Нагрузка i осевая

Отношение Л ,/(1 Л,о) = 636/(1-2018) = 0,31 << = 0,38. поэтому при расчете эквивалентной динамической нагрузки результирующую осевую нагрузку не учитывают, i. с. принимают Х=, Y = 0. [c.328]

Проведенные исследования такого типа циклона показали, что предельная нагрузка циклона двойной сепарации пара лимитируется критической нагрузкой I ступени при подъемной осевой скорости пара w"o = 5 м/с и давлении р = = 13 кгс/см2, когда влажность пара [c.60]

Оа—максимальное напряжение только от осевой нагрузки I [c.335]

Здесь W—прогиб ш — частота колебаний q — интенсивность поверхностной нагрузки- I, h, R — характерная длина, толщина стенки и радиус кривизны срединной поверхности р, Е, v — плотность, модуль упругости и коэффициент Пуассона материала х, ф— осевая и угловая координаты — время. [c.179]

Примечания 1. При опыте I осевая нагрузка была наименьшей, а при опыте 3 — наибольшей. [c.49]

В конструкции 17 осевую нагрузку воспринимает двухрядный упорный -подшипник, расположенный между радиальными опорами. При том же расстоянии I между опорами размеры узла сокращены примерно в 1,5 раза. Осевой люфт становится минимальным. При сохранении тех же размеров, что и в конструкции 16, можно увеличить разноску радиальных опор в 1,5 раза с выгодой для устойчивости вала. [c.567]

Если проекты V. и имеют требуемый коэффициент нагрузки и qi представляет собой осевую скорость деформаций стержня i в нормализованном механизме разрушения проекта Vi при заданной нагрузке, из (3.24) следует, что [c.33]

Пример. Выбрать посадку циркуляционно-нагруженного внутреннего кольца радиального однорядного подшипника О—308 (класс точности 0 d = 40 мм D = = 90 мм 6 = 23 — 2-2,5 = 18 мм) на вращающийся полый вал dj = 20 мм. Радиальная реакция опоры / = 4119 Н. Нагрузка ударная, перегрузка 300 %, осевой нагрузки на опору нет. Коэффициенты hi = 1,8 = 1,6 (так как d Jd = = 0,5 Did = 2,25) = I (так как Fa = 0). [c.239]

Если стержень нагружается следящей за точкой О распределенной нагрузкой Чо (рис. 1.16), то матрица L°, а также единичные векторы е о (е)= L°(e)r (е)/ г(е) I зависят от осевой координаты е. Приведем без вывода выражения для малых приращений Aq, Ац и АТ [c.32]

Раскладывая силу Г , получим силы F i и F o, параллельные геометрическим осям валов (осевые силы), которые необходимо приложить к ведущему и ведомому каткам для передачи нагрузки, [c.409]

Осевые нагрузки F i и F 2 подшипников определяем, учитывая, что [c.243]

Подшипники качения различаются также по точности их изготовления. ГОСТ 520—71 устанавливает пять степеней точности О, 6, 5, 4 и 2, расположенные в порядке возрастания точности. Точность подшипников качения определяете точностью посадочных размеров колец и их ширины или (для радиально-упорных) монтажной высоты и точностью вращения koj ец. Показатель точности вращения, характеризуемый радиальным i осевым биением, имеет особенно важное значение для вращающегося кольца, так как его биение передается на связанные с ним детали узла, вызывая нежелательные последствия динамические нагрузки, вибрацию, шум и др. Точность вращения колец подшипн1ков и связанные с ним последствия зависят от точности изготовления деталей подшипника и от правильности конструкции подшипн1 кового узла, посадок колец подшипника и качества монтажа. [c.87]

Pal И F 2 будут зависеть от соотношения + и 82- Если + S,>52, Рис. 13.15 то вал сдвинется ко второму подшипнику, осевая сила + 5 i создаст на втором подшипнике радиальную силу, уравновешивающую внешнюю радиальную нагрузку и осевая составляющая S2 перестает существовать. Тогда осевая нагрузка на первый подшипник останется равной Si, а суммарная осевая нагрузка на второй подшипник будет равна yl + Si. Если то вал сдвинется к первому подшипнику, составляющая Si перестанет существовать, осевая нагрузка на второй подшипник останется равной S2, а суммарная осевая нагрузка на первый подшипник будет равна S2 — A. И1ак, если + 5 i>5 2, то F i = Si, F 2 = A + Si, если А + Si <82, то F i = S2-A, F 2 = S2-Напомним, что радиальную реакцию радиально-упорного подшипника полагают приложенной в точке О пересечения с осью вала нормали в середине контактной площадки (см. рис. 13.12, б, в). Положение точки О определяется размером а, вычисляемым для однорядных подшипников по формулам для радиально-упорных шарикоподшипников [c.235]

Расчеты полей напряжений, деформаций и перемещений проводились на ЭВМ. В качестве исходных данных вводились безразмерные параметры Vf, Е = EfjGfn, q = GynlGfnT> параметр, характеризующий уровень нагрузки i = или zxidf, а также коэффициенты для решения системы алгебраических уравнений при расчете напряжений в волокнах, соседних с разрушившимся. Исходя из свойств компонентов бороалюминия Е = = 14,74, <7 = 20, TI и Г варьировались в определенных пределах. В результате вычислений строились эпюры осевых перемещений щ(х)1ит vi напряжений Of (z)lap подлине волокон, а также эпюры сдвиговых деформаций [c.78]

Пример 5. На подшипник действует радиальная нагрузка I = 250 кг я осевая нагрузка Л = 300 кг. Число оборотов вала л = 2500 об/мин. Требуемая долговечность Н = 6300 час. Нагрузка действует со слабыии толчками. Вращается внутреннее кольцо. [c.35]

Как из.менится ресурс подшипника, если к заданной радиальной нагрузке добавить осевую а) Fai = Q,97 кН, i a2=2,8 кН б) Fat = 0,04 кН, Раз=0,32 кН [c.226]

При установке по концам вала двух радиально-упорных подшипников враспор (см. рис. 7.7, а) результирующие осевые нагрузки каждого из них должны определяться с учетом действия как внешней осевой нагрузки, например осевого усилия в червячном зацеплении (на рисунке эта сила обозначается буквой Р ), так и осевых составляющих радиальных реакций подшипников 5/ и Для определения осевой нагрузки определяют алгебраическую сумму всех внешних осевых сил и осевых составляющих 5 радиальных нагрузок. При этом осевые силы, нагружающие данный подшипник, считают положительными, а разгружающие его — отрицательными. Если полученная сумма окажется положительной, то расчетная сила Ра для этого подшипника определяется как алгебраическая сумма внешних осевых сил Р и силы 5 парного подшипника. Если сумма окажется отрицательной, то за расчетную силу Ра принимается сила 5 данного подшипника. Например, пусть сумма всех осевых сил, действующих на опору I (рис. 7.7, а), положительна, т. е. Рх1+3ц—5/—Тогда расчетная осевая сила для этой опоры Раг=Рх1—опоры II алгебрзическая сумма всех осевых сил отрицательна, т. е. 8 ц Р 1<С.О. [c.115]

Пример I. Для вала, на опорах которого действуют нагрузки i ri = 1500H Fr2=1200 Н и внешняя осевая сила А = 150 Н (см. рис. 31,6), выбрать радиально-упорные шарикоподшипники с углом контакта а=12°, если ориентировочное значение диаметра вала под подшипник d=25 мм, номинальная долговечность опорных узлов л=6000 ч, частота вращения л=900 мни-. [c.88]

Эквивалейтная расчетная нагрузка (табл. 6.5, п. 5) для подшипника I (осевой нагрузки [c.202]

Для стального бруса F = Z 10 М[1а), изображенного на рис. I, при осевых нагрузках F, л F- рарномерно распреде-ленньпс нагрузках и размере О. по табл. 1, требует- [c.114]

В передачах винт —гайка с трением с ольжения, как правило, применяют трапецеидальную резьбу. Ее профиль — равнобочная трапеция с углом а = 30°. Такая резьба ха )актеризуется небольшими потерями на трение, технологична, п именяется для создания больших осевых усилий, а также для пере ачи реверсивного движения под нагрузкой (ходовые винты станкс i и др.). Размеры трапецеидальной резьбы установлены СТ С )Б 146—75 и СТ СЭВ 185-75. [c.27]

Крепление установочным винтом (рис. 3.12, г) с цилиндрическим (ГОСТ 1478—75) или коническим концом (ГОСТ 1476—75) распространено достаточно широко. Таким способом фиксируют в основном детали, не нагруженные сосреюточенными осевыми нагрузками (прямозубые колеса, шкивы, зв здочки, муфты). Для предохранения от отвинчивания винт стопор it специальным замковым кольцом (ГОСТ 2832—64) или кольцом из проволоки, которое закладывают в шлицевый паз винта и кольцевую канавку на ступице. Сверлить гнездо под стопорный винт можно на валу, но лучше на шпонке (рис. 3.12, d), что устраняет i онцентрацню напряжений и выпучивание кромок при эасверливании у вала. [c.64]

Для упорно-радиальных и упорных поди ипииков эквивалентная динамическая нагрузка — это такая посто) иная центральная осевая нагрузка, при которой долговечность по ,шинника такая же, как н при фактических условиях нагружения и i ращения. [c.99]

Подшипники заключены каждый в свой корпус, концентрично расположенный в корпусе смежного подшипника. Длину дистанционных колец I (вид о) выбирают с таким расчетом, чтобы в свободном состоянии торцы коршусов выступали по отношению к торцам с.чеж-ною корпуса на величины с и с, равные осевым деформациям подшипников при нагрузке строго одинаковой силой на испытательном стенде. Затем узел сжимают иод прессом до совпадения торнов всех корпусов. Корпуса подшипников в этом положении заштифтовывают коническими штифтами 2 (вид б). При этом подшипники фиобретают предварительный натяг, степень которого определяется величинами с и с. Без предварительного ыатяга остается только последний подшипник (установленный во внешнем корпусе). [c.527]

Если обозначить через О осевую деформацию, вызванную 3 стержне i заданной нагрузкой, податливость фермы при этой нагрузке выралсается в виде [c.30]

Таким образом, сумма и разность компонент поля удовлетворяет условию оптимальности для фермы, полученной путем суперпозиции компонент фермы (с эталонной скоростью деформаций 2 q), тогда как сумма Q l и разность Q" усилий Qj и Qi в стержнях компонент фермы находятся в равновесии с заданными возможными нагрузками Р — Р- -Р и Р" = Р — Р. Эти замечания устанавливают принцип суперпозиции при условии, что в каждом стержне j фермы, полученной путем суперпозиции, усилия Q = Qi + Qi vi Q" = Qi—Qi имеют знаки, совпадающие со знаками скоростей деформации q i = 4i+qi и = —Покажем теперь, что это условие выполняется. В дальнейших рассуждениях существенно отметить, что, когда осевая скорость деформаций стержня равна нулю, усилие в стержне может иметь любое значение, лежащее между усилиями текучести при растяжении и сжатии. [c.55]

Погребная сила /-Ц осевого н р е л в а р и т е л ь н о i о н а т я г а может быть онрсдслона расчетным путем по условию, по которому U подшипнике после приложения полезной нагрузки (на расчетном режиме, в частности дли станков на режиме чистовой или пол>чистовой обработки) не должен обра зовьшаться зазор (это условие равносильно гому, что нагрузка на наименее нагруженное тело качения должна быть больше или равна нулю) [c.360]

Однако для некоторых промышленных узлов, особенно в авиации, ракетной технике н т. п., важно знать то предельное число (об/мин) Пкратк. при котором может быть гарантирован ресурс при кратковременной работе. Значения Пкратк в каталогах не указывают, а устанавливают экспериментально. Для малогабаритных подшипников d = = 3-i-5 мм) Пкратк щах 350 ООО об/мин. Наиболее быстроходными являются радиально-упорные шарикоподшипники. Однако при высоких скоростях в них, так же как в упорных шарикоподшипниках, хотя и в меньшей степени, наблюдается гироскопическое верчение шариков, вызывающее нагрев и износ колец и шариков. Для его погашения необходимо приложение к подшипнику определенной осевой нагрузки. Наряду с этим угол контакта шариков с наружным кольцом подшипника уменьшается, а угол контакта с внутренним кольцом возрастает (рис. 6, а). [c.415]

Смотреть страницы где упоминается термин Нагрузка i осевая : [c.330] [c.36] [c.189] [c.114] [c.212] [c.593] [c.175] [c.34] [c.286] [c.292] [c.111] [c.139] [c.22] [c.115] [c.124] [c.391] [c.371] [c.456] [c.32] [c.312] [c.238] [c.530] [c.12]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...