Подшипники схема распределения нагрузок

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]

Фиг. 163. Схема распределения нагрузок в подшипнике качения.

При Ki >3,5 коэффициент q можно принимать постоянным и равным 2,1, При установке радиально-упорных подшипников с двух сторон вала создается осевой натяг (1,3 + / z)tg р, при котором нагрузка распределяется по всем телам качения. Схема такого распределения нагрузок приведена на рис. 28. В этом случае нагрузки на отдельные шарики могут быть рассчитаны по уравнениям [c.57]

Для примера приводим более подробную схему (рис. 49) распределения нагрузок от вала с косозубой шестерней на радиально-упорные подшипники с коническими роликами. [c.464]

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]

Расчет вала на жесткость. Наиболее сложна для расчета конструкция ротора, в которой активная часть (магнитопровод) СММ расположена между подшипниками, а исполнительный механизм находится на консоли вала. Схема такого ротора приведена на рис. 3.32. Вал является ступенчатым даже с учетом приведенных выше допущений. В худшем случае распределения нагрузок сила тяжести вала и активной части СММ G, а также сила одностороннего магнитного притяжения Тз приложены в середине активной части и совпадают по направлению, а реакция передачи Rj, приложена в середине шпоночного паза на консоли вала и направлена в противоположную сторону. [c.179]

Несимметричное расположение зубчатых колес (схема а) относительно опор при больших нагрузках (вследствие деформации валов) приводит к неравномерному распределению передаваемого усилия по длине зуба. Этот недостаток устраняют использованием схемы с раздвоенной ступенью (рис. 36.2, в). При этом для равномерного распределения нагрузки между параллельно работающими колесами и для устранения осевых нагрузок на подшипники винтовые линии зубьев колес, установленных на одном валу, делают противоположного направления. Устройство опор в этом случае должно позволять некоторое осевое смещение одного из двух валов. [c.490]

При действии осевых нагрузок в конструктивной схеме 2 используют радиально-упорные подшипники, к точности регулирования осевой игры которых предъявляют высокие требования (табл. 18.3). Ограничение максимальной осевой игры связано с отрицательным влиянием зазора на распределение нагрузки между телами качения и долговечность опор. Чтобы избежать защемления вала в радиально-упорных подшипниках при сборке узла регламентируют также минимально допустимую осевую игру. [c.331]

В схеме с раздвоенной быстроходной ступенью (ркс. 10.2, в) опоры расположены симметрично относительно зубчатых колес тихоходной ступени. Благодаря этому достигаются равномерная загруженность опор и улучшаются условия работы зубчатых колес. Если раздвоенная ступень будет выполнена из косозубых колес, то произойдет уравновешивание осевых нагрузок на подшипники. Для обеспечения равномерного распределения нагрузки между параллельно работающими передачами вал, несущий шестерни, должен быть установлен на подшипниках, допускающих осевую игру и саморегулирование раздвоенной передачи. [c.262]

Отмеченными достоинствами редукторов с раздвоенными ступенями не обладают редукторы, показанные на рис. 1.3,6 и к, поскольку опоры в них расположены несимметрично относительно зубчатых колес. Негативные последствия этого зависят от величины il/ =. h /d i (или v / , = = b la ). С уменьшением /ы снижается неравномерность нагрузки между подшипниками, вызванная силами, действующими в зацеплениях, и неравномерность рз1С1феделения удельных нагрузок по ширине зубчатых венцов от перекосов осей зубчатых венцов, вызванных деформациями валов. Схемы на рис. 1.3,6 и 1.3, к характерны для редукторов общего назначения. В них, в частности, предусматривается возможность изменения положения входного и выходного валов относительно корпуса. В курсовом проекте (так же как и при проектировании встроенных передй объектов, предназначенных для серийного или массового производства, к массо-габаритным показателям которых предъявляются жесткие требования) следхет использовать все возможности, направленные к снижению - неравномерности распределения нагрузок по ширине зубчатого венца и среди подшипников зубчатого колеса для уменьшения массы и габаритных размеров редуктора. Для этой цели, например, целесообразно изменить корпус редуктора, показанного на схеме 1.3,6, так, как представлено на рис. 1.3, в. Отказавшись от характерного и оправданного для редукторов общего назначения расположения осей в одной плоскости, можно заметно снизить габаритные размеры и массу редуктора (сравните схемы на рис. 1.3,6 иг). [c.14]

В передачах, показанных на рис. 14.13, а, б центральное колесо Ь жестко соединено с корпусом или выполнено за одно целое с одной из его частей (крепление колеса Ь на этих и последующих рисунках показано условно). В схеме на рис. 14.13, а центральное колесо а и водило h консольные. К недостаткам этой компоновки относится увеличенный осевой габаритньш размер редуктора в связи с необходимостью иметь достаточно большое расстояние между опорами валов звеньев а и И. При малом размере / бв или 1 перекос в опорах при действии на вал водила внешней поперечной силы вызывает увеличение неравномерности распределения нагрузок в зацеплениях (по ширине зубчатых венцов и между сателлитами). Для уменьшения отрицательного влияния перекоса входной и выходной валы устанавливают на радиально-упорных подшипниках без люфтов или с натягом. [c.254]

На рис. 10.18 показана схема распределения давления жидкости по периметру шестерен. Благодаря утечкам между корпусом и головками зубьев давление постепенно снижается отр2 дорх. Действие давления сводится к равнодействующим Р, которые порождают значительные нагрузки на подшипники 7и 12 (см. рис. 10.17). Неравномерность подачи вызывает пульсагщю этих нагрузок. Увеличение числа зубьев, вызывая увеличение размеров шестерен, приводит к возрастанию нагрузок на подшипник. В любом случае из-за неблагоприятных условий работы подшипников необходимо увеличивать их размеры, а следовательно, и размеры насоса. [c.267]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...