Задача 3 подшипник

Задача 3. Подобрать шариковые радиальные однорядные подшипники для оси блока системы подвески груза. Радиальная нагрузка F, = 45 кН приложена посередине (рис. 12.13) диаметр оси d = 30 мм. [c.219]

По данным задачи 12.22 определить прогиб под серединой конической шестерни, принимая диаметр вала равным 60 мм. Исследовать зависимость указанного прогиба от расстояния / между серединами подшипников при изменении / от 60 до 210 мм 1/ = (1 3,5) й]. Построить график, иллюстрирующий указанную зависимость. [c.208]

По данным предыдущей задачи определить (при нормальной нагрузке) расчетную нагрузку (Q) упорного подшипника, установленного на валу червячного колеса. Принять коэффициент динамичности Kg= 1,3. Дополнительно учесть, что червяк одно-заходный и его угловая скорость = 730 об мин к. п. д. червячного зацепления г] = 0,68. [c.265]

Ц Пример проектирования раскатки (кинематической цепи) многошпиндельных коробок или насадок агрегатных станков, встраиваемых в автоматические линии или гибкие производственные комплексы. Эскиз многошпиндельной коробки показан на рис. 1.3. Задача построения раскатки заключается в формировании кинематических цепей, передающих вращение от вала электродвигателя к шпинделям, на которых крепится инструмент. Шпиндели должны вращаться с заданной частотой. Зубчатые колеса могут быть установлены в четырех рядах (О—III) на промежуточных валах и в трех рядах (/—III) на шпинделях. Смазка подшипников и зубчатых колес осуществляется с помощью насоса через маслораспределитель. Поэтому должна быть предусмотрена кинематическая цепь для привода насоса. Раскатка многошпиндельной коробки может быть представлена в виде структурной схемы. На рис. 1.7 показана структурная схема вариантов шестишпиндельной коробки. [c.22]

Задача УШ—31. Определить давление нагнетания р насоса в начале масляной линии, подающей смазку к трем коренным подшипникам коленчатого вала автомобильного двигателя, если подача насоса <3 = 50 см /с. Размеры [c.222]

Задача № 164 (№ 38.13, 1053 М). Цилиндрический вал диаметром 10 см и весом 0.5 Т, на который насажено маховое колесо диаметром 2 м н весом 3 Т, вращается в данное мгновение с угловой скоростью 60 об/мин, а затем он предоставлен самому себе. Сколько оборотов еще сделает вал до остановки, если коэффициент трения в подшипниках равен 0,05 При решении задачи массу маховика считать равномерно распределенной по его ободу. [c.383]

Задача 15. Литейный кран АВС имеет вертикальную ось вращения МЛ/. Расстояние МЫ=Ь м, АС=5 м, вес крана 2 т, центр тяжести его С находится от оси вращения на расстоянии 2 м, вес Р2 груза, подвешенного в точке С, равен 3 т. Найти реакции подшипника Л4 и подпятника N (рис. 71, а). [c.100]

Задача 10-2. Смазочное масло (3 = 0,8, v = 0,06 см сек) подводится к подшипникам коленчатого вала по системе трубок, состоящей из пяти одинаковых участков каждый длиной / = 500 мм и диаметром d A мм. [c.275]

Работоспособность подшипников качения. Чтобы воспользоваться критерием контактной прочности для расчета подшипников качения, нужно уметь находить нагрузку каждого тела качения в зависимости от нагрузки на подшипник в целом. При решении этой задачи, как мы видели, нужно принять во внимание упругие деформации тел качения и колец и погрешности их формы и размеров. Эту трудность, однако, можно обойти, подвергая испытанию на выносливость не отдельные тела качения, а весь подшипник. [c.343]

Определение критических чисел оборотов судовых вало-проводов, заземляющихся в длинных подшипниках скольжения, и другие задачи. [c.115]

Обозначения О, I, 3 — матрицы, содержащие сведения о номере пакета прикладных программ и данных задачи и исполнителя общие сведения о шпиндельной коробке, о смазке, валах, подшипниках, признаках и параметрах счета г/т — число зубьев и модуль Ну. В — высота и ширина шпиндельной коробки, мм. [c.115]

Первый в мире комплексный автоматический цех по производству массовых подшипников мощностью 1,5 млн. шт. в год введен в эксплуатацию с начала 1956 г. Сооружение и эксплуатация этого цеха позволили решить ряд важных и узловых технических задач, определивших дальнейшее развитие подшипникового производства. Созданы и введены в эксплуатацию еще два крупных автоматических цеха. Введенный в 1963 г. в эксплуатацию автоматический цех № 2 по выпуску 30 млн. карданных подшипников в год обеспечивает рост производительности труда более чем в 3 раза, повышение коэффициента использования металла с 0,28 до 0,73, что равноценно экономии металла в количестве 4300 г в год. Затраты окупились в течение пяти лет. [c.92]

Теоретическое решение, описывающее распределение нагрузки в цилиндрических роликоподшипниках с учетом влияния величины внешней нагрузки, радиального зазора в подшипнике и жесткости подшипникового узла, изложено в работах [1, 2]. Применительно к игольчатым подшипникам карданных шарниров решение такой задачи с учетом перекоса игл и жесткости шипа крестовины приведено в работе [3]. Это решение дает возможность определить закон распределения нагрузки со значительно большей точностью, чем применяемый в настоящее время в практических расчетах метод Штрибека, и позволяет исследовать влияние вышеперечисленных факторов на характер распределения между иглами нагрузки, действующей на подшипник, а следовательно, и на его долговечность. [c.73]

При решении этой задачи будем исходить из условий, сформулированных выше при рассмотрении рациональных требований к допустимым дисбалансам. Первые два условия всегда выполняются при определении допустимых дисбалансов в плоскостях подшипников, а остальные четыре, в общем случае, должны удовлетворяться при определении допустимых дисбалансов в плоскостях противовесов. Однако в данной задаче дополнительно можно учесть только требования 3 и 4. Первое из них можно записать в виде неравенств [c.257]

На рис. 4.3, а приведена элементарная сборочная размерная цепь, решающая задачу обеспечения точности сопряжения двух деталей. На рис 4.3, б тоже показана сборочная цепь, которая решает задачу обеспечения перпендикулярности поверхности 2 к оси 1, необходимой для базирования подшипника качения. [c.90]

Содержание железа в масле неоднозначно характеризует состояние подшипника (в масло попадают железные частицы от других трущихся деталей шестерен, шлиц и т. д.). В зависимости от ряда факторов распределение х для дефектных и исправных подшипников показано на рис. 3. Существенно, что области исправного Di и дефектного состояний пересекаются и потому принципиально невозможно выбрать значение Xq, при котором правило (5.1) не давало ошибочных решений. Задача состоит в том, чтобы выбор Хо был в некотором смысле оптимальным, например давал наименьшее число ошибочных решений. [c.23]

Модель гидромеханической модели опорного подшипника и клиновидного слоя смазки Проводилось сравнение результатов решения основных задач течения жидкости в зазорах и рамках приближения смазочного слоя и при использовании полных уравнений Навье-Стокса. Область течения была разбита на 12 элементов по горизонтали и на 30 - по вертикали. Расчет проводился для трех значений числа Рейнольдса 25, 200 и 400. За характерный размер в первой задаче принималось расстояние между пластинами, для клиновидного слоя смазки число Рейнольдса подсчитывалось по полусумме расстояний между пластинами на входе и выходе. За критерий сравнения принималась величина максимального давления в смазочном слое [c.101]

Для стержневых систем по формулам (П.7) и (П.10) от массовых сил переходим к объемным и далее к погонным характеристикам, а затем используем в соответствии с условиями задачи те или иные методы сопротивления материалов. При этом в случае изгибных деформаций вращающихся систем опорные подшипники моделируются шарнирными опорами. [c.403]

Обычно величина h не превышает 2,5—3. При больших значениях наблюдаются случаи потери подшипником осевой устойчивости. Для решения задачи об устойчивости сжатых ЭП нет соответствующих методов расчета, ограничено и число опытных данных. В основном приходится ориентироваться на общие соображения, принимая окончательное решение по результатам специальных опытов, в частности, нагружением подшипника осевой силой, превышающей максимальную эксплуатационную в 2,0—2,5 раза. Для рассматриваемой резины определяется необходимый фактор формы 1-го слоя Ф. и вычисляется его толщина [c.92]

Контактная задача для тонкого кольцевого слоя (цилиндрический подшипник скольжения). Рассматривается плоская контактная задача теории упругости о взаимодействии абсолютно жесткого цилиндра с внутренней поверхностью тонкого цилиндрического слоя, внешняя поверхность которого закреплена (задача Qg) либо взаимодействует с гладкой жесткой обоймой (задача Qg)- Такие задачи [c.139]

Аналогичная картина при повороте судна, вдоль продольной оси которого расположен турбинный вал (как это рассмотрено в задачах №№ 40.3, 40.4 задачника) в этом случае также нетрудно найти дополнительные давления в подшипниках при повороте судна [c.178]

Задачу можно решить при помощи распорного кольца, установленного между обоими шарикоподшипниками (фиг. 1.. 15). Зажим прогизводится посредством затяжки винта 2, который закрепляет распорное кольцо 1 в корпусе 3 подшипников, 4.. [c.14]

Задача 3-3. Вертикальный вал имеет наютего И1 подшипника фиг. 5-5). Опреде. стоянии от оси вала следует iipoi B p. im ь масло. могло стекать в маслосборник. [c.80]

Данная задача относится к задаче 2-го вида. Схема размерной цепи, показанной па рис. 11.3, б, относится к примеру 11.1 и а атом примере не учитывается. Величина и допуск исходного размера определяются при проектироиании. Так, в рассматриваемом примере исходный размер назначается исходя из следующих сообра1ке11ий зазор Ао между заплечиками валика 3 и буртиками подшипников 2 и 4 необходим для свободного вращения валика, но должен огранмчнпать сто осспое смещение, однако при очень малом зазоре тепловые деформации могут вызвать заклинивание валика между подшипниками. [c.141]

Задача № /46 (№ 1063, М). Валы I nil вместе с насаженными на них шкивами и зубчатыми колесами (рис. 201) имеют моменты инерции, соответственно равные J1 = 500кГ-см-сек и /3 = = 400 кГ-см-сек -, передаточное число зубчатой передачи 12 = 2/3. Через сколько оборотов вал II будет делать Ла = 120 об/мин, если система приводится в движение из состояния покоя вращающим мо-fi = 50 кГ М приложенным к валу / Трением в подшипниках пренебречь. Решение. За единицы принимаем м, кГ и сек. Тогда J — Ъ кГ м-сек , Js — 4 кГ-м-сек , Mi = 50/ f-M, начальные угловые скорости сй1(, = Щ2,о = 0, конечные угловые скорости [c.350]

Задача 2.30. Определить требуемый диаметр вала (рис. 321), на котором насажен шкив диаметром 0=1,5 м и весом 0=3 кн. Расстояние между серединами подшипников/= 1,2 щ. Натяжение ведущей, ветви ремня 51=6 кн, ведомой 5а=3 кн. Допускаемое напряжение [о]=60 н1мм . [c.311]

Простое решение поставленной задачи для управления спускным тормозом дает использование принципа взаимосвязи между числом оборотов и крутящим моментом двигателя, определяемой механической характеристикой двигателя. В таком устройстве (фиг. 212, а и б), разработанном на машиностроительном предприятии Ангсбург-Нюрнберг (ФРГ) [127], корпус вспомогательного двигателя /, подвешенного на подшипниках, связан системой рычагов 7 с тормозными рычагами 6 спускного тормоза, нормально замкнутого усилием сжатой пружины 5. Ротор двигателя 1 соединен через тормозной шкив 2 с зубчатой передачей к барабану 3. При опускании груза вспомогательный двигатель / включается на спуск (главный двигатель 4 при этом работает вхолостую). Под влиянием реактивного момента статора, воздействующего на рычажную систему 7, пружина 5 сжимается дополнительно, а тормоз размыкается, освобождая шкив 2 (на фиг. 212, б сплошной стрелкой показано направление вращения шкива, а пунктирной стрелкой — направление действия крутящего реактивного момента статора при опускании груза). Груз начинает опускаться. По мере увеличения скорости его опускания увеличивается число оборотов ротора вспомогательного двигателя, а крутящий момент его в соответствии с механической характеристикой (фиг. 212, в) уменьшается, и тормоз под воздействием пружины 5 осуществляет притормаживание шкива, уменьшая скорость спуска груза. Величина тормозного момента, развиваемого тормозом, будет тем больше, чем больше скорость опускания и чем, следовательно, меньше реактивный момент статора вспомогательного двигателя. При холостом ходе ротора двигателя 1 (точка А на характеристике) крутящий момент равен нулю и тормоз полностью замкнут. При максимальном возникающем моменте нагрузки (точка В на характеристике) реактивный момент имеет также максимальное значение и тормоз полностью разомкнут. Таким образом, при дан-324 [c.324]

Приведенная выше четырехмассовая система и описывающ,ие ее движение уравнения (8), (9) и (10) громоздки и сложны для аналитического определения условий минимальной реакции основания. Если опоры ролика на раме устанавливаются непосредственно, без амортизаторов, то задача упрощается. В таком случае система может быть представлена как изображено на рис. 3, где тт — масса барабана шг — масса бандажей тз — масса опорных роликов с подшипниками и стойками вместе с подвижной опорной рамой смесителя Сха — приведенная жесткость системы резинометаллических амортизаторов между барабаном и бандажами С34 — жесткость амортизаторов между опорной рамой и основанием (перекрытием). [c.124]

Чем протяженнее линия и ниже показатели надежности встроенного оборудования, тем больше выигрыш в производительности. На рис. 4.14 показаны графики зависимости ф от числа рабочих позиций q и внецикловых потерь одной позиции В при делении линии на два участка. Как видно, деление линии с В = 0,02 (показатели агрегатных станков) и числом позиций до q = 10- 12 незначительно повышает производительность и не оправдывает дополнительных капиталовложений на встраивание накопителей, усложнение системы управления и пр. Для линии с В = 0,10 (показатели гидрокопировальных автоматов для обработки ступенчатых валов) рост производительности становится уже ощ,утимьш, а при В = 0,15 (показатели оборудования для обработки колец подшипников) применение жесткой межагрегатной связи явно нецелесообразно. Уравнения роста производительности при делении автоматических линий на участки необходимы при решении задачи выбора оптимальной структуры автоматических линий и использованы в примере, рассмотренном в п. 3.2. [c.95]

На фиг. 708 изображен узел боевого механизма ткацкого станка. Эксцентрик У, вращаясь, ударяет по ролику 2, свободно сидящему на пальце веретена 3. При ударе эксцентрика по ролику веретено 3, опирающееся своими шипами на подшипники 4, поворачивается на небольшой угол и приводит в действие погоняльный механизм станка. Задача заключалась в определении наиболее целесообразных допусков на линейные размеры деталей, образующие размерную цепь. [c.652]

Обеспечение надежности осевого подшипника остается актуальной задачей. Только этим можно объяснить тот факт, что постоянно ведутся работы по увеличению несущей способности подшипников. Предельную удельную нагрузку для колодок классических подпятников на минеральной смазке ограничивают уровнем 4,2—5,3 МПа. В то же время большое внимание уделяется созданию быстроходных осевых подшипников скольжения, смазываемых маловязкими немаслянистыми жидкостями, в частности водой. Смазка подшипника водой упрощает конструкцию и уменьшает габариты его за счет исключения разделительных уплотнений и автономной системы смазки, а главное — устраняет пожароопасность ГЦН и снижает категорию огнестойкости помещения, iB котором он размещен [1]. [c.67]

Для расчета теплопроводности и охлаждения при трении подшипников необходимо знать распределение температур в поперечном сечении слоя. Этими вопросами занимались различные авторы. Вначале Кингсбе-ри [1] было дано графическое решение для частного случая концентрически вращающегося подшипника бесконечной длины (течение Куэтта) с учетом изменения вязкости и коэффициента теплопроводности от температуры. Причем на значительном удалении (практически бесконечном) от места ввода смазки, температура принималась постоянной по всему сечению. Аналитически эта задача решалась Наме [2] и Мускат-Морганом [3], а также в общем виде Хаггом [4]. В одной из работ Шлих-тинга [5] данная задача рассматривалась с точки зрения различных краевых условий. Наблюдение за процессом нагрева в зоне возрастания температуры дает возможность оценить количество тепла, поглощаемого [c.199]

Примечания 1. Обычные условия применения. 2. Условия, характеризующиеся наличием гидродинамической пленки масла между контактирующими поверхностями колец и тел качения (Л>2,5) и пониженных перекосов в узле. 3. Когда кольца и тепа качения изготовлены из сталей повышенного качества (электрошлаковой или вакуумной) и подшипники работают в условиях наличия гидродинамической плевки масла и пониженных перекосов в узле. 4. Решение задачи гидродниамической теории смазки для подшипников качения слошее, чем д.ля подшипников скольжения, и здесь не рассматривается. Формула для расчета параметра режима смазки Л приведена в [27]. [c.357]

Уравнения (3.7) и (3.8) выражают известное линейное правило суммирования повреждений соответственно для непрерывного и дискретного процессов нагружения. Это правило было предложено Пальмгреном (1924 г.) применительно к расчету подшипников на долговечность и затем было распространено на другие задачи, связан-.ные с накоплением повреждений, в частности, в расчетах на усталость (Д. Н. Решетов, 1945 г. Майнер, 1945 г.) и длительную прочность (Робинсон, 1952 г.). [c.65]

Для оценки ресурса работы самосмазывающегося сферического подщипника важно знать распределение напряжений в месте контакта шипа с антифрикационным покрытием, перемещение шипа от воздействия на него радиальной нагрузки, а также размер области контакта [145]. Ниже производится расчет этих величин с помощью задачи теории упругости о взаимодействии шара со сферическим упругим слоем, внешняя граница которого жестко закреплена [315] (задача S , см. рис. 4.3). Такая задача достаточно хорошо моделирует работу сферического самосмазывающего подшипника, особенно при нагрузках, когда размер поверхности контакта соизмерим с шириной подшипника. Здесь также принимается во внимание, что модуль упругости анти- [c.165]

Задача 12.12. Маятниковый копер Шарпи служит для испытания материалов на сопротивление удару. Массивный маятник, снабженный стальным ножом Ь, может вращаться вркруг неподвижной горизонтальной оси О в двух симметрично расположенных подшипниках. Маятник поднимают, отклоняя его от равновесного нижнего положения на угол а. Испытываемый образец d закладывают так, чтобы нож Ь ударил по образцу при прохождении маятника через нижнее вертикальное положение. Ломая образец d и теряя при этом часть кинетической энергии, маятник продолжает затем свое движение, отклоняясь на некоторый угол 3 (рис.). Масса маятника Ж. Расстояние от оси О до центра масс С маятника равно г. Радиус инерции маятника относительно горизонтальной оси вращения, проходящей через точку О, равен р. [c.630]

Н. П. Старостиным, А. С. Кондаковым, В. А. Моровым [58] на основе модели термоупругого основания Фусса-Винклера предложен метод решения нестационарной термоконтактной задачи для оперативного выбора рациональных триботехнических параметров работоспособности подшипника скольжения (рис. 1, 3, гл. 5). Разработка алгоритма производится в два этапа. На первом — строится численная схема нахождения нестационарного температурного поля в подшипнике. Предлагаются формулы расчета контактного давления и смещения вала, а также трансцендентное уравнение для определения области контакта при заданном распределении температуры. На втором этапе развивается численный алгоритм решения термоконтактной задачи. [c.482]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...