенный и опасный вид разрушения большинства закрытых и хорошо смазываемых зубчатых передач. Выкрашивание заключается в том, что при больших контактных напряжениях на рабочей поверхности зубьев обычно на ножках, вблизи полюсной линии) появляются усталостные трещины. Это приводит к выкрашиванию мелких частиц материала зубьев и образованию небольших осповидных углублений, которые затем под влиянием давления масла, вдавливаемого с большой силой сопряженным зубом в образовавшиеся углубления и трещины, растут и превращаются в раковины. Для предотвращения выкрашивания зубьев их рассчитывают на контактную прочность. [c.181]

С помощью приведенных форхмул для точечного и линейного касания нетрудно получить расчетные формулы для всех типов подшипников [159]. [c.54]

При выборе высокоскоростных подшипников с короткими цилиндрическими роликами желательно ставить на одном валу один или несколько шарикоподшипников для восприятия осевых усилий, а на роликоподшипник передавать только раднальные нагрузки. Безбортовые наружные или внутренние кольца должны быть надежно фиксированы в осевом направлении во избежание их смещения, которое может вызвать снижение рабочей длины площадки контакта роликов с соответствующим кольцом, а при значительном сдвиге кольца — даже аварию подщипника и узла в целом. Расчетная формула для определения эквивалентной нагрузки роликоподшипников, освобожденных от осевых усилий, такова [c.105]

Определение расчетных формул будем делать, исходя иэ результатов, полученных для упорных подшипников (гл. V), в случае вязкости, изменяющейся по закону (2.15) с д = 1, так как для этого случая переход от ламинарного режима к турбулентному делается просто с помощью формул преобразования (2.45). В случае, если вязкость изменяется иначе чем утгазано выше, рабочие характеристики можно получить, следуя методу, данному в подпункте 6.2.1.1. [c.263]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...