Вал, расчет контакта

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

Сила Р является также исходной для расчета валов и поддерживающих валы опор. В этом случае, принимая для упрощения, что контакт зубьев происходит в полюсе зацепления П (его положение известно заранее), силу Р раскладывают на составляющие. [c.339]

Расчет. В жидкостных опорах, учитывая вероятность металлического контакта трущихся поверхностей опор, основные размеры (диаметр цапфы, длина подшипника) определяют расчетом, аналогичным расчету опор с трением скольжения (см. 142). В гидродинамических опорах, кроме этого, расчетом определяют минимальную толщину масляного слоя, зависящую от угловой скорости вращения вала, вязкости масла и удельного давления на опору, и необходимую величину зазора между цапфой и вкладышем. В гидростатических опорах задаются числом капиллярных отверстий и, исходя из нагрузки на опору, определяют необходимое давление д смазки, величину зазора между цапфой и подшипником и расход смазки, по которому подбирают насос. [c.471]

На рис. 9.19 представлено поле зацепления цилиндрического косозубого колеса (обозначения геометрических величин введены ранее). Элементарные силы давления первого колеса (радиус Га ) на второе (радиус Га< , распределенные по длине контактных линий, направлены по общей нормали соприкасающихся поверхностей и потому лежат в плоскости поля зацепления и нормальны к линиям контакта. Действие этого распределенного давления статически эквивалентно действию сосредоточенной в точке О силы (рис. 9.19, вид Б). Для последующего расчета валов и опор удобно разложить (рис. 9.20) на трн ортогональных компонента Р — окружную силу, лежащую в плоскости вращения и направленную по касательной к делительной окружности Р— радиальную, илн распорную, силу, лежащую в той же плоскости и направленную по линии центров Р — осевую силу, направленную вдоль образующей делительного цилиндра. [c.252]

Нормальная работа любой машины автоматического действия невозможна без строгого согласования (синхронизации) перемещений ее рабочих органов, приводимых в движение цикловыми исполнительными механизмами. Последовательность работы отдельных цикловых механизмов, как было указано выше, задается циклограммой машины-автомата. Поэтому для выполнения заданной технологическим процессом последовательности перемещений рабочих органов кинематическая схема машины-автомата должна обеспечить выполнение фазовых углов ф/ и углов интервалов циклов, которые связаны соотношениями (22.1) и (22.2). Следовательно, для согласования работы цикловых механизмов необходимо ведущие звенья их установить относительно главного вала (ведущего звена основного циклового механизма) под строго определенными углами ср/ (/ = 1,2, — порядковый номер циклового механизма), которые будем называть углами сдвига фаз (углами закрепления). Если в машине-автомате есть распределительный вал, на нем под указанными углами закрепляют рабочие элементы (ведущие кулачки и кривошипы, включающие рычаги, подвижные контакты и т. п.). При заданной циклограмме и известных размерах звеньев цикловых исполнительных механизмов углы aj сдвига фаз легко определяют графически или расчетами. При этом для плоских механизмов могут иметь место следующие случаи. [c.429]

На рис. 27 изображена схема узла, в котором вал вращается в неподвижном подшипнике. При расчете принимается следующая схема тепловых потоков. Тепло образуется на опорной площадке подшипника, ограниченной углом контакта 2ф, в процессе фрикционного взаимодействия рабочих поверхностей подшипника и вала. Избыточная температура вала под подшипником постоянна в радиальном и осевом направлении. Максимальная температура на рабочей поверхности обычно определяется как сумма средней температуры поверхности трения и температурной вспышки на пятне контакта [55, 57]. Формулы для расчета температуры вспышки даны во второй части и в приложении. Однако при скоростях скольжения, имеющих место при эксплуатации рассматриваемых подшипниковых узлов (менее 2,5 м/с—см. гл. 4), роль температурных вспышек на пятнах контакта незначительна, и ими можно пренебречь. Избыточная температура опорной площадки подшипника (на угле контакта 2(р) постоянна и равна Од, а за пределами опорной площадки температура рабочей поверхности подшипника снижается по экспоненциальному закону, достигая минимального значения в точке с рабочей поверхности, наиболее удаленной от опорной площадки (рис. 27). [c.51]

Таким образом, основное воздействие на процессы трения и изнашивания антифрикционных полимерных материалов оказывает температура, влияющая и на физико-механические свойства самих материалов, и на интенсивность протекания физико-химических процессов в зоне контакта полимера с металлом. Поэтому такое внимание уделяется расчетам температуры эксплуатации подшипниковых узлов, которая определяется величинами теплообразования на поверхностях трения и теплоотводом от них через вал и корпус узла. [c.67]

За счет вспучивания полимерного материала вблизи опорной площадки подшипника происходит некоторое повышение действительного угла контакта 2фд по сравнению с его расчетным значением на 2фр (рис. 1.3). Угол контакта 2фр зависит от зазора и смещения вала и трудно поддается расчету. Ряд исследователей считают, что для полимерных подшипников значение 2фо не должно превышать 90°. Задавшись допустимым значением расчетного угла контакта, можно связать между собой зазор с другими параметрами, входящими в состав безраз- [c.160]

Из условий загрузки носовой дейдвудной опоры можно сделать вывод, что эта опора очень часто оказывается выключенной из работы из-за действия большого изгибающего момента со стороны гребного винта в тех же случаях, когда контакт вала с носовой дейдвудной опорой не вызывает сомнения, она может быть заменена в расчете с достаточной степенью точности жесткой точечной опорой, расположенной на носовом срезе. [c.234]

И маслом в корпусе уплотнения в зависимости от окружной скорости вала и угла наклона кольца (рис. 5.99) и кривыми температур рабочей кромки кольца в зависимости от длительности его работы и угла а наклона (рис. 5.100). Из этих графиков следует, что перепад температуры между кромкой уплотнительного кольца и жидкостью можно принимать при расчетах колец, установленных под углом а = 3,5ч-4°, равным 25° С. Повышение угла наклона ограничено тем, что при достижении определенной величины наклона ухудшается герметичность уплотнения, а также усложняется изготовление уплотнительного узла. Утечка в этом случае появляется, когда линейная величина наклона превысит ширину полоски I контакта кольца с валом (см. рис. 5.98) [c.561]

При расчетах соединений с натягом следует учитывать следующие обстоятельства. Расчетный натяг iV, определяющий давление р на поверхности контакта и несущую способность соединения, будет меньше натяга, измеренного до сборки, так как при сборке происходит срез или пластическое обмятие вершин микронеровностей поверхностей контакта это приводит к увеличению диаметра отверстия в ступице и уменьшению диаметра вала и как следствие — к уменьшению натяга. В соединениях, подвергающихся нагреву или охлаждению при работе, происходит изменение начального (холодного) натяга в том случае, если детали изготовлены из материалов с различными коэффициентами линейного расширения или если при работе одна из деталей нагревается больше (меньше) другой. В быстровращающихся деталях диаметральные размеры охватывающей детали цод действием центробежных сил увеличиваются, что приводит к уменьшению натяга. [c.106]

Для упрощения расчетов считают, что напряжения смятия (давление) распределены равномерно по площади контакта боковых граней шпонок и шпоночных пазов (рис. 6.4, а), а плечо равнодействующей этих напряжений равно Q,Sd (где d — диаметр вала). Давлением на рабочих поверхностях шпонок и пазов, возникающим при посадке шпонок в паз вала с натягом, пренебрегают. При этих упрощениях напряжения смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу находят по формуле [c.132]

При расчетах следует проверять два условия прочности во-первых, давление на поверхности контакта р не должно превышать допускаемые напряжения смятия [а] (см. табл. 7.1) и, во-вторых, должна быть обеспечена прочность деталей соединения (вала и ступицы) при действии распределенного давления р (расчет аналогичен расчету на прочность деталей соединений с натягом, см. гл. 5). [c.158]

Примечание. Значения [ст] даны для валов, изготовленных из стали. При нагружении соединения изгибающим моментом потребное давление на поверхности контакта деталей соединения можно оценить по формуле (5.2) для соединений с натягом, и в расчете, естественно, применяют большее из полученных давлений. [c.159]

При расчете клеммовых соединений с прорезью (см. рис. 7.7, а) пренебрегают тем, что для выборки зазоров винты приходится затягивать сильнее, чем в клеммовых соединениях с разрезной ступицей. Иногда это учитывают, увеличивая в 1,1-1,2 раза необходимую силу затяжки винтов.. Распределение давления на поверхности контакта клеммы с валом так же, как и в случае клеммы с прорезью, принимают равномерным, тогда формулы для соединений с разъемной ступицей полностью применимы и для соединений с прорезью только в этом случае под z понимают полное число винтов, стягивающих клеммовое соединение. [c.168]

Винтовая передача (рис. 8.56) осуществляется цилиндрическими косозубыми колесами. При перекрестном расположении осей валов начальные цилиндры колес соприкасаются в точке, поэтому зубья имеют точечный контакт. Векторы окружных скоростей колес направлены под углом перекрещивания, поэтому в зацеплении наблюдается большое скольжение. Точечный контакт и скольжение приводят к быстрому износу и заеданию даже при сравнительно небольших нагрузках. Поэтому винтовые передачи применяют главным образом в кинематических цепях приборов. В силовых передачах их заменяют червячными передачами с многозаходными червяками. Во многих случаях такая замена целесообразна и в передачах приборов. Прочностной расчет винтовых передач [10] вы- [c.208]

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]

Nf — сила трения в месте контакта ступицы с валом при упро> щенном расчете не учитывается а —ширина фаски на рабочей грани шпонки (при ориентировочных расчетах не учитывается) [c.167]

В случае абсолютного сцепления характер распределения контактного давления при наличии оборотов свидетельствует о том, что по краям ступицы диск будет отставать от вала. Такой же эффект описан в работе [173] при осуществлении тепловой посадки с идеальным контактом. Однако в ряде расчетов аналогичных конструкций, выполненных авторами, подобной картины не наблюдалось. Анализ результатов показал, что данное явление определяется значением натяга, геометрией объекта, характером внешних воздействий и другими факторами. В рассматриваемом случае уровень касательных напряжений в местах отставания диска от вала таков, что в действительности там должно произойти местное проскальзывание с последующим изменением знака радиальных напряжений. [c.130]

При расчете температуры на поверхности контакта манжеты и вала исходят из предположения, что распределение тепловых потоков из зоны контакта в вал Qb и манжету определяется уравнениями [c.190]

При построении эпюры крутящего момента численно равного вращающему моменту Гтах, местом приложения момента можно считать середину длины контакта сопрягаемых деталей. Расчет осей является частным случаем расчета валов при Мк = 0. [c.86]

Так как на червяк действует значительная осевая сила, то в опорах устанавливают радиально-упорные подшипники. Преимущественно применяют конические роликовые подшипники (рис. 5.35, а). Шариковые радиально-упорные подшипники применяют при длительной непрерывной работе передачи с целью уменьшения потерь мощности и тепловыделения в опорах, а также для снижения требований к точности изготовления деталей узла (рис. 5.35, б). Однако размеры опор, выполненных с применением радиально-упорных шарикоподшипников, вследствие их меньшей грузоподъемности, больше чем при конических роликоподшипниках. Поэтому окончательный выбор опор вала червяка иногда делают после сравнительных расчетов и прочерчиваний. Следует иметь в виду, что по схеме "враспор" не рекомендуют устанавливать радиально-упорные подшипники с большим углом контакта (а > 18°). При необходимости применения таких подшипников, а также при больших ожидаемых тепловых деформациях вала для закрепления в корпусе вала-червяка используют схему с одной фиксирующей и одной плавающей опорами (см. рис. 5.34, б). [c.488]

При работе с малой амплитудой качания, т. е. при р < ф (характерно для подшипников, устанавливаемых в шарнирах универсальных шпинделей и карданных валов), возникают специфические условия смазки нагруженного контакта тел и дорожек качения, поэтому расчет долговечности производят с учетом данных условий после проведения серии испытаний на соответствующих режимах. [c.471]

Расчет зубчато-ременной передачи включает определение основных геометрических характеристик передачи модуля т, числа гр зубьев ремня и длины I ремня. Модуль ремня выбирают из нормального ряда в зависимости от вращающего момента на быстроходном валу (табл. 7.11). Число зубьев шкива меньшего диаметра находят по табл. 7.11 в зависимости от модуля. Число зубьев шкива большего диаметра вычисляют по формуле 2 = 21 где и — передаточное число. Диаметры шкивов равны == т% 2 = /п22. Длину ремня I предварительно определяют по формуле (7.6). По величине I находят ориентировочное значение г -р = Г 1 пт), которое округляют до нормализованных значений по табл. 7.11. Межосевое расстояние передачи определяют по формуле (7.7), а число зубьев, находящихся в контакте со шкивом меньшего диаметра — по формуле гр = 2 01/360°, где [c.403]

Отметим, что в тех случаях контакта, когда соприкосновение ненагруженных деталей происходит по некоторой площадке конечных размеров, а не в точке и не по одной линии (например, контакт шпонки и шпоночного паза ступицы насаженной на вал детали), принято говорить не о контактных давлениях и напряжениях, а о напряжениях смятия и применять условный метод расчета, изложенный в главе IV. [c.436]

В этом случае расчет выполняют как поверочный, так как размеры подшипников выбирают конструктивно — в соответствии с размерами вала и оптимальным для данного типа опор отношением Ud. Прочность вкладыша (или антифрикционного слоя) при статической нагрузке зависит от величины давления. Так как между валом и подшипником имеется зазор, то действующая на опору нагрузка Р воспринимается лишь частью поверхности, ограниченной углом контакта фо (рис. 19). В точках А к В давление будет минимальным, а в точке С — максимальным. Давление в точке С значительно больше среднего давления, подсчитываемого по формуле [c.134]

В уточненном расчете следует учесть распределение давлений по длине контакта цапфы и подшипника, рассматривая упругий контакт вала и подшипника через условный контактный слой (см. гл. 29). [c.131]

Нагрузки от дисков, шкивов, зубчатых колес и других деталей также передаются на валы через площадки контакта. Распределение давлений (напряжений) в зонах контакта зависит от ряда конструктивных и технологических факторов (см. гл. 29), а расчетное определение этих давлений в соединениях и передачах связано со значительными математическими трудностями. В приближенных расчетах валов обычно не учитывают распределение нагрузок по длине зубьев зубчатых колес и шлицевых соединений, вдоль шпонок, вкладышей подшипников скольжения и других деталей, и при составлении расчетной схемы вала эти давления обычно заменяют эквивалентными сосредоточенными силами, приложенными в середине площадки (площадок) контакта 1, [c.131]

Ограничимся случаем передачи клеммовым соединением вращающего момента (см. рис. 4.65) и покажем, как определить требуемые силы затяжки болтов. Величина искомых сил существенно зависит от закона распределения сил взаимодействия между ступицей и валом. Здесь примем простейшее и в то же время наиболее невыгодное (а следовательно, дающее погрешность, идущую в запас надежности расчета) предположение, что контакт между ступицей и валиком происходит по образующим, перпендикулярным осям болтов. Равнодействующие сил трения, приложенные Ч ступицам, показаны на рис. 4.65. Принимая, как и ранее, что момент сил трения должен на 20% превышать передаваемый момент, получаем [c.132]

Размеры колец выбирают с таким расчетом, что л кольца вы> ступали из проточек, в которые они заложены, благодаря чему н создается соответствующее уплотнение. До установки в проточку трапецеидального сечения кольцо имеет прямоугольное сечение, после установки оно деформируется по форме проточки, благодаря чему и осуществляется достаточно плотный контакт кольца с поверхностью вала (рис. 362, а). [c.371]

Вторичная обмотка трансформатора (фиг. 359) соединена одним концом с первичной обмоткой и через нее с массой, а другим концом через скользящий контакт — с раздаточными электродами ротора распределителя высокого напряжения, вращаемого посредством шестеренчатой передачи от вала магнето. В магнето с вращающимся магнитом применяется распределитель высокого напряжения (фиг. 354, б) сегментного типа. Вместо крышки он имеет два бакелитовых сегмента с размещенными па них в два ряда неподвижными электродами. К электродам присоединяются провода, идущие к свечам цилиндров двигателя. Ротор распределителя изготовлен в виде барабана, снабжен двумя раздаточными электродами. Каждый электрод расположен в плоскости одного из рядов неподвижных электродов. По отношению один к другому раздаточные электроды расположены под углом, обеспечивающим при вращении ротора подход к неподвижным электродам сегментов, через равные интервалы. Передача от вала магнето к ротору распределителя подбирается и устанавливается с таким расчетом, чтобы раздаточный электрод ротора подходил к одному из неподвижных электродов сегментов в момент размыкания прерывателя при полном опережении зажигания. Размер раздаточных электродов в плоскости вращения выбирают, исходя из того, чтобы при установке момента зажигания на самое позднее раздаточный электрод ротора в момент размыкания прерывателя еще находился перед неподвижным электродом. [c.407]

В работах [12,13] приведен численный метод исследования теплового режима и контактных параметров радиального подшипника скольжения при колебательном движении вала. Температурное поле определялось для всех элементов подшипника введением на дуге контакта локальных граничных условий, вид которых корректировался при помощи решения соответствующей термоупругой задачи. Приведенные расчеты показали значительные различия в основных эксплуатационных характеристиках подшипника при вращательном и осциллирующем движении его вала. [c.482]

При конструировании и изготовлении муфт для соединения валсв надо обеспечивать строгую соосность валов, равномерный контакт трущихся поверхностей, предусматривая с этой целью приработку конусов. Материал полумуфт — чугун СЧ 15-32, СЧ 21-40 для трущихся поверхностей — сочетание чугун по чугуну, по стали, го бронзе, допускается применение асбестовых обкладок и металлокера-ьшческих покрытий. Конусность назначают с тем расчетом, чтобы угол [c.475]

Для валов, опирающихся по концам на подшипники скольжения, условную опору располагают на расстоянии (0,25 -ь0,3)/ от внутреннего торца подшипника (рис, 24.7, в), что обусловлено смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствие деформаций вала и подшипника. Ыагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине ступицы (рис. 24.7, г). [c.410]

Установив измерительные зазоры, включают вращение распределительного вала 8. Измерительное устройство и шлифовальный круг получают осциллирующие движения. С помощью винта настройки 30 регу/ ируют момент замыкания электрических контактов выключателя 27 с таким расчетом, чтобы включение и отключение электромагнита 34 происходило во время нахождения измерительных наконечников в контролируемом отверстии. При этом амплитуда колебаний стрелки отсчетного прибора не должна превышать одного деления шкалы. Если стрелка при осцилляции переместилась относительно нуля шкалы, ее возвращают в первоначальное положение с помощью настроечных винтов 10. [c.215]

Податливость самих подшипников и конструкций их крепления сравнительно невелика, и ею можно пренебречь в расчете. Однако при составлении расчетной схемы валопровода и размеще НИИ точечных опор следует иметь в виду, что в реальных подшипниках скольжения имеется некоторый радиальный зазор. Поэтому при определенных условиях может нарушиться контакт вала с отдельными подшипниками, что, в свою очередь, может существенно сказаться на жесткостных характеристиках системы и привести к понижению частоты ее колебаний по сравнению с расчетной. Так как расчет поперечных колебаний многопролетной балки, у которой опоры имеют зазор и могут отключаться, представляет чрезвычайно сложную нелинейную задачу, при составлении расчетной схемы валопровода следует принимать во внимание лишь те подшипники, которые надежно загружены положительным (направленным вертикально вниз) усилием. [c.233]

П.ростые переменные RB = 0.015 DB = 0.005 — соответственно наружный радиус и толщина стенки стального вала, м Н = 0.009 — суммарная толщина сопряженного изделия (стенки вала и слоя резиновой смеси) N = 20 — число элементарных слоев, выделяемых в двухслойном изделии С =11—номер индекса точки на границе контакта вала с резиновой смесью в общей нумерации границ элементарных слоев, начинающейся с I = 1 для внутренней поверхности вала КТ = 1.93 ТЭ = 160 — соответственно температурный коэффициент вулканизации /Ст и температура эквивалентного изотермического режима вулканизации Тэ °С ВП = 900 — время процесса вулканизации, для которого намечается произвести расчет, с Г1 = 2 Г2 = 1 —род граничных условий (второй и первый) соответственно на внутренней поверхности вала и на наружной поверхности слоя резиновой смеси ТО = 30 — начальная температура изделия Го, °С ТН2 = 170 — начальная температура наружной поверхности изделия, образующаяся при совершенном тепловом контакте с формой Гн, °С Т2 = О — приращение температуры формы за шаг по времени AL1 = О — плотность теплового потока через внутреннюю поверхность вала ЧЦ = 10 — число циклов интегрирования по времени, через которое намечается производить печатание текущих результатов ПХ = 1 — признак задания массивом значений узловых линейных координат эквивалентной пластины ПТ = 0 — признак задания постоянной начальной температуры изделия ПП = 1 — признак печатания сокращенного объема информации в цикле интегрирования по времени СИГМА = = 1/2 — коэффициент к производной в сеточной схеме интегрирования уравнения теплопроводности. [c.205]

В приближенных расчетах как наиболее вероятный рассматривают следующий расчетный случай. Принимают, что детали клеммы 7 и 2 (рис. 7.8) обладают малой изгибной жесткостью и при затяжке винтов клемма прижимается к валу всей внутренней поверхностью отверстия в клемме. Возникшее после затяжки винтов давление р считается равномерно распределенным по поверхности контакта полуступиц 1 к 2 клеммы с валом (осью) 3. Равнодействующая давления на каждую полуступицу в таких предпосылках равна [c.166]

В главе VI рассмотрены примеры расчета машиностроительных конструкций с учетом контактных взаимодействий. Приведены результаты гсследов ний напряженно-деформированного состояния деталей технологической оснастки для холодной листовой штамповки, контактирующих фланцевых и замковых соеди-нений различных типов. Рассмотрена ползучесть составного ротора с учетом изменения зоны контакта во времени, посадка турбинного диска на некруговон вал, контактные задачи для иллюминаторов глубоководных аппаратов. [c.5]

Контактные уплотненпя подвижных соединений (УВ, УПС). Для расчета уплотнений подвижных соединений необходимо изучить совокупность проблем герметичности, трения и изнашивания. Движение контртела (вала, штока и др.) вызывает новые физические процессы в зоне контакта с уплотнителем, в результате которых между поверхностями может возникнуть пленка смазочного материала и в образовавшийся зазор 6 может проникнуть герметизируемая среда. В торцовых и радиальных УВ поток, [c.38]

При статическом расчете зубчатых (шлицевых) валов предполагается обычно, что только /4 зубьев (природных шпонок) участвует в передаче крутящего момента. Удельное давление на поверхностях контакта при неподвижной втулке должно быть р = 8-ь 15 кГ/мм , при подвижной р = 1-ь2 кПмм . Для валов с напрессованными втулками коэффициент формы % зависит от давления напрессовки рц и от номинального напряжения изгиба 0 согласно фиг. 16. При скручивающей нагрузке Вк => 0,75[ ,, [c.113]

Под действием радиальной нагрузки на радиально-упорные шариковые и роликовые подшипники вследствие углового контакта тел качения (шарикоЬ или роликов) с кольцами возникает направленная вдоль оси вала сила 5 (фиг. 7), которая разгрун ает подшипник от действующей осевой нагрузки. В некоторых случаях при определенном соотношении радиальных нагрузок на два подшипника, установленных разноименными торцами друг к другу, эти осевые силы могут взаимно уравновешиваться и, следовательно, в расчете не учитываться, тогда [c.366]

Н. П. Старостиным, А. С. Кондаковым, В. А. Моровым [58] на основе модели термоупругого основания Фусса-Винклера предложен метод решения нестационарной термоконтактной задачи для оперативного выбора рациональных триботехнических параметров работоспособности подшипника скольжения (рис. 1, 3, гл. 5). Разработка алгоритма производится в два этапа. На первом — строится численная схема нахождения нестационарного температурного поля в подшипнике. Предлагаются формулы расчета контактного давления и смещения вала, а также трансцендентное уравнение для определения области контакта при заданном распределении температуры. На втором этапе развивается численный алгоритм решения термоконтактной задачи. [c.482]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...