Расчет цилиндрического подшипника

А. Расчет цилиндрического подшипника заданных размеров. В этом расчетном варианте известны размеры опоры, которыми можно задаваться, исходя из конструктивных соображений, т. е. известны диаметр шипа D = 2r, средний зазор между шипом и подшипником b = R — г, (R — радиус подшипника), длина подшипника Ь, тип газа, применяемого в качестве смазывающего вещества, и его параметры. [c.147]

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА СКОЛЬЖЕНИЯ В СЛУЧАЕ ПРИМЕНЕНИЯ ВЯЗКО-ПЛАСТИЧНОЙ СМАЗКИ [c.31]

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА СКОЛЬЖЕНИЯ [c.33]

Расчет цилиндрических подшипников скольжения. Размеры цилиндрических опор приборов определяют из условий прочности, износоустойчивости и ограничения момента сопротивления вращению. Условие износоустойчивости опоры ограничивает удельные давления р на поверхности контакта цапфы и подшипника до -значения [р], при котором исключается выдавливание смазочного материала из зазора между элементами опор. Расчет выполняют G учетом направления действующей нагрузки. [c.531]

Механизмы и аппараты систем смазки автомобильных и тракторных двигателей, их конструкции и расчет, а также расчет цилиндрического подшипника на основе положений гидродинамической теории смазки рассмотрены в главе восьмой. [c.4]

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА [c.352]

При расчете цилиндрического подшипника заданных размеров известны размеры опоры, которыми можно задаваться исходя из конструктивных соображений, т. е. известны диаметр цапфы С = 2г, средний зазор между цапфой и подшипником Я Гу Н — радиус подшипника), длина подшипника I, тип газа, применяемого в качестве смазывающего вещества, и его параметры. Расчет сводится к определению несущей способности опоры и величины момента сил трения. [c.162]

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]

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]

Расчет цилиндрических опор, нагруженных осевыми силами. Опоры скольжения, воспринимающие осевые нагрузки, называются подпятниками или упорными подшипниками. Давление в кольцевой пяте (рис. 27.17, ) определяют по формуле [c.329]

ГОСТ 16162—85 устанавливает базовую долговечность подшипников />юл=10 000 ч для зубчатых редукторов (цилиндрических, конических и др.) Lio/,= = 5000 ч для червячных редукторов. Желательно, чтобы долговечность подшипников Lf, была равна стандартному сроку службы редукторов зубчатых — = 40 000 4 и червячных — 20 000 ч. Если по расчету долговечность подшипника получилась меньше базовой 10 , то принимают другой типоразмер подшипника и повторяют расчет. [c.326]

Цилиндрические подшипники. Размеры деталей опор, выбор их материалов назначаются, исходя из проектировочного расчета подшипников. Расчет подшипников, не работающих в условиях жидкостного трения, сводится к определению длины подшипника I по допускаемому среднему удельному давлению на вкладыш 1 1 [c.457]

Расчет цилиндрических динамических подшипников. При расчетах цилиндрических опор возможны два случая расчет подшипника заданных размеров и расчет подшипника с оптимальным средним зазором. [c.147]

Анализ большого числа расчетов устойчивости средне нагруженных роторов иа цилиндрических подшипниках позволяет предложить оценочную формулу для определения скорости потери устойчивости [c.167]

Под контактными напряжениями понимают те местные напряжения, которые возникают при нажатии тел друг на друга по небольшой площадке соприкосновения их между собой. Теория распределения контактных напряжений была разработана методом теории упругости Герцем (1885 г.). Определение контактных напряжений практически весьма важно при расчете шариковых и цилиндрических подшипников, а также при расчете цилиндрических шарниров и катков в опорных устройствах. Напряжения от места контакта быстро убывают, естественно поэтому их считать местными напряжениями. [c.250]

Расчет цилиндрических опор в общем машиностроении ведут в предположении, что цапфа опирается на подшипник всей рабочей поверхностью. Для опор сравнительно больших размеров, цапфы которых имеют большую твердость, чем вкладыши, это предположение достаточно хорошо отражает действительные условия работы. [c.413]

Расчет цилиндрических опор, нагруженных осевыми силами. Цилиндрические опоры скольжения, воспринимающие осевые нагрузки, называют подпятниками или упорными подшипниками. [c.248]

Валы цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов рекомендуется устанавливать на шариковые радиальные подшипники. На первом этапе эскизной компоновки следует назначать подшипники легкой серии. Если в последующих расчетах грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то выбирают подшипники средней серии. [c.89]

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]

Расчет цилиндрической опоры заключается в определении момента трения и геометрических размеров. Для расчета необходимо знать закон распределения по поверхности соприкосновения цапфы с подшипником. [c.25]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

Расчет зубьев прямозубой конической передачи на контактную прочность обычно производят в предположении, что нагрузочная способность конической передачи равна нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической прямозубой передачи при одинаковой длине зубьев. Однако опыт эксплуатации показывает, что при одинаковой нагрузке конические передачи выходят из строя быстрее цилиндрических. Это можно объяснить большим влиянием на конические передачи неточностей изготовления и монтажа, а также нарушением регулировки зацепления из-за увеличения люфтов в подшипниках в процессе работы. В связи с этИм необходимо принимать, что нагрузочная способность конической передачи составляет примерно 85% от нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической передачи. [c.309]

Кпд зубчатых передач. Для приближенных расчетов в силовых зубчатых передачах на подшипниках качения при номинальных нагрузках можно пользоваться следующими экспериментальными данными у цилиндрической передачи Т = 0,99... 0,98 при 6-й и 7-й степенях точности -/ = 0,975. .. 0,97 при 8-й и 9-й степенях точности в закрытой передаче и т =0,96... 0,95 в открытой передаче, у конической передачи при упомянутых условиях соответственно = 0,98. .. 0,96 т] = 0,96. .. 0,95 и г, = = 0,95.. . 0,94. [c.216]

Общий к. п. д. для одноступенчатых редукторов с цилиндрическими колесами и шестеренных клетей с учетом потерь в подшипниках и потерь на разбрызгивание и размешивание масла при расчете смазки может быть принят равным 0,99 — 0,985. Для одноступенчатой конической передачи его можно принимать равным 0,98. [c.88]

Расчетная схема теплопередачи через многослойную цилиндрическую стенку [14, 42, 45, 49, 52] пригодна при малых радиальных размерах корпуса полимерных подшипников. Однако в реальных машинах радиальные размеры корпуса обычно значительно превышают его ширину (зубчатые колеса, стенки корпусных деталей и т. п.). Поэтому найденное по этой методике расчетное значение нагрузочной способности подшипника может оказаться значительно больше действительного. Предлагаемые в части I справочника универсальные расчетные схемы способствуют осуществлению более точных расчетов. [c.5]

Самым ответственным этапом расчета нагрузочной способности полимерного подшипника является определение параметра теплоотвода узла Кт, в котором этот подшипник эксплуатируется. Значение этого параметра в основном зависит от конструкции подшипникового узла. Все многообразие корпусов подшипниковых узлов можно свести к четырем типовым конструкциям, схематически изображенным на рис. 3.2. Общим для этих схем является наличие полимерного слоя в подшипнике, обладающего низкой теплопроводностью и затрудняющего теплоотвод через корпус подшипника. Корпусом типа I являются стенки коробок, типа II — зубчатое колесо, типа III — деталь более сложной конфигурации (например, блок-шестерня). Корпус типа IV имеет малую протяженность в радиальном и значительную в осевом направлениях его радиальное сечение представляет собой кольцо. Теплоотвод от подшипника через корпуса, выполненные по типам I, II, III, осуществляется в радиальном направлении. Его можно рассматривать как теплоотвод через цилиндрическую стенку полимерного слоя подшипника и стальное круглое ребро постоянной толщины (рис. 3.3, а). Теплоотвод через корпус, выполненный по типу IV, осуществляется в осевом направлении и рассматривается как теплоотвод через цилиндрическую стенку полимерного слоя подшипника и стальную трубу постоянного сечения (рис. 3.3, б). Поскольку обойму подшипника (если таковая имеется) и корпус, в который он запрессовывается, изготовляют обычно из одного и того же материала [c.82]

Тепловой поток, отводимый от рабочей поверхности подшипника, проходит, следовательно, через цилиндрический полимерный слой и корпус, имеющий вид трубы обозначим его через Qn и Qt- Тепловые потоки, проходящие в единицу времени через последовательно расположенные тела, равны между собой, т. е. Qn= Qt = Qk-Тепловой поток, проходящий через корпус этого типа, рассчитывают по формуле для стержня постоянного произвольного сечения [28]. Формулы для расчета теплоты при последовательном теплоотводе, приводимом к схеме рис. 3.3, б, будут иметь вид [c.157]

Б. Расчет цилиндрического подшипника с оптимальным средним зазором. При расчете опоры с оптимальным средним зазором бопт задаются /imrn, а также теми же параметрами, что и при расчете подшипника заданных размеров, за исключением 6i- [c.149]

Расчет цилиндрических подшипников с поддувом (статических опор). Как уже указывалось, подшипники с поддувом работают как статические только при невращающемся вале и в момент пуска, при вращении шипа влияние поддува не исчезает, но преобладающим становится динамический эффект, поэтому подшипники с поддувом имеют несколько большую несущую способность, чем динамические опоры. [c.151]

При расчете цилиндрического подшипника с оптимальным средним зазором задаются Ьопт, а также теми же параметрами, что и при расчете подшипника заданных размеров, за исключением 61. [c.163]

Не останавливаясь на вопросах теории высокоскоростных опор, которая в настоящее время достаточно разработана благодаря работам советских ученых [6, 62, 63, 65, 18, 67, 66, 60], рассмотрим методику расчета газовых цилиндрических подшипников и подпятников, предложенную С. А. Шейнбергом, и методику расчета сферических опор как наиболее часто применяемых в приборах. При расчетах известны условия работы, число, оборотов п шипа, нагрузки на опору и давление окружающей среды р. [c.147]

Из теоретических исследований, сыгравших за последнее время большую роль в развитии теории самоподдерживающихся цилиндрических подшипников, надлежит особо выделить доклад Г. Элрода и А. Бург-дорфера на Первом международном симпозиуме по газовым подшипникам (1968), в котором были даны исчерпывающие данные по решению плоской задачи газовой смазки подшипников бесконечной длины и установлено точное, широко известное в настоящее время интегральное условие, выполнение которого лежит в основе всех расчетов газовых подшипников это условие пришло на смену более раннему приближенному условию Харрисона, которое, как показал С. А. Шенберг (1953), также давало сравнительно неплохие результаты. [c.513]

Функциональные характеристики подшипника. В этот класс параметров входят соображения о механическом, гидродинамическом и тепловом подобии, позволяющие правильно использовать экспериментальные данные и даже установить условия работы (ламинарный или турбулентный гидродинамический режим течения смазки) и охлаждения (излучение, конвекция). Режим смазки и рабочая температура также являются основными характеристиками. В эту же категорию входят и местные деформации поверхностей, изменяющие форму смазочной пленки и наклон поверхностей, в частности относительный эксцентрицитет, который определяет также взаимное положение шип--Екладыш у круглых цилиндрических подшипников и который, в свою очередь, обусловливается внешними данными. Динамическое поведение жидкой несущей пленки, ее колебания и устойчивость являются элементами, делающими иногда невозможной нормальную работу некоторых пар трения, которые пока что были изучены односторонне. Знание граничных условий для смазочной пленки совершенно необходимо для расчета и затем для предписания правильных условий эксплуатации. [c.34]

Результаты кинематического расчета являются исходными данными для проведения проектных расчетов. Вначале вьшолняют предварительный расчет минимальных диаметров валов по критерию жесткости. Далее осуществляют проектные расчеты цилиндрических и конических зубчатых колес, ременных передач, шлицевых и шпоночных соединений, подбор подшипников качения. Определяют модули, диаметральные размеры зубчатых колес, длины венцов и ступиц, сечения ремней. Затем автоматически вьиерчиваются кинематическая схема и эскиз развертки привода с основными габаритными размерами (рис. 1.10.14 и 1.10.15). [c.351]

Рассмотрим последовательность расчета газовых цилиндрических подшипников и подпятников, предложенную С. А. Шейнбергом [127 128], и методику расчета сферических, конических и плоских опор [133—148]. При расчетах опор обычно известны условия работы, число оборотов шипа п, нагрузка и давление окружающей среды р. [c.162]

Данное пособие поможег учащимся техникумов выполнить расчеты зубчатых, червячных, планетарных и волновых передач, расчегы валов, подшипников качения, научиг их конструировать зубчатые и червячные колеса, червяки, подшипниковые узлы, валы, корпусные детали, ознакомиг со способами смазывания и с уплотнениями. Учащиеся приобретут знания по выполнению рабочих чертежей деталей. Весь процесс работы над проектом последовательно показан в пособии на примерах расчега и конструирования цилиндрических, конических, червячных и планетарных передач. [c.393]

Учебник написан в соответствии с действуювдими Государственными стандартами СССР, утвержденными до 1982 г., в частности со стандартами на термины, определения, обозначения, расчет геометрии, расчет на прочность зубчатых цилиндрических передач, редукторы общего назначения, ременные передачи, подшипники качения, зубчатые (шлицевые) соединения, механические муфты. [c.3]

Расчет на жесткость сводится к определению прогибов у (рис. 4—7), углов наклона оси вала б и к сопоставлению их с допускаемыми. Допускаемый прогиб вала не должен превышать 0,0001—0,0005 расстояния между опорами или под зубчатыми колесами 0,01—0,03 модуля в см. Углы наклона оси вала в опорах не должны превышать 0,001 радиана при зубчатых колесах то же в радианах, не более 0,0025 — для цилиндрических роликоподшипников 0,0016 — для конических роликоподшипников 0,005 — для однорядных шарикоыодшип-ников 0,05 — для сферических подшипников. [c.16]

Значения угла наклона О на опорах качения не должны превышать в радианах для цилиндрических роликоподшип- ликов 0,0025 для конических роликоподшипников 0,0016 для однорядных шарикоподшипников 0,005 для сферических подшипников 0,05 для сечения вала иод зубчатыми колесами О 0,001 рад. (в редких случаях можно допустить IJ до 0,002 рад.), см. расчет зубчатых передач (гл. VII). [c.150]

Для роликоподшипников с цилиндрическими роликами расчет ведут исходя Т0ЛЫ50 из радиальной нагрузки, так как осевую нагрузку на подшипники этого типа воспринимают торцы роликов и направляющие буртики. [c.578]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...