Подшипники Расчет при недостаточной

Критерии работоспособности и расчета волновых передач. В результате экспериментальных исследований и опыта эксплуатации установлено, что основные причины потери работоспособности волновых передач—разрушение гибких колес и гибких подшипников качения, генераторов недостаточная жесткость генераторов и жесткость колеса изнашивание зубьев, которое зависит от напряжений смятия перегрев передачи. По всем перечисленным критериям работоспособности вести проектировочный расчет передачи затруднительно. Из всех деталей передачи наиболее уязвимо гибкое колесо. В нем возникают переменные напряжения изгиба, вызванные воздействием генератора и напряжения кручения под действием вращающего момента. Поэтому при расчете на прочность определяют главный параметр волновой передачи — внутренний посадочный диаметр гибкого колеса d (см. рис. 9.47) [c.232]

Расчет на жесткость. Размеры вала во многих случаях определяются не прочностью, а жесткостью (валы коробок передач, редукторов и др.). При недостаточной жесткости вала действующие на него силы могут вызвать недопустимо большой прогиб. Величина этого прогиба при пульсирующей нагрузке не остается постоянной. Неизбежно появляются вибрации вала, ухудшающие условия передачи в зубчатых колесах возникает дополнительное скольжение зубьев, появляется неравномерность распределения давлений по длине зубьев. Кроме того, возникают значительные динамические нагрузки на зубья, которые ухудшают условия работы подшипников. В таких случаях производят поверочный расчет на изгибную и крутильную жесткость валов. [c.390]

Материал части I справочника содержит номенклатуру выпускаемых в настоящее время антифрикционных материалов на основе полимеров, их сравнительную характеристику с точки зрения использования в работающих при недостаточном смазывании подшипниковых узлах машин и приборов проверенные экспериментальным путем алгоритмы расчета узлов трения результаты расчетов на ЭВМ ЕС в виде зависимостей их теплоотводящей способности, температурного поля, требуемого сборочного зазора и допустимых режимов эксплуатации от конструктивного исполнения узлов и свойств используемых материалов рекомендации по применению термопластичных подшипников скольжения и основным направлениям улучшения их работоспособности. [c.8]

Вкладыши 113 материалов с низким коэффициентом теплопроводности (пластмассы, ДСП и пр.) затрудняют теплоотвод через корпус, поэтому их следует интенсивно охлаждать смазкой. Уточненный тепловой расчет подшипников с такими вкладышами при недостаточной смазке см. [7]. [c.618]

Ввиду недостаточной надежности расчета количества масла, потребляемого подшипником, необходимо при первых пусках турбогенератора (после его монтажа) тщательно наблюдать за температурой масла и в случае необходимости изменить диаметр установленных шайб. Нагрев масла в подшипнике допускается не больше 12—15° С. [c.496]

РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРИ НЕДОСТАТОЧНОЙ СМАЗКЕ [c.375]

Расчет подшипников по приведенным формулам и каталожным данным дает лишь средние и притом несколько приуменьшенные значения долговечности. Согласно статистическим данным у 50% подшипииков долговечность в 3—4 раза, а у 10% в 10—20 раз превышает расчетную, причем у подшипников повышенной точности она значительно больше, чем у подшипников нормальной точности. Долговечность и несущая способность подшипников очень си.пьно зависят от конструкции узла, правильности установки подшипников, жесткости вала и корпуса, величины натягов на посадочных поверхностях и, особенно, от условий смазки. Подшипники в правильно сконструированных узлах при целесообразном предварительном натяге нередко работают в течение срока, во много раз превосходящего расчетный. С другой стороны, высокое значение динамической грузоподъемности не является гарантией надежности. Такие подшипники могут быстро выйти из строя вследствие ошибок установки (перетяжка подшипников, перекос осей, недостаточная или избыточная смазка). [c.418]

Деформация шпиндельных подшипников. Характерными деформациями шпиндельных подшипников являются изгиб шпинделей и податливость опор. Схема деформации шпинделя аналогична рис. 61. При недостаточной жесткости шпинделя может возникнуть контакт между шпинделем и втулкой и повреждение подшипника даже при небольшой нагрузке. Изменение толщины масляной пленки подсчитывают как и при расчете ползуна. [c.120]

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники (рис. 3.8, а). Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые (рис. 3.8, ). [c.47]

В том случае, когда информации недостаточно для построения определенной, точной модели, прибегают к так называемой широкой модели. Для этого на основании имеющейся информации и соображений о работе узла намечают несколько возможных моделей — широкую модель. План реализации составляется и выполняется в расчете на последнюю. Рассмотрим следующий пример вышел из строя упорный подшипник турбины Калужского турбинного завода. Осмотр поврежденных колодок показал, что авария произошла при наличии смазки (на поврежденных колодках не было следов сажи) от сильного перегрева, вплоть до расплавления части латуни. Нагрузка перед аварией составляла около 80% номинальной. Параметры пара были нормальными. Данных о наличии водяного удара нет. Имеются следы заноса солями проточной части. 24 [c.24]

В книге изложена современная методика расчета и конструирования валов и опор с подшипниками качения. Приведены расчеты валов на статическую прочность, жесткость, колебания. Достаточно сложным в освоении и применении является расчет валов на прочность при переменных нагрузках. Необходимость его рассмотрения обусловлена тем, что вследствие недостаточного сопротивления усталости происходит разрушение более 50 % валов. В книге рассмотрен расчет с определением коэффициентов запаса прочности по корректированной теории суммирования повреждений. [c.11]

Масса муфты имеет большое влияние на величину ускорения при пуске и остановке лифта чем больше маховой момент вращающихся масс (муфты, ротора и червяка), тем меньше ускорение. Этим пользуются для улучшения пусковой и тормозной характеристик, увеличивая в случае надобности вес муфты. Некоторые фирмы вместо этого ставят на другом конце червяка со стороны упорного подшипника дополнительную массу в виде маховика, выбранного по расчету. Этот способ удобен тем, что при необходимости можно легко сменить маховик или добавить к нему еще кольцо, если маховой момент оказался недостаточным. [c.61]

Большое распространение получили полиамидные подшипники. Полиамиды имеют суш ественные преимущества перед другими металлическими и неметаллическими антифрикционными материалами. Они, как правило, обладают повышенной износостойкостью, особенно при работе в режиме сухого трения или недостаточной смазки. Основная цель проектирования и расчета подшипников скольжения (в частности, с вкладышами из полиамидов) — сохранение в течение заданного времени определенного положения с заданной точностью или заданного движения вала по отношению к корпусу машины. Это возможно лишь в условиях, при которых изнашивание элементов пары трения было бы минимальным или не превышало бы некоторых допустимых пределов. [c.746]

Первоначально принимают подшипники легкой узкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной, принимают подшипник средней серии. [c.40]

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники (рис. 3.5, а). Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые (рис. 3.5, г). Для опор валов, работающих в условиях повышенного относительного перекоса внутреннего и наружного колец подшипника, применяют шариковые радиальные двухрядные сферические подшипники (рис. 3.5, в). [c.50]

Для обеспечения нормальной работы элементов передач и подшипников валы и оси должны иметь достаточную жесткость. При недостаточной жесткости даже относительно неболь Г ие нагрузки вызывают недопустимые деформации валов и осей, нарушающие нормальную работу машин. Кроме того, при малой жесткости валов и осей возможно появление интенсивных колебаний, опасных не только для элементов данной машины, но и для окружающих сооружений. связи с этим быстроходные оси, валы и червяки, кроме расчетов на прочность и выносливость, как правило, подвергаьэтся проверке на жесткость, а в отдельных конструкциях и на виброустойчивость. При недостаточной жесткости их размеры приходится увеличивать, хотя это и ведет к излишкам материала, не требуемым по условиям прочности. [c.516]

При недостаточной смазке и малой угловой скорости вала подшипники скольжения работают при граничной смазке и без смазки (участок /о — I, см. рис. 15.1). В этих режимах расчет подшипников выполняют условно по двум показателям среднему давлению р между цапфой и вкладьппем и произведению pv. Расчег по р гарантирует невыдав]н1ванпе смазки и представляет соЬой расчет на износостойкость. Расчет по pv гарантирует нормальный тепловой режим, т. е. отсутствие заедания, и представляет собой расчет на теплостойкость. Для ограничения износа и нагрева необходимо выполнить условия [c.304]

В заключение по выбору и расчету параметров , Р , ёр и й необходимо остановиться на следующем. Груз во всех типах роликовых конвейеров взаимодействует с роликом в результате трения между опорной плоскостью груза и роликом. Современные воззрения на процессы трения позволяют рассматривать трущиеся поверхности как колеблющиеся системы Кроме того, при движении грузов по роликовому настилу вследствие неизбежной овальности роликов, несоосности их подшипников, неплоскостности роликового полотна и т. п. возникают упругие колебания транспортируемого груза. Если для большинства штучных грузов такие колебания не являются сколько-нибудь существенными, то для таких грузов как прокатные балки и трубы, листы, длинные пластины и т. д. упругие колебания их могут привести к неприятным последствиям. При недостаточном шаге t и малом диаметре йр свободная консоль груза может получить столь большие колебания, что заклинится между соседними роликами. Бо избежание этого при транспортировании длинномеров избегают t >> 1000 мм, хотя по приведенным выше расчетам и была получена значительно большая величина. [c.71]

Напряженное состояние неполностью характеризуется расчетными напряжениямп, определяемыми без учета деформаций, возникающих в деталях, сопряженных с рассчитываемыми, а также изменений размеров в условиях эксплуатации. Напршгер, напряжения в элементах 1 олепчатого вала подсчитывают без учета возможных смещений опор в картере при недостаточной его жесткости и уве.ли-чепия зазоров в подшипниках вследствпе износов при расчете силовых шпилек не принимают во внимание деформации, возникающие в головке цилиндров и в прокладке газового стыка при расчете шатунных болтов не учитываются деформации кривошипной головки шатуна и др. [c.374]

При малом значении характеристики рен-снма работы, например в периоды пуска и останова, при недостаточной смазке, расчет подшипников выполняют по двум показателям по среднему давлению р и произведекию ри. Для ограничения износа необходимо, чтобы среднее давление не превышало допускаемого р <з с [р], а для ограничения нагрева необходимо выполнение условия pv < [ру]. [c.140]

При передаче усилий от одной детали конструкции к другой в зоне их соприкосновения (контакта) зачастую возникают высокие напряжения и прочность поверхностных слоев материалов деталей может оказаться недостаточной. Принято различать расчеты на смятие и на контактную прочность. Первые выполняют в тех случаях, когда соприкосновение деталей даже в не-нагруженном состоянии происходит по поверхности конечных размеров например, контакт шпонки со стенкой шпоночной канавки (рис. 2,49, а) или контакт болта, плотно вставленного в отверстие, с его стенками (рис. 2.49, б). Вторые производят тогда, когда нена-гружениые детали соприкасаются друг с другом в одной точке, например шарик и кольцо шарикового подшипника, или по линии, [c.218]

Обзорная работа Ч. Роэдера и Лж. Стентона [247] содержит большую библиографию и наиболее полно описывает состояние дел в области проектирования и расчета многослойных эластомерных подшипников. Она касается как поведения эластомерного материала при нагружении, так и экспериментальных и теоретических исследований шарниров, проводимых в США и других странах (ссылкина отечественные работы отсутствуют). Описываются и сравниваются различные виды разрушения. Отмечается, что усталостные трещины при сжатии подшипников возникают из-за концентрации растягивающих напряжений у концов соединения резины и армирующего слоя. Технологически трудно осуществимые приемы снижения концентрации — сглаживание формы, добавление закругленных утолщений, защитные покрытия — не универсальны, и имеющихся знаний здесь явно недостаточно. [c.17]

Вала. ым показателем совершенства конструкции является условие равнопрочности и равной долговечности элементов. Наличие в конс-струкции хотя бы одного недостаточно прочного или недостаточно долговечного элемента снижает надежность конструкции в целом. На практике встречаются случаи, когда различные элементы конструкции рассчитывают на различную долговечность или на различный ресурс наработки до предельного состояния. Например, валы, как правило, рассчитывают на неограниченный, а подшипники на ограниченный ресурс. При этом допускают замену подшипников при очередных плановых ремонтах. Расчет подшипников на больший ресурс в некоторых случаях мог бы привести к неоправданному завышению веса и габаритов конструкции в цeлo r. Ограниченный ресурс имеют цепи, ремни и некоторые другие элементы. Важно, чтобы ни один из этих элементов не выходил из строя раньше намеченного срока очередного планового ремонта. [c.10]

Однако в соответствии с принципами, изложенными на стр. 32—36, указанного расчета недостаточно. Для повышения долговечности машин необходимо создавать гарантированный запас на износ, т. е. в данном случае необходимо определить наименьший зазор Анаим.ф, при котором обеспечивается жидкостное трение по Анаим.ф выбрать стандартную посадку и затем определить наибольший зазор Анаиб.Ф, при котором еще сохраняется нормальный режим работы и работоспособность подшипника. Зная Анаиб.Ф и скорость изнашивания деталей, можно определить запас точности (запас на износ) подшипника и время его надежной работы. Рассмотрим сущность обоих методов расчета посадок на примере. [c.174]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...