Метод радиальные подшипники

Определяют реакции опор методом статики. Точки приложения реакций по длине вала выбирают в середине радиальных подшипников качения, а при применении радиально-упорных подшипников — см. 3.70. Силы Рг, Ра и Р рассматривают как сосредоточенные и действующие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Одну из них для удобства называют горизонтальной (плоскость хг), другую — вертикальной (плоскость ху). На рис. 3.140, в силы [c.405]

Испытания показали, что осаждение меди на трущиеся поверхности в процессе трения является эффективным способом снижения износа и повышения срока службы торцового уплотнения (рис. 90). Повышение износостойкости радиальных подшипников скольжения методом ИП достигнуто применением металлоплакирующей смазки с добавлением сернокислой меди, в которую для интенсификации процесса плакирования дополнительно вводится серная кислота. В результате применения сернокислого смазочного материала поверхности трения подшипников покрываются тонкой медной пленкой, которая препятствует задирам и схватыванию. Герметический привод реактора по условиям технологического процесса работает с частотой вращения до 3000 об/мин со смазкой водой. Подшипники привода изнашиваются в результате усталостного разрушения и динамических ударов при пусках. Медная пленка, образованная при ИП, повышает их износостойкость, снижает вибрации. [c.180]

Ц ы п к и н Е. Б. Методы расчета подшипников качения с учетом влияния радиальных зазоров. Вестник машиностроения , 1951, W 5. [c.191]

Описанный метод позволяет создавать на испытываемом радиальном подшипнике не только статические, но и динамические нагрузки от дисбаланса. Для этого на консольном конце ротора можно закрепить дополнительный груз в виде плоского диска с определенным смещением его центра массы. При необходимости стенд можно расположить с некоторым углом наклона оси ротора или же создать аналогичный стенд с горизонтальным расположением ротора. [c.228]

С учетом слагаемого N/A в (1.2) определяем из (1.6) (методом подбора) более точное значение радиуса г = 0,0244 л. Соответствующий диаметр шейки вала равен da = 2г = 0,0488 л. Округляя значение d2 до ближайшего стандартного числа в ряду стандартных посадочных диаметров внутренних колец радиальных подшипников качения шариковых и роликовых (см. табл. 1.2), получим — 50 мм. [c.491]

В выполненных по схеме рис. 2.4.4, а ОШ центробежная сила лопасти воспринимается упорным роликовым подшипником 2. Момент демпфера частично воспринимается этим же подшипником,ча-стично — радиальными подшипниками 1 3. Нагрузки в полете на радиальные подшипники 1 т 3 сравнительно невелики. Обычно они подбираются по моменту от силы тяжести лопасти, когда она лежит на ограничителях свеса. Подшипники втулки работают в условиях качательного движения. Они выходят из строя вследствие местного износа дорожек качения, поэтому обычные методы расчета для таких подшипников неприемлемы. [c.70]

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]

В схемах [174] (рис. 156, е, ж) применен принципиально иной метод гидродинамической разгрузки упорного подшипника Здесь в зоне ротора искусственно создается (за счет сужения потока) неравномерное поле статического давления так, что равнодействующая сил давления направлена навстречу потоку. Осевая неравномерность поля статического давления обеспечивает таким образом движение ротора против потока. Для обеспечения равновесия ротора необходим регулятор положения, создающий силу в направлении потока в крайнем левом положении ротора. В схеме (рис. 156, е) в этом положении ротор запирает сужающее устройство и силами скоростного напора отодвигается вправо. В схеме (рис. 156, ж) аналогичный эффект достигается за счет неравенства наибольшего диаметра переднего обтекателя и диаметра юбочки ротора. Последняя схема широко используется на практике и хорошо зарекомендовала себя. Разгрузка упорного подшипника положительно сказывается на характеристиках преобразователя, увеличивает его срок службы, но не снимает эффектов, связанных с биением и трением в радиальных подшипниках. [c.369]

Определение статического момента трения при горизонтальном положении оси подшипника. Как правило, этот метод применяют для определения статического момента трения радиальных подшипников, у которых дорожка качения на одном из колец представляет собой цилиндрическую поверхность, поэтому статический момент определяют одновре- [c.157]

С учетом вышесказанного, расчет эллиптических подшипников можно производить выборочным методом, пользуясь теми же принципами расчета, как и для обычных радиальных подшипников. Однако, расчеты довольно трудоемки их можно упрощать, рассматривая сначала только нижнюю половину вкладыша. Можно также пользоваться и результатами, содержащимися в работе [6], полученными численным интегрированием уравнения давлений для различных случаев подшипников этого типа. [c.164]

Поверочные расчеты. Метод расчета не отличается в принципе от метода,использованного для радиальных подшипников со вкладышем полного охвата ( 3.3) вообще, размеры подшипника известны (радиус шипа, угол охвата и ширина вкладыша). Следовательно, остается найти наименьшую толщину смазочного слоя или максимальную нагрузку либо, наконец, наименьшее число оборотов для работы в гидродинамическом режиме и тепловой режим (средняя температура). [c.181]

С этими оговорками расчет упорных подшипников мояшо произвести довольно просто выборочным методом, следуя в основном методу, указанному в 3.3 для радиальных подшипников. [c.223]

Метод расчета в принципе подобен методу, изложенному в пункте 3,3.2 для радиальных подшипников. Так, в случае упорных подшипников параметрами, влияющими на работу, являются следующие [c.226]

Радиальные подшипники, работающие в турбулентном режиме, можно рассчитывать совершенно так же как при ламинарном режиме, следуя методу, данному в III главе ( 3.3). [c.258]

Формулы И данные, необходимые для расчета упорных подшипников, работающих в турбулентном режиме, можно установить, исходя ИЗ соответствующего ламинарного режима, так же как и для радиальных подшипников ( 6.2). Б частности и для этих подшипников нет еще достаточно экспериментальных данных, позволяющих получить всесторонне разработанный и точный метод расчета, как это имеет место в ламинарном режиме. Так, например, параметр а нужно оценивать по тем же критериям, как и в случае радиальных подшипников [c.263]

Расходы смазочного материала. Следуя тому же методу, что и для радиальных подшипников, находим, что при q = i [c.267]

Для подбора радиально-упорных, упорно-радиальных подшипников всех типов, а также радиальных шарикоподшипников при совместном действии на них радиальных и осевых нагрузок необходимо, задаваясь типоразмером подшипника, методом последовательных приближений добиться удовлетворения приведенных выше условий для радиально-упорных шарико- и роликоподшипников, радиальных шариковых подшипников С Р < Ср " и для упорных и упорно-радиальных С Р < при минимальной разнице между С Р иС . Соответственно конструктивному диаметру выбирается типоразмер подшипника, а затем по формуле определяют фактическую долговечность подшипника. [c.584]

Расчет проводится итерационным методом. Для заданной конструкции, температуры и вязкости смазочного материала из условия равенства внешней нагрузки и несущей способности подщипника определяется минимальная толщина смазочного слоя. При расчете теплового баланса в подшипнике для радиального подшипника рассматривается отдельно случай, когда теплота отводится главным образом теплопроводностью через элементы подшипника, и случай, когда теплота отводится главным образом смазочным материалом. И в том и в другом случае для определения расхода через конструктивные элементы подшипника применяются специальные эмпирические формулы. [c.201]

Общепринятый метод расчета подшипников качения заключается в том, что сначала по конструктивным соображениям устанавливается тип подшипника, который способен воспринимать заданную схему распределения нагрузок (шариковые радиальные и радиально-упорные, роликоподшипники с цилиндрическими или коническими роликами, игольчатые и т. д.). [c.632]

Первый метод практически приемлем только для радиальных подшипников. При применении радиально-упорных подшипников целесообразно пользоваться вторым методом, так как в противном случае расчет потребует вьшолнения ряда последовательных приближений и в конечном итоге придется проверять теоретическую долговечность подшипника. [c.91]

Оптимальное профилирование радиальных подшипников имеет большое значение для создания конкретных технических устройств. Помимо оптимизации параметров подшипников с помощью решения прямых задач значительное место занимают исследования с привлечением вариационных методов. Наибольшее внимание уделялось профилированию зазоров подшипников, обеспечивающих максимальную несущую способность (задача типа задачи Рэлея) [1 ], максимальную жесткость подшипников [5,6] и минимальное сопротивление на цапфе вала [7, 8]. При этом принималось, что внутренние поверхности подшипника и цапфы абсолютно жесткие и недеформируемые. Однако на практике в связи с эксплуатационными особенностями работы используют подшипники с различного вида деформируемыми вкладышами - лепестковые, фольговые, ленточные и т.д. [9]. Они обладают рядом эксплуатационных достоинств - таких, как повышенная устойчивость к самовозбуждающимся колебаниям в широком диапазоне частот вращения вала, пониженный износ поверхностей трения при высоких частотах вращения, меньшие потери мощности, повышенный верхний предел несущей способности, низкая чувствительность к деформации корпуса и к отклонению от соосности узла подшипника, стойкость к инородным частицам. .. [c.33]

Расчет упорных подшипников производится методом М. И. Яновского. При расчете известными являются осевое усилие Р и частота вращения ротора п. Из конструктивных соображений принимают число подушек (сегментов) 2= = 8-f-ll2, угол охвата подушки ф, ее внутренний радиус Гв и наружный г. Радиальная ширина подушки Ь = г—Гв. Одним из критериев правильности выбора геометрических размеров служит среднее удельное давление, которое не должно превышать 2,0 МПа. Поверхность одной подушки = лф (2гв + Ь) j/360. Между подушками необходимо оставлять зазоры для циркуляции масла. При этом рабочая площадь всех подушек должна составлять менее 85 % площади полного кольца Fk = я —r j. Окружная скорость гребня на среднем радиусе ср = + п)/2 не превышает 65—70 м/с. [c.310]

Таким образом, смещение критических оборотов из диапазона рабочих оборотов можно осуществить и без конструктивной переделки самого ротора, без увеличения его веса и веса всего двигателя. Для этого необходимо всего лишь установить упругие опоры у ротора, например, в виде пружинящих колец под подшипники. Несмотря на всю эффективность (в некоторых случаях) и простоту этого метода, следует, однако, сразу же указать и на его ограниченность, так как в этом случае диапазон рабочих чисел оборотов, свободный от критических чисел, имеет вполне определенную ширину, и она особенно сильно сужается конструктивными соображениями о минимально допустимой величине жесткости С опоры ротора или вала. Особенно жесткими будут эти требования при выборе величины С для опор авиационных машин, у которых ротор не должен иметь значительных радиальных перемещений из-за изменения зазоров в проточной части и одновременно должен воспринимать значительные перегрузки. С другой стороны, именно для этого типа машин необходимо иметь широкий диапазон рабочих чисел оборотов, свободный от критических режимов (например, для валов газотурбинных двигателей транспортных установок). Решение этого вопроса будет рассмотрено ниже. [c.60]

Методика замера прогибов вращающегося вала. На установке применялись стандартные шариковые подшипники, имеющие радиальный зазор порядка 0,01 мм. Эта величина практически и ограничивала степень точности измерений. С другой стороны, исследуемый на стенде ротор вращался со скоростью 6000 об/мик. Эти два обстоятельства в основном и определили выбор датчиков для замеров прогибов валов. Наилучшим образом этим условиям удовлетворяли на данном этапе исследований индукционные датчики. Хорошо известно, что индуктивный метод замеров обладает следующими положительными качествами [29] [c.102]

Доводочные автоматы. Автомат ВТ-46А предназначен для обработки дорожек качения наружных и внутренних колец цилиндрических и конических роликовых подшипников 6-го класса точности методом суперфиниширования. Обрабатываемые детали в станках базируются на радиальных опорах и по торцу — для наружных колец и по отверстию и торцу — для внутренних колец. Автомат с электрошкафом скомпонованы вместе. Активный контроль в автомате не предусмотрен. Обработка ведется со специальной СОЖ, подаваемой от индивидуальной станции. Автомат, оспа щенный наладкой, можно встраивать в автоматические линии. [c.313]

Рассмотренный метод разгрузки от осевых сил в целях обеспечения запуска электродвигателя ГЦН при полном давлении в основном контуре циркуляции, а также для облегчения работы осевого подшипника скольжения на номинальной нагрузке используется и в насосе с уплотнением вала реактора ВВЭР-440. Электромагнитное устройство, установленное в верхней части корпуса радиально-осевого подшипника, создает на вале насоса направленное вниз осевое усилие до 200 кН. [c.120]

На фиг. 167—170 представлены простейшие методы измерения радиальных и осевых зазоров подшипников качения. [c.584]

Основные требования к точности нормальных и прецизионных подшипников качения изложены в ГОСТ 520-45. В том же стандарте даны принципиальные методы контроля точности готовых подшипников. Для шпинделей станков имеет решающее значение радиальное биение, обусловленное эксцентриситетом желобов или роликовых дорожек внутренних колец подшипников для конических ролико- [c.602]

Примеры установки радиально-упорных подшипников, обеспечивающей отсутствие защемления вала при его тепловом расширении, и методы регулировки этих подшипников иллюстрируют фиг. 195 и 196. Смещение вала при [c.609]

Теоретическое решение, описывающее распределение нагрузки в цилиндрических роликоподшипниках с учетом влияния величины внешней нагрузки, радиального зазора в подшипнике и жесткости подшипникового узла, изложено в работах [1, 2]. Применительно к игольчатым подшипникам карданных шарниров решение такой задачи с учетом перекоса игл и жесткости шипа крестовины приведено в работе [3]. Это решение дает возможность определить закон распределения нагрузки со значительно большей точностью, чем применяемый в настоящее время в практических расчетах метод Штрибека, и позволяет исследовать влияние вышеперечисленных факторов на характер распределения между иглами нагрузки, действующей на подшипник, а следовательно, и на его долговечность. [c.73]

Для расчета упорных подшипников можно рекомендовать метод проф. М. И. Яновского, базирующийся на основных принципах гидродинамической теории смазки, но учитывающий движение масла не только в тангенциальном (окружном), но и в радиальном направлении. [c.474]

Особые преимущества имеет данный метод при настройке токарных многорезцовых станков. Необходимое положение резцов в радиальном и осевом направлениях определяется доведением их режущих кромок до соприкасания с соответствующими поверхностями эталона. Последний выполняется в виде обработанной детали и устанавливается на центрах станка. Размеры эталона должны выполняться с учетом упругих отжимов узлов станка под влиянием сил резания, зазоров в подшипниках шпинделя, а также высоты микронеровностей на обрабатываемой поверхности. Суммарное влияние перечисленных факторов можно учесть, вводя необходимую поправку к настроечному размеру и обработав несколько пробных деталей. [c.315]

Проверка расточки указанным выше методом является контрольной операцией, после выполнения которой при сборке подшипника нет необходимости выполнять проверку верхнего зазора свинцовыми оттисками. В противоположность описанному выше комплексному методу контроля качества посадки подшипника в корпус замер зазора свинцовыми оттисками только по одной верхней точке не гарантирует качества сборки подшипника. Так, из-за старения литья или дефектов механической обработки, например при форме расточки, изображенной на рис. 9-11, может произойти нерасчетное изменение посадочного радиального зазора подшипника. [c.298]

Для под ора радиально-упорных, упорно-радиальных подшипников всех типов, а также радиальных шарикоподшипников при совместном действии на них радиальных и осевых нагрузок необходимо, задаваясь типоразмером подшипника, методом последовательных приближений добиться удовлетворения приведенных выше условий для радиально-упорных шарико- и роликоподшипников, радиальных шариковых подшипников Сгр С ат и для упорных и упорно-радиальных Сдр Сдат при минимальной разнице между С" и Скат. [c.332]

Расчет радиальных подшипников. Обоснованных методов расчета подщип-ников, работающих при режиме полужидкостного или полусухого трения, не существует, В этих случаях подшипники не рассчитываются, а проверяются по максимальному удельному давлению Рлакс при этом должно быть Р [c.265]

В некоторых случаях машины для усталостных испытаний методом консольного изгиба конструируют таким образом, что образец в них является неподвижны.м. Такова, например. машина Я-8 [125], сконструированная в ЦНИИТМАШ С. И. Яцке-вичем (рис. 226). Верхняя головка образца / неподвижно зажата в захвате 2. На нижнюю головку образца напрессована обойма с радиальным подшипником 3. Через обойму переброшен тросик 5, идущий через ролики 4 к рамке девиатора 7. Концы троса укреплены в траверсе тяги 6, нижний конец которой соединен с подвеской 9 для грузов 10. Таким образом, передаваемая через тягу 6 и трос 5 на п0дш1ипник 3 образца нагрузка действует перпендикулярно оси образца и создает в нем изгибающий момент. Вращение же девиатора 7 от мотора 8 все время изменяет направление приложенного усилия и придает ему циклический характер. [c.265]

Решение уравнения осуществляется численными методами (например, методом конечных разностей), в результате которых находится распределение давлений в смазочном слое при заданных условиях. При интегрировании распределения давлений получается несущая способность смазочного слоя. Расчет аналогичен расчету радиального подшипника, однако вместо относительного эксцентриситета, определяющего положение вала в радиальном подшипнике, используются другие параметры, определяющие условия работы осевого подшипника, например, отношение минимальной толщины слоя к глубине клина Лгп1п/ кл рис. 6.13). Затем расчет состоит в определении в зависимости от параметра без- [c.201]

Расчет таких подшипников осуществляется в рамках контактно-газодинамической задачи [10-12], согласно которой имеются две связанные части газодинамический расчет течения смазки в области близко расположенных поверхностей с изменяемым положением и формой и упругий расчет для определения деформации граничных поверхностей под действием давления смазки. В подшипниках скольжения зависимость вязкости смазки от давления несущественна, и при ее изотермичности можно считать, что 1 = onst. Для второй части задачи в первом приближении используется гипотеза Винклера, согласно которой имеется пропорциональность между прогибом поверхности и перепадом давления с разных ее сторон Д / + - pS). При необходимости дальнейшее уточнение можно осуществить методами теории упругости. Для радиальных подшипников такой подход (в рамках упругогазодинамической теории смазки [13]) использовался при решении прямых задач в [14] для жидкой и в [15] для газовой смазки. [c.33]

В зависимости от указанных показателей точности по ГОСТ 520—71 (СТ СЭВ 774—77) установлено пять классов точности подшипников, обозначаемых (в порядке повышения точности) 0 6 5 4 2. Для иллюстрации различий в требованиях к точности радиальных и радиально-упорных подшипников d = 80. .. 120 мм укажем, наирнмер, что допускаемое радиальное биение дорожки качения внутренних колец класса точности 2 н биение торца этих колец относительно отверстий в 10 раз меньше, чем для подшипников нулевого класса (соответственно 2,5 и 25 мкм). ГОСТ 520—71 регламентированы методы контроля точности отдельш ьх колец и собранных подшипников, а также показатели обязательного ресурса, который у серийно выпускаемых подшипников подлежит периодической выборочной проверке изготовителем на стендах. [c.232]

Методы не распространяются на роликовые нодшииннки двухрядные сферические, игольчатые, с длинными и витыми роликами, а также шариковыа подшипники с разъемными кольцами, радиально-унорные миниатюрные. [c.71]

Методы пе распространяются на роликовые нодшипникн игольчатые, с длшшыми н витыми роликами, а также шариковые подшипники с разъемными кольцами и радиально-упорные мнппатюрныс. [c.91]

Дорожку качения шлифуют на вну-тришлифовальных автоматах методом врезания с базированием детали на жестких опорах скорость 60 м/с, радиальная подача до 6 мм/мин. Обработка наружных колец завершается доводкой дорожки качения. Для колец подшипников класса точности О производится полирование дорожки качения абразивной лентой со скоростью 25 м/с. Для колец подшипников класса точности 6 и выше производится суперфиниширование поверхности роликовой дорожки со скоростью около 5 м/с. [c.263]

Наряду с. вибродиагностикой по результатам обработки сигнала, снимаемого при установке акселерометром на корпусе ре-дукторно-роторной системы, целесообразно применение методов оценки биения входного вращающегося вала редуктора. Необходимость контроля биения обусловлена высоким процентом отказов входного подшипника редуктора. Проведены эксперименты с использованислм бесконтактных вихретоковых датчиков по замеру динамического радиального и осевого биений входного вала редуктора, измеряемого с помощью специального приспособления. На рис. 1 приведены зависимости пиковых значений радиального (Р) и осевого (О) биений вала в функции скорости, установлена резонансная частота /р=27,14 Гц в аксиальном направлении резонанс не наблюдается. [c.94]

Практические методы уравновешивания малым числом грузов с фиксированными осевыми координатами излагаются ниже на примере валов в порядке возрастания быстроходности Vimax = Ю max/ft) 1- Приводятся наиболее рациональные схемы балансировки. В общем случае целесообразно выполнять уравновешивание с помощью несимметричных самоурав-яовешенных блоков грузов. При этом нижняя балансировочная скорость должна быть малой, что позволяет выполнять первый этап уравновешивания на низкооборотных автоматизированных балансировочных станках. Дополнительное уравновешивание на рабочих скоростях может производиться в собственном корпусе машины с применением измерительной аппаратуры общего назначения. Для уменьшения влияния радиальных зазоров в подшипниках горизонтально установленного ротора предпочтительны измерения амплитуд и фаз реакций или перемещений опор в вертикальном направлении, если только не используются высокоскоростные балансировочные станки с малой динамической жесткостью опор в горизонтальной плоскости. [c.85]

В области мапшно- и приборостроения в последние годы также изучались параметрические колебания элементов машин и были получены новые результаты. Так, в работе [48] исследовались субгармонические осевые колебания жесткого ротора, возбуждаемые движением шариков радиально упорного подшипника качения (рис. 4). Методом Лагранжа выведено следующее уравнение осевых колебаний ротора, возбуждаемых движением шариков [c.10]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...