ДИАМЕТРЫ удельного скольжения

При положительном смещении (отодвигании) исходного контура зуб утолщается у основания и упрочняется, появляется возможность уменьшения числа зубьев и увеличения модуля при том же диаметре шестерни, увеличиваются радиусы кривизны. При этом для прямозубых передач повышается прочность рабочих поверхностей зубьев. Выбором оптимальных смещений в отдельных случаях обеспечивается двухпарное зацепление в полюсе в передачах, подвергающихся абразивному изнашиванию, уменьшают удельное скольжение. [c.172]

Если необходимо исключить из работы невыгодный по удельным скольжениям участок профиля зуба колеса г1, примыкающий к основной окружности, назначают величину Ле допустимого снижения коэффициента перекрытия и вычисляют диаметр вершин по формуле (8.178) [c.290]

Расчет основных геометрических размеров. Зная межосевое расстояние А и модуль т (см. расчеты на прочность), определяют диаметры колес, размеры элементов зацепления, а также характеристики зацепления коэффициент перекрытия, удельное скольжение и др. Эти расчеты выполняют по формулам, приводимым в курсе теории механизмов и машин, а также в специальных пособиях по зубчатым передачам [7]. Основные формулы даны в табл. 15.7. [c.256]

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]

Нормальная работа подшипников возможна нри условии равномерного распределения нагрузки по длине вкладыша. Однако при значительном расстоянии между двумя подшипниками вала вследствие деформации вала или монтажных погрешностей возможен перекос цапф в подшипниках (рис. 23.1, в). В этом случае на кромках вкладыша возникнут повышенные удельные давления, которые могут стать причиной так называемого заедания поверхностей вкладыша и цапфы и их разрушения. Влияние перекоса вала на распределение нагрузки может быть снижено путем уменьшения длины вкладыша I по отношению к его диаметру d. Учитывая это, при проектировании подшипников скольжения обычно назначают Hd = 0,7- 1,2. Устранение влияния перекоса валов достигается применением самоустанавливающихся подшипников. [c.399]

В ЦНИИТмаше [1190] изготовлен стенд для испытаний на контактную усталость моделей прокатных валков (рис. 158). Два рабочих (испытуемых) валка диаметром 90 мм с длиной бочки 135 мм вращаются между двумя опорными валками диаметром 250 мм. На контактирующих дорожках шириной 6—8 мм удельные давления составляют до 5000 МН/м2 (500 кгс/мм ). Благодаря разности диаметров рабочих валков можно создавать относительное скольжение Скорость вращения валков 1600 об/мин. Привод осуществляется от двигателя переменного тока 1 через редуктор 2 и шпиндельные муфты 4. Усилие замеряют месдозой 3. [c.279]

Фрикционную обработку производят при скорости скольжения прутка 0,1—0,2 м/с, удельном давлении 50—70 МПа, продольной подаче 0,1—0,2 мм/об, частоте вращения прутка 200—250 об/мин, диаметре прутка 4—6 мм, числе проходов 2—3. [c.157]

Фиг. 70. График приведенного износа при трении образцов (сталь марки 45) с различным диаметром по валу (сталь марки 45) в зависимости от скорости скольжения при постоянной удельной нагрузке. [c.91]

Концентрация нагрузки по ширине зубчатых колёс при их расчёте по АГМА не учитывается, однако в этом расчёте имеется указание, что если отношение ширины зубчатых колёс к диаметру шестерни велико, то следует производить анализ деформаций и соответственно снижать допускаемую нагрузку (или увеличивать расчётную нагрузку). Корпусы редукторов должны быть жёсткими. Подшипники должны быть расположены так, чтобы деформации зубчатых колёс и валов были минимальными. Удельные давления в подшипниках скольжения не должны превышать 14 на быстроходном валу редуктора, 28 кг/см- — на промежуточном и 42 кг см — на тихоходном, при условии применения хорошо смазываемых подшипников авиационного типа,— бронзовых с баббитовой заливкой. Удельные давления для простых бронзовых подшипников не должны превышать двух третей от указанных выше. Скорость скольжения не должна превышать 8 м/сек в бронзо-баббитовых подшипниках и 6 м сек — в бронзовых. В противном случае должна быть предусмотрена смазка под давлением. [c.285]

В связи с изложенным для определения критических температур масел на машине КТ-2 при трении стали по различным антифрикционным материалам авторами была предложена новая схема трения сфера— кольцевой образец (рис. 1), при которой резко снижаются контактные удельные нагрузки и в то же время сохраняется низкая скорость скольжения. В этом случае трение происходит между вращающимся шариком из закаленной стали диаметром 12,7 мм и сферической вогнутой поверхностью в виде кольцевого пояска, выдавленной на фаске неподвижного нижнего образца, изготовленного из испытуемого материала. Внутренний диаметр кольцевого образца, по которому происходит трение, 8 мм. [c.177]

Плоскоременные передачи рассчитывают по тяговой способности с использованием кривых скольжения. Долговечность ремня учитывают при выборе диаметра меньшего шкива, меж-осевого расстояния и допускаемой удельной окружной силы [р] на единичной ширине ремня. [c.383]

Коэффициент трения / ремня по ободу шкивов зависит от многих факторов, которые недостаточно изучены. Так, например, для кожаных ремней коэффициент трения скольжения по чугунному шкиву зависит от площади трепия, скорости скольжения, температуры, диаметров шкивов, удельного давления, среды и смазки и находится в пределах от 0,16 до 0,64. [c.199]

Так как большей частью направляющие блоки свободно вращаются на неподвижной оси, то в этом случае рекомендуется проверка вкладышей втулки блока на удельное давление р по методике, изложенной в гл. ХБ для подшипников скольжения. При числе оборотов блока свыше 300 об/мин применяют подшипники качения. Диаметр оси [c.517]

Основные размеры подшипника скольжения, т. е. его диаметр d и длину I, выбирают в зависилюсти от удельного давления р (в предположении, что это давление распределяется равномерно по всей нагруженной части рабочей поверхности) и от произведения pv (см. Цапфы, оси и валы , стр. 104). Для всех более нагруженных подшипников необходимо проводить подробный расчет согласно гидродинамической [c.174]

При установке блоков подвески на опорах скольжения диаметр си п длина ступиц блоков проверяются на удельное давление [c.58]

При блоках на опорах скольжения диаметр оси и принятая длина ступиц проверяются на удельное давление [c.53]

С увеличением угла скрещивания осей скорость скольжения увеличивается. Это приводит к уменьшению зоны соприкосновения шевера и заготовки, в результате повышается удельное давление и ухудшается качество обработанной поверхности. Для средних модулей угол скрещивания осей заготовки и шевера принимают 15°. Минимально допустимое значение угла скрещивания равно 5°. Номинальный делительный диаметр у шеверов с модулями от 2 до 12 мм принимается равным 180, 240, 280 мм. [c.173]

В кривошипных прессах опоры коленчатого вала, а также цапфы шатуна выполняются в виде подшипников скольжения. Подшипники скольжения представляют собой небольшие по диаметру опоры, которые могут воспринимать большие ударные и переменные по величине нагрузки (большие удельные усилия и сравнительно большие скорости скольжения). Жесткость подшипников скольжения выше жесткости соответствующих подшипников качения. Подшипники прессов обычно работают в режиме граничного трения, а при обильной смазке (жидкой) в режиме полужидкостного трения. В кривошипных прессах усилием до 1МН для уменьшения потерь на трение начинают применять подшипники качения. [c.52]

При применении подшипников трения скольжения подбор их производят по диаметру и длине шипа (шейки) и проверяют на удельное давление [c.38]

Иногда величину Д относят в длине I или диаметру о цапфы (шейки) вала и получают удельную величину конусности, овальности и т. д. Отклонения от правильной геометрической формы цапф и шеек валов, также как и подшипников скольжения, учитываются при дефектации деталей. При этом для валов принимается наименьший диаметр цапфы или шейки. [c.300]

На рис. 11 для более наглядного представления о конструкции карданного подвеса измерительного рычага представлена упрощенная изометрическая проекция описываемого прибора трения. В заключение приводятся основные технические данные универсальной установки для исследования трения и износа покрытий и материалов предельный вакуум 10 мм рт, ст. интервал температур контртела от —185 до -f-250° размеры образца диаметр 5 мм, длина 9 мм диаметр шарика 5 мм размеры контртела диаметр 60 мм, высота 3 мм удельная нагрузка на образец до 59 кгс/см контактная нагрузка на шарик до 200 кгс/см2 скорость скольжения 19, 24,5, 32,7, 43,5 и 56 мм/с ход образца 21 мм. [c.23]

Первые три причины изменяют расчетные диаметры обоих шкивов одновременно в одну сторону и на одинаковую величину или на малом шкиве несколько больше из-за большего удельного давления на рабочих поверхностях. В обоих случаях относительное изменение диаметра малого шкива будет больше. Отклонение в размерах канавок шкивов может быть различным по величине и знаку. Кажущееся скольжение обусловленное этими при- [c.63]

Вследствие того что пластмассы имеют относительно низкую механическую прочность, необходимо ввести поправочный коэффициент, который позволит оценить способность втулки воспринимать нагрузки в статическом положении. Расчет такого параметра производится с учетом ползучести и снижения механических свойств в различных температурных условиях. Таким параметром является несущая способность втулок под которой понимается величина допустимого среднего удельного давления для втулки при данном зазоре, толщине, диаметре при статическом нагружении. Учитывая, что расчетная схема втулки гидроупора аналогична при статическом нагружении расчетной схемы втулки подшипника скольжения, воспользуемая методикой расчета допустимого среднего удельного давления для втулки подшипника скольжения [49]. На рис. 56, в изображена эпюра распределения напряжений во втулке штока. При расчете величины допустимого среднего удельного давления необходимо это учесть. [c.121]

Влияние больших скоростей на процессы трения и изнашивания можно проследить по результатам испытаний нормализованных образцов в паре с нормализованными дисками, изготовленными из стали марки 45, и закаленных образцов в паре с закаленными дисками, изготовленными из стали марки У8 (фиг. 22). Испытания проводились на эталонных дисках диаметром 220—230 мм и образцах диаметром 11,3 мм, длиной 26 мм в диапазоне скоростей скольжения от 0,05 до 150 м1сек и при постоянной удельной нагрузке 25 кг см в условиях сухого трения. [c.41]

На универсальной машине КЕ-4 испытывались на износ цилиндрические образцы, изготовленные из нормализованной стали марки 45, диаметром 5, 10, 20, 30 и 40 мм в паре с цилиндрическими валами диаметром 100 мм, изготовленными из той же стали. Испытания производились при постоянной скорости скольжения (0,06 и 3,44 м1сек) в условиях сухого трения и при постоянной удельной нагрузке 60 кг1см . [c.90]

Фиг. 72. Повер.хность тренпя образцов (сталь марки 45) после испытания при удельной нагрузке 40 кг1см и скорости скольжения 0,7 Aij ei а — диаметром 5 м.ч, видны вырывы металла (Х20) б — диаметром 30 мм. видны следы размазывания металла (Х20).

По описанной выше технологии изготовлены детали трактора 10 наименований, работающие как подшипники скольжения в различных условиях. Это стаканы солнечной шестерни, втулки лебедки, втулки осей балансира, втулки гидроцилиндра и др. Все это в основном крупные втулки диаметром 100—180 мм. В настоящее время эти детали проходят эксплуатационные испытания на тракторах, причем показывают неплохую работоспособность, особенно в узлах, где затруднено попадание воды и загрязнений (песка, пыли). Некоторые детали успешно прошли стендовые испытания. Так, например, стакан солнечной шестерни с капроновым покрытием толщиной 0,2 мм работает в следующих условиях скорость скольжения 3,58 м сек, удельное давление 50 кГ1см . [c.168]

Л и г н о с т о м — древесный (берёзовый или бакаутовый) пластик, пропитанный бакелитом или технической глюкозой и спрессованный под давлением 350 — 400при температуре 160— 180°. Теплопроводность 0,15 HKOAjMHa . Твёрдость вдоль волокон лигностона 15—18 Hg, лигнофоля 20—35/Уд. Предельно допускаемая температура подшипника 70°. Превышение указанной температуры вызывает разбухание подшипника и обугливание рабочей поверхности его. Коэ-фициент трения скольжения лигнофоля и лигностона на торец по стали при удельном давлении 75— ПО кг/см составляет 0,005. Диаметр расточки разрезного вкладыша на 0,50/о больше диаметра цапфы. Отверстие втулки растачивается по А а, вал шлифуется под размер Хза. [c.636]

Фрикционные материалы испытывают обычно на дисковых машинах. Испытание заключается в трении образцов из испытуемого материала по металлическому диску диаметром 200 мм. По ГОСТ 6914-54 для определения коэффициентов трения испытание образца размером 22 X 27 мм проводится при удельном давлении р = 2,7 кг1см , скорости скольжения [c.119]

Для испытания подшипников скольжения из новых материалов во Всесоюзном научно-исследовательском институте электротермического оборудования была разработана установка со следующими техническими данными температура в зоне трения от 20 до 500° С рабочее давление в камере от 760 до 1 -Ю- мм рт. ст. диаметр вала от 20 до 40 мм числа оборотов вала 12, 36, 48, 108, 145, 435 об1мин окружная скорость от 0,012 до 0,91 м сек радиальная нагрузка на подшипник от 3 до 200 kF] максимальная удельная нагрузка 33 kFI m . [c.9]

Исследование износостойкости поверхностно упрочненных сталей при комнатной и повышенной температурах проводилось на модернизированной машине трения МИ-1М. Испытания проводились по схеме вал — вкладьны с коэффициентом взаимного перекрытия 1 16. Истиранию подвергался вырезанный из кольца образец шириной 10 мм и длиной хорды 7,6 мм по внутреннему диаметру. Шероховатость поверхности соответствовала шестому классу чистоты по ГОСТ 2789-59. В качестве вала служил диск диаметром 40 мм из стали Р18 с твердостью 62—63 HR . Диск и образец перед началом испытаний обезжиривались и прирабатывались. Условия испытания скорость относительного скольжения 0,47 м сек, удельные нагрузки от 5 до 20 кПсм , трение без смазки. В процессе испытания регистрировался момент трения и температура трения. Величина весового износа определялась через каждые 20000 оборотов диска взвешиванием на аналитических весах с точностью до 0,0001 г. [c.59]

Особенность круглых резиновых колец состоит в том, что они создают высокую удельную нагрузку на уплотняемую поверхность, значительно превосходящую нагрузку на уплотнительную кромку, например, у манжет. Сила, с которой кромка манжеты прижимается к поверхности уплотняемого вала, составляет от 0,9 до 1,2 н см, а у круглых колец из резины В-14 с диаметром поперечного сечения 3,6 мм при сжатии 14% —20— 25 н1см. В 20 раз более высокое давление на контактную поверхность обеспечивает высокую герметичность уплотнения, но сопровождается значительными потерями на трение. Высокая герметичность уплотнений с резиновыми кольцами затрудняет смазку поверхности контакта. Особенно затруднена смазка при уплотнении валов, так как в этом случае нет осевых перемещений и смазка в зону трения принудительно не поступает. Плохая смазка поверхности трения в сочетании с высокой скоростью скольжения и большим нормальным давлением приводит к перегреву колец. В связи с этим круглые кольца, если они установлены под прямым углом к уплотняемой поверхности, могут длительно работать либо при очень малых скоростях скольжения, либо при сжатии диаметра поперечного сечения не более чем на 5—6%. Однако малое сжатие требует применения жестких допусков на изготовление деталей уплотнительного узла при этом не гарантируется герметичность при пониженных температурах. [c.93]

На рис. 3—5 и в табл, 1 и 2 приведены данные по износу фрикционного материала ФК-24а (см. рис. 3) и протектора автомобильных шин 5,60-15 (см. рис. 4). Рети-накс испытывался в условиях торцевого трения (РТМ-6-60) в паре с чугуном ЧНМХ при удельной нагрузке 6 m j M и скорости скольжения 6,3 Mj en, Образцы из ретинакса и чугуна в виде полых цилиндров с наружным диаметром 28 мм и внутренним диаметром 20 мм терлись торцами. Для определения величины износа образцы взвешивались после заданных интервалов времени. [c.21]

Подшипники скольжения проверяют на удельные давления, окружные скорости и показатели удельной работы 1251. Для радиальных подшипников удельные давления определяют по формуле р P/DItpl окружную скорость — по формуле V = 3xD/г/60 ООО < 1V1 показатель удельной работы трения — по формуле pV згРд/60 ООО/< IpV], где Р — нагрузка на подшипник (по случаю I нагрузок), Н D — диаметр цапфы, мм / — длина цапфы, мм п — частота враш,ения, мин р — удельное давление, МПа К— окружная скорость на поверхности трения, м/с pv—в МПа-м/с. [c.236]

В приводных блоках требуется строго выдерживать радиз с канавки в пределах (0,52-т-0,53) rf. Диаметр ггриводных блоков следует брать по возможности большим, пс ядка (40ч-60) d, что уменьшает удельное давление и степень истирания обода от упругого скольжения каната. Угол обхвата а можно увеличить примерно до 1,5я путем установки направлякщего блока и до 2,5я при двухжелобчатом приводном блоке. [c.262]

Проведены [269] исследования электризуемости порошков при продувании их по медной трубке диаметром 40 мм и длиной 0,46 м. Для исследования были взяты наиболее распространенные минералы кварц, микроклин, кальцит, мусковит, биотит, гипс, роговая обманка. Заряд определен в расчете на удельную поверхность 1 г порошка, рассчитанную по геометрическому методу. В одной серии исследований была определена плотность заряда частиц при продувании их через медную трубку (при ф = 0°) воздушным потоком со средней скоростью 6 м/с (табл. IX, 2, данные в числителе) в другой серии при ссыпании частиц через ту же трубку, наклоненную под углом ф — 60° (данные в знаменателе). Как было установлено, при продувании частиц (из каждого минерала) их заряд с увеличением диаметра сначала растет, достигает максимального значения и затем снова падает. Сопоставление знаков и зарядов, обнаруживаемых при скольжении [c.295]

Пример. Фиг. 250 — букса Легус завода Вюльфеля поверхность скольжения имеет достаточно большой диаметр, чтобы смазка не выжималась и легко держалась на ней при более высоких удельных давлениях применяегся смазка зачерпыванием, например по фиг. 261 — букса Гиля, работающая и при вращающемся вале. [c.437]

А до б/ 750 А возрастает примерно от О до Ад 25% и остается далее постоянным. По отношению к некоторым средним данным для кристаллов (диаметр —0,5 мм, Хо 45°, вектор Бюргерса Ь — 2,8 А, удельное сопротивление р —8мком-см) удлинение на 750 А отвечает сдвигу в плоскости скольжения на величину порядка 400 Ь эти числа вполне согласуются с приведенной выше грубой оценкой единичного скачка. (Индекс штрих относится в дальнейшем к единичному скачку.) [c.81]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...