Подшипники качения формулы

Для расчета подшипников качения находят реакции опор и / 2 (рис. 9.2), сила, действующая на вал. Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределения общего момента по потокам, эту силу определяют по формулам (АГ(-= 1,2 0 =3) [c.152]

Для предварительных расчетов цилиндрических зубчатых передач на подшипниках качения можно принимать г = 0,96 ч- 0,98. Уточненное значение КПД определяют по формулам, приведенным в справочниках [15, 30]. [c.299]

Пользуясь приближенным подобием подшипников качения и выразив радиусы колец через D,,., можно получить приближенные формулы для наибольших контактных напряжений в подшипниках. В радиальных однорядных шарикоподшипниках при радиальной нагрузке [c.349]

Выбор подшипников качения производят по приведенной нагрузке К и расчетному ресурсу Ь (млн об.) по формуле [c.456]

В инженерной практике момент сил трения (И-см) подшипников качения (относительно оси вращения) обычно определяется по формуле [c.173]

Каждый из указанных критериев оценивается по соответствующим формулам или рекомендациям, указанным в справочной литературе на подшипники качения или в специальных технических условиях на подшипники и подшипниковые узлы изделий. [c.422]

Коэфициенты трения, приведенные втабл. 16, учитывают потери в подшипниках качения червяка и червячного колеса. Для тяжело-нагруженных червячных передач к. п. д. т), определенный по вышеприведенной формуле, необходимо несколько понижать вследствие возможных неточностей монтажа червячной пары и подшипников. Для червячных колес из чугуна с фрезерованным зубом и червяком [c.86]

Потери мощности в подшипниках качения и скольжения определяются по формуле [c.87]

В заключение необходимо отметить суш,ественное влияние подшипников качения на динамику самого ротора. Подшипники качения обладают нелинейной упругой характеристикой. Так, сближение центров внутреннего и наружного колец при действии на подшипник радиальной нагрузки R для стандартных подшипников со сферическими телами качения можно определить по формуле [8] [c.254]

Следовательно, при напрессовке подшипника качения на вал радиальный зазор сократится на е — е = D — Di = ADj. Величина этого уменьшения может быть определена по формуле [c.351]

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

В излагаемой ниже работе дано решение вопросов, связанных с возбуждением колебательного процесса в подшипниках при вращении ротора. Получены формулы для амплитуд колебаний в виде бесконечной цепной дроби и рассмотрено явление параметрического возбуждения, характеризуемого не только скоростью вращения, но и величиной неуравновешенности. Показано, что колебания в подшипниках качения вызываются не неточностями их изготовления, а самим устройством подшипника. Установлено, что возбуждение колебаний в подшипниках качения возникает за счет потери устойчивости системы из-за асимметрии в расположении тел качения при их движении. [c.318]

Построенный график колебательного движения цапфы в подшипнике качения по найденным в работе формулам дает близкое совпадение с экспериментом. [c.342]

Подшипники качения рассчитываются только на статическую нагрузку по формулам [16] [c.56]

Если ходовая гайка установлена в двух подшипниках качения, момент определяется по формуле [c.117]

Размеры подшипников качения. Основные размеры подшипников даются в каталогах. Ориентировочно в зависимости от внутреннего диаметра d и наружного Д находят остальные размеры по следующим формулам. [c.305]

Для оценки прочности и надежности соединения с натягом важное значение имеет возможная однородность этих соединений. Существующая система допусков позволяет для одной и той же точности и посадочного диаметра получать натяги с очень большими отклонениями. Возможные колебания фактических натягов и соответствующих им расчетных сил запрессовки и распрессовки применительно к внутреннему кольцу подшипника № 202 даны в предыдущем издании [1] (1=20 мм). Минимальные и максимальные натяги брались согласно стандартным таблицам допусков. Силы запрессовки и распрессовки определялись по формуле, принятой для расчета прочности подшипников качения [10]. [c.169]

Для опор с подшипниками качения машин общего назначения принимают 90 %-ную вероятность безотказной работы ( S = 0,9). Однако для ответственных узлов может потребоваться более высокая надежность, например, в авиационной и космической технике, атомной энергетике и в др> их областях. В этом случае скорректированный ресурс подшипников с учетом коэффициента надежности, который согласно рекомендациям ISO, находят по формуле [c.450]

Примечания 1. Допустимое максимальное значение относительной осевой нагрузки зависит от конструктивных параметров подшипников (значения внутреннего зазора и глубины желоба дорожки качения). Формулу для вычисления относительной осевой агрузки выбирают в зависимости от имеющейся информации. [c.120]

Грузоподъемность подшипников качения динамическая расчетная 112 -Формулы для расчета базовой 113-Формулы для расчета эквивалентной нагрузки 118 [c.868]

Грузоподъемность подшипников качения - статическая 108 - Формулы для расчета базовой 110 [c.868]

При проектировании машин подшипники качения не конструируют и не рассчитывают, а подбирают из числа стандартных по условным формулам. Методика подбора стандартных подшипников также стандартизована. [c.356]

Формула (16.27) получена в результате испытаний на усталость подшипников качения (как узла, а не материала). На основании испытаний строят кривую усталости с заданной вероятностью не-разрушения. а кривая подобна кривой на рис. 8.39, но отличается тем, что практически не имеет горизонтального участка, а за координаты приняты по оси абсцисс — L (млн. оборотов) вместо числа циклов Nn, по оси ординат — нагрузка Р вместо напряжений <тц- [c.358]

Единственным машинным узлом трения, долговечность которого по выкрашиванию рабочих поверхностей рассчитывают на протяжении почти полувека с 90 %-ной гарантией, является подшипник качения. Его рассчитывают по известной формуле Q = С, [c.379]

Осевые составляющие возникают вследствие наклонного расположения поверхностей качения (под углом р относительно оси подшипника) их определяют для конических роликовых подшипников по формулам [c.467]

После определения из соответствуюш,их формул (502)— —(506) коэффициента работоспособности С по ГОСТу подбирается подходяш,ий подшипник качения в зависимости от вычисленного значения С и диаметра вала. [c.272]

Практические методы оценки долговечности трущихся деталей и сопряжений основаны на эмпирических формулах. Примером такой формулы служит соотношение для расчета подшипников качения на долговечность [c.102]

Расчет подшипников качения. Долговечность, нагрузка и частота вращения шариковых и роликовых подшипников (упорных и радиальных) для валов головки связаны формулой [c.199]

После определения диаметров dK или d по формуле (14.7) конструируют вал. При конструировании следует учесть удобство посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес, шкивов, звездочек и необходимость фиксации этих деталей на валу в осевом направлении. Конструировать вал можно, зная только диаметр dK, ( U будет получен при его проектировании. [c.294]

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]

Для характеристики нагрузочной способности подшипников качения вводятся понятия базовой динамической радиальной грузоподъемности Сг и базовой динамической осевой грузоподъемности Са. Под Сг понимают такую постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринимать при базовой долговечности LIO, составляющей один миллион оборотов. Базовой считается долговечность при 90% -и надежности. Под Са понимается тикая постоянная центральная осевая нагрузка, которую подшипник может воспринимать при базовой долговечности Ln, составляющей один миллион оборотов. Значения Сг и Са приводятся в каталогах подшипников (табл. 16.3... 16.11). Их можно определить также по формулам, приводимым в ГОСТ 18855—82. [c.331]

Упругие сближения в подшипниках качения складываются из упругих сближений тел качения и колец и деформаций в контакте колец с валом и корпусом. Упругие сближения тел качения и колец без учета влияния зазора в подшипнике и погрешностей изготовления вычисляют по формулам Г. Герца, которые дают удовлетворительное совпадение с экспериментами. Для подсчета сближения колец и тел качения шарикоподшипников можно также использовать следующие формулы [c.190]

Формулы для расчета. В общем виде долговечность подшипников качения определяется по формуле [c.141]

Формула (60) применима только для относительно малонагруженных поверхностей, поэтому в подшипниках качения она может быть использована лишь в некоторых случаях, например, при расчете трения скольжения сепаратора по направляющим поверхностям наружного или внутреннего колец. [c.438]

Зависимости для нижней оценки максимальных сил на одно тело качения подшипника качения Foi. превышение которых может привести к появлению пластических деформаций, можно получить, подставив (10.4) или (10.5) в соответствующие формулы теории упругости. Так, для точечного контакта [c.523]

В четвертое издание учебника по сравнению с предыдущим внесены следующие изменения. Все формулы представлены так, что остаются справедливыми для любой системы единиц физических величин. В справочных данных и примерах расчета используется только Международная система единиц. Расчеты на ресурс распространены на зубчатые (шлицевые) соединения в соответствии с ГОСТ 21425—75 и на клиноременные передачи — ГОСТ 1284.3—80. В расчетах на ресурс зубчатых передач и подшипников качения использована общая методика по типовым графикам нагрузки. Дана современная методика расчета конических передач с круговыми зубьями, Использована теория вероятности при расчетах прессовых соединений, подшипников скольжения и качения, также результаты современных исследований прочности волновых передач и передач Новикова. Внесены изменения в методику изложения некоторых разделов курса. Все эти изменения связаны с быстрым развитием отечественной науки в области машиностроения, которому уделяется первостепенное внимание в планах нашей партии и правительства, в решениях XXVI съезда КПСС. [c.3]

На том же графике изображено отношение нагрузок на переднюю и заднюю опоры / 1 = 1 + Ц1, которым можно руководствоваться при выборе подшипников в тек сяучаяк когда желательно получить их равную долговечность. Для рекомендуемого Значения Ь/1 = 2 величина N N2 = 3. Из основной формулы расчета подшипников качения N = СДнЛ) вытекает, что для соблюдения равной долговечности Л коэффициенты работоспособности переднего и заднего подшипников должны находиться в отношении С1/С2 = 3. [c.225]

Радиальные реакции подшипников, а следовательно, и условные опоры полагают расположенными следуюгцим образом (рис. 12.4) а — у подшипников скольжения на расстоянии 0,3...0,4 его длины от внутреннего торца, так как вследствие деформаций валов и осей давление по длине подшипника распределено неравномерно б — у радиальных подшипников качения в середине их ширины в, г—у радиально-упорных подшипников качения в точках О пересечения с осью вала норма ш к площадке контакта в ее середине (размер а, определяющий расстоя1гае точки О от клейменого торца подшипника, вычисляется по формулам в зависимости от размеров подшипника). [c.215]

По своей физической сути обе рассмотренные методики мало отличаются одна от другой. Негюторым преимуш,еством в математическом отношении обладает методика ISO ТК4. Анализ приведенных формул показывает, что наиболее эффективным способом повышения срока службы подшипников качения является снижение контактных напряжений. [c.421]

Формулы для приближённого подсчёта допускаемой статической нагрузки подшипников качения различных типов таковы [3, 6, 24) [c.595]

Практические наблюдения разрушений зубчатых передач и подшипников качения подтверждают указанные теоретические выводы. Значительно продвинулось решение контактной задачи термоупругости при одновременном изнашивании тел и действии теплоисточников в результате трения [7]. Показано существенное влияние на локальное изменение формы соприкасающихся тел, выпздшвание материала в результате стесненного теплового расширения. При этом существенно перераспределяются напряжения, деформации, температуры, размеры исходной о асти контакта, интенсивность изнашивания. М.В. Коровчинским разработаны термоконтактные критерии, учитьшающие тепловые и термоупругие явления. Они выражаются следующими формулами для осесимметричного контакта [c.157]

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]

Примечания 1. Обычные условия применения. 2. Условия, характеризующиеся наличием гидродинамической пленки масла между контактирующими поверхностями колец и тел качения (Л>2,5) и пониженных перекосов в узле. 3. Когда кольца и тепа качения изготовлены из сталей повышенного качества (электрошлаковой или вакуумной) и подшипники работают в условиях наличия гидродинамической плевки масла и пониженных перекосов в узле. 4. Решение задачи гидродниамической теории смазки для подшипников качения слошее, чем д.ля подшипников скольжения, и здесь не рассматривается. Формула для расчета параметра режима смазки Л приведена в [27]. [c.357]

Под долговечностью подшипников качения понимается полное число оборотов, которые при одинаковых условиях эксплуатации совершает 90% всех испытуемых подшипников без появления признаков усталости материала. Действительная средняя долговечность, достигаемая 40% всех подшипников, примерно в 5 раз больше. Долговечность Л в ьшллионах оборотов при приведенной нагрузке Р [к/ ] определяется по формуле [c.254]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...