Расчет сферических опор

Расчет сферических опор. При расчетах скоростных сферических опор обычно известны условия работы, тип смазки, их размеры, которыми обычно задаются исходя из конструктивных соображений (радиусами шипа Rs 1 а подпятника Ra 2, рис. 74), величиной зазора h, числом и диаметром отверстий для подачи смазки и углами 0 (см. рис. 74 [77]). [c.154]

Расчет сферических опор на прочность зависит от характера действия нагрузки и конструкции опоры. При действии на опору осевых сил расчет ее на прочность производят по тем же формулам (9.5), (9.6), что и опоры на центрах. [c.545]

РАСЧЕТ СФЕРИЧЕСКИХ ОПОР [c.94]

Пример 3.1. Расчет сферического резервуара, заполненного жидкостью. Резервуар (рис. 3.12), покоящийся на кольцевой опоре А, полностью заполнен жидкостью, имеющей плотность р. В верхней точке резервуар сообщается с атмосферой. Вычислим сначала вертикальную силу Р (s) давления жидкости на часть оболочки, выделенную окружным сечением радиуса г. Выражения этой силы для сечений, проведенных в верхней (0 я/2) и нижней (0 >> и/2) частях резервуара, различны. [c.139]

Расчет диаметра опоры, которая состоит из шарового шипа и подшипника, имеющего полую сферическую поверхность [c.26]

Расчет жидкостных сферических опор [8, 9, 77]. Для сферической опоры (см. ри С. 67, а) с одним входным отверстием для подачи смазки уравнения, характеризующие движение жидкостей (с учетом сил инерции) в зазоре, можно записать в виде [c.130]

Методика расчета жидкостных сферических опор сводится к следующему [c.132]

Расчет газовых сферических опор. Уравнения, характеризующие движение воздуха в зазоре сферической опоры с одним входным отверстием, можно записать в виде [c.133]

При расчете предполагается, что направление веса груза Q совпадает с осью стержня крюка. Для обеспечения такой осевой нагрузки крюк следует подвешивать к гибкому органу на сферической опоре (сферическая шайба, самоустанавливающийся упорный шарикоподшипник), лежащей на траверсе 5. Напряжение в нарезанной части стержня определяется по формуле [c.405]

Ковш на своих цапфах 7 такл<е установлен на сферических опорах 8. Навешивание ковша на плиту каретки погрузчика 9 производится так же, как и крановой безблочной стрелы. Грузоподъемность погрузчика с ковшом определяется расчетом из условий устойчивости погрузчика и находится в пределах 70% номинальной его грузоподъемности. Вес ковшового захвата для погрузчика грузоподъемностью 2 гп 280 кг. Грузоподъемность погрузчика с ковшом при расстоянии центра тяжести груза до плиты каретки погрузчика 660 мм 1400 кг. [c.177]

Расчет жидкостных сферических опор. Порядок расчета следующий. [c.151]

Расчет газовых сферических опор. Последовательность расчета газовых опор такая же, как и жидкостных опор. Разница заключается только в том, что при давлении воздуха в зазоре значительно больше атмосферного необходимо учитывать добавочный член [c.153]

После выполнения расчетов приступают к составлению эскизного проекта редуктора. Определяют предварительные размеры валов, расстояния между деталями, реакции опор и намечают типы и размеры подшипников. Подшипники качения принимают для опор центральных валов — шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов — шариковые или роликовые сферические средней серии. [c.222]

Оболочками в теории упругости называют тела, ограниченные двумя криволинейными поверхностями, расстояние между которыми h (толщина) мало по сравнению с другими размерами тела. Поверхность, которая делит толщину оболочки пополам, называют срединной. В частном случае плоской срединной поверхности оболочка превращается в пластину. Поэтому, так же как арки называют кривыми стержнями, оболочки иногда называют кривыми пластинами. Этот термин удачен для незамкнутых оболочек, применяемых для перекрытия больших площадей без промежуточных опор, но неудачен для замкнутых оболочек, таких, как сферическая и цилиндрическая (резервуары и т. п.). Можно использовать оба термина. Для краткости будем использовать только термин оболочка . Под тонкими оболочками понимаются такие, у которых отнощение толщины h к наименьшему радиусу кривизны R срединной поверхности мало по сравнению с единицей. Допуская обычную для технических расчетов погрешность в 5%, будем считать тонкими оболочками такие, у которых max (/г/i ) < 1/20. Подавляющее большинство встречающихся на практике оболочек имеют отношение h/R, лежащее в пределах 1/1000 /г// sg 1/50. [c.214]

СИСТЕМУ СМ НАЗЫВАЮТ СХОДЯЩЕЙСЯ, ЕСЛИ ЛИНИИ ДЕЙСТВИЯ СИЛ ПЕРЕСЕКАЮТСЯ В ОДНОЙ ТОЧКЕ Со сходящейся СС сталкиваются при расчетах узлов ферм, различных кронштейнов с закрепленными на них блоками или без них, при расчетах сил давления цилиндрических или сферических тел на их опоры ( рис. 1.1). [c.9]

Если опорной поверхностью является сферический конец. цапфы, то расчет ее аналогичен расчету опоры на керне (см. стр. 32). [c.18]

Рис. 16. Схемы к расчету опор со сферической рабочей поверхностью

Расчет момента сил трения в опорах со сферической рабочей поверхностью (рис. 16) производится по тем же соотношениям, что и в опорах на центрах. В данном случае [c.25]

Проведем расчет конструкции (рис. 4.35), состоящей из гладкой ортотропной цилиндрической оболочки, контактируемой с кольцевой опорой (жестким бандажом) шириной а. По торцам оболочка подкреплена шпангоутами со сферическими диафрагмами (днища- [c.163]

В тех случаях, когда недостаточная жесткость оси или вала может вызвать неполадки в работе, следует проверить прогибы и углы поворота. Для предварительных расчетов можно пользоваться следующими значениями допускаемых деформаций наибольший прогиб валов, несущих зубчатые колеса, не должен превышать 0,0003 расстояния между опорами наибольший угол поворота вала на опоре с подшипником скольжения—0,001, с подшипником шариковым радиальным — 0,01, с подшипником сферическим — 0,05 рад наибольший угол закручивания трансмиссионного вала т- 20 на 1 м длины. [c.229]

Расчет опор электродвигателя. Помимо нафузок, действующих на опоры от вращающихся масс, и сил от зубчатой или ременной передачи рекомендуется также учитывать силы, возникающие в электромагнитном поле двигателя. Как правило, в электродвигателях небольшой мощности в опорах используются шариковые радиальные подшипники, в электродвигателях средней мощности в фиксирующей опоре - шариковые радиальные подшипники, а в плавающей опоре - радиальный роликовый. В электродвигателях большой мощности в обеих опорах устанавливают радиальные роликоподшипники, а для восприятия осевых нагрузок - дополнительный шариковый радиальный подшипник или двухрядные сферические роликоподшипники в обеих опорах [c.480]

Для определения коэффициентов запаса прочности необходимо построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. Это построение выполняют по размерам, взятым с чертежа вала. При составлении расчетной схемы вала обычно принимают, что при определении изгибающих моментов подшипники можно считать шарнирными опорами. Центры этих опор совмещают с серединами подшипниковых узлов (см. пример 12.2). Точность такой расчетной схемы зависит от типов подшипников, на которые опирается вал, — так при радиальных шариковых и, в первую очередь, сферических (самоустанавливающихся) эта схема обладает сравнительно высокой точностью она менее точна при подшипниках скольжения (особенно в случаях, когда они имеют значительную длину) и при сдвоенных подшипниках качения (см., например, рис. 14,15). Некоторые специалисты считают, что точнее рассматривать сдвоенный подшипник качения не как шарнирную опору, а как жесткую заделку. Следует учесть, что при таком предположении расчет усложняется, так как при определении изгибающих моментов вал надо рассматривать как статически неопределимую балку. Кроме того, выбор такой расчетной схемы дает погрешность, идущую не в запас прочности, в то время как схема с шарнирными опорами, если и дает погрешность, то всегда повышающую надежность расчета. [c.368]

Поскольку восприятие радиальных (горизонтальных) и осевых (вертикальных) нагрузок разграничено как по опорам, так и по элементам внутри опор, расчет сопротивлений сводится к определению сопротивлений в элементах опоры с последующим их суммированием. Подшипники (рис. 234, 236), воспринимающие радиальные (горизонтальные) нагрузки, выполненные на втулках или самоустанавливающихся сферических подшипниках качения, создают момент сопротивления [c.449]

Типовая опора на керне (рис. 16.8, б) состоит из цапфы конической формы (называемой керном), на конце которой выполнена сферическая полированная поверхность (Яа 0,08 мкм) с малым радиусом Гк = 0,01...0,15 мм, и подпятника с вогнутой сферической рабочей поверхностью радиусом Гц = (4...12)г . Керн соприкасается с подушкой в точке, что обусловливает минимальный момент трения и возможность использования опор только при незначительных нагрузках и невысоких частотах вращения. В связи с этим основой расчета опор на кернах является определение их размеров из условий обеспечения заданного момента трения и достаточной прочности контактных поверхностей. [c.199]

Резервуары сферические — Расчет па цилиндрической опоре 43—45 Релаксация напряжений 214, 347, 348 [c.462]

Существуют эмпирические зависимости допустимых прогибов и углов наклона упругих линий валов. Так, максимальный прогиб валов, несущих зубчатые колеса, не должен быть больше 0,0002—0,0003 от расстояния между опорами. Угол взаимного наклона валов под шестернями должен быть меньше 0,001 рад. Наибольший угол наклона вала в подшипнике скольжения 0,001, в радиальном шарикоподшипнике 0,01, в сферическом 0,05 рад и т. д. Максимальный прогиб валов асинхронных электродвигателей не должен быть больше 0,1 от воздушного зазора. Однако эти зависимости имеют частный характер и не могут, естественно, заменить расчетов. [c.433]

Опоры на кернах применяют во многих измерительных приборах, когда требуется обеспечить минимальный момент трения при невысокой точности положения оси подвижной системы. В таких опорах цапфа представляет собой коническую поверхность со с( рическим полированным концом малого радиуса, который называют керном или шпилем. Керн опирается на подушку с внутренней сферической поверхностью большего радиуса. Уменьшение момента трения в такой опоре в основном связано с уменьшением радиуса закругления керна, но при этом понижается нагрузочная способность споры. Поэтому основой расчета опор на кернах является определение их геометрических параметров (радиусов керна и подушки) из условий обеспечения заданного момента трения и достаточной прочности контактных поверхностей. [c.255]

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]

Расчеты и а жесткость производят в том случае, когда деформация вала влияет на работоспособность связанных с ним деталей или когда частота вращения вала может оказаться близкой к критической. Углы наклона упругой оси вала определяют под зубчатыми колесами, подшипниками. Прогиб проверяют на максимальное значение в середине вала и под зубчатыми колесами. Определяют прогибы у и углы 6 наклона упругой оси вала в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (схема загружения вала — см. расчет на усталостную прочность). Полные перемещения находят, как геометрическую сумму перемещений в этих плоскостях. Определение углов 0 и прогибов у производят методами, изложенными в курсе Сопротивление материалов . Значения величин углов наклона оси вала на опорах с подшипниками качения не должны превышать (рад) для цилиндрических роликоподшипников — 0,0025 для конических — 0,0016 для однорядных шарикоподшипников — 0,005 для сферических подшипников — 0,05. Угол 9 наклона оси вала под зубчатыми колесами не должен превышать 0,001 рад. [c.106]

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]

Сферические опоры. Передача сил и потери на трение в сферических опорах полукинематического типа рассчитываются так же, как и в конических опорах и опорах на центрах. Для уменьшения трения при проектировании сферических опор полукинематического типа назначают угол контакта а = 45° (рис. 15.37). При расчете сферических опор машиностроительного типа необходимо, обеспечить, чтобы величина давления не превышала допустимой величины. Точное решение этой задачи основывается на определении закона распределения нормальных давлений на поверхности опоры. Если закон распределения нормальных давлений известен, можно определить и момент трения по формуле [c.545]

В основе расчета элементов опоры на прочность лежит определение контактных напряжений. При действии на опору осевой нагрузки Л (рис. 23.7, б) острие керна 1 и подпятник 3 демпфируются, в результате чего образуется контактная поверхность 4, на которой нормальные напряжения s , распределяются по сферической зависимости (эпюра 2). Условие контактной прочности [c.411]

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]

Сферические опоры (фиг. 94) применяются, когда необходим сочетать два элемента вращение вокруг оси и покачивание. Эти ош ры дают точную центровку, но быстро изнашиваются и допус кают незначительное число оборотов. Такие опоры применяют геодезических приборах. Расчет на прочность нагруженной сферн ческой опоры производят по формулам [c.178]

Определить усилия в сферическом куполе в месте его прикрепления к опорному кольцу, которое считать абсолютно жестким (рис. 77). Расчет выполнить приближенным методом, исходя из предположения, что изгибающие моменты существенны только в местах резкого перелома поверхности купола, в данном случае у опор, а далее они быстро уменьшаются и на больших расстояниях практически исчезают. Данные / = 30,12 л , пропет купола 1=30 м, высота Н = А м, толщина /г = 0,10 м, купол имеет нагрузку д = 0,5 кг1м, угол 4)(, = 29°52. [c.162]

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]

МИ колебаниями от главных циркуляционных насосов, гидродинамическими усилиями от изменения скоростей и направлений потоков теплоносителя в первом контуре, тепловыми пульсациями от недостаточного перемешивания потоков теплоносителя, вибрациями и колебаниями от сейсмических нагрузок. Сложный спектр высокоскоростных и вибрационных механических и тепловых нагрузок имеет место при различных аварийных режимах, связанных с возможным разрывом главных трубопроводов первого контура и динамическим смещением опор корпуса реактора при мощных землетрясениях и разрывах. Характер и анализ перечисленных выше статических и циклических нагрузок и связанных с ними напряжений приведены в нормах расчета на прочность [1,2]. Перечисленные выше нагрузки создают в корпусах и других злементах первого контура водо-водяных реакторов соответствующие номинальные нагфяжения. Учитывая сложность конструктивных форм этих элементов, неравномерное распределение температур по толщине стенок каждого элемента и между отдельными элементами, а также различие в физико-механических свойствах (коэффициенты линейного расширения, теплопроводность), суммарные местные напряжения могут значительно (в 2—3 раза и более) превосходить номинальные. По данным [1, 2, 6, 23, 29—37], коэффициенты концентрации напряжений а от механических нагрузок (равные отношению местных напряжений в различных зонах корпуса реактора к номинальным напряжениям в гладкой цилиндрической или сферической части) составляют величины порядка 1,5—5. Для некоторых из зон корпуса эти коэффициенты приведены в табл. 1.3. [c.19]

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 создания начального давления на контактной поверхности иногда применяют комбинированные уплотнения (см. рис. 5.5, б), состоящие из уплотнительного пластмассового кольца 4 (фторопласт-4) и резинового кольца 2, создающего начальный натяг с давлением Pi- При давлениях 150—200 кПсм наблюдается постепенное выдавливание фторопласта-4 в зазор, что ограничивает срок службы таких уплотнений. Поэтому для насосов, создающих высокие давления до 250—350 кПсм , применяют торцовые уплотнения, показанные на рис. 5.5, в. В неподвижном корпусе насоса 3 устанавливается стакан 4, поджимаемый усилием нажимной пружины 5 и силой давления р на торец к сферической шайбе 2, притертый торец которой опирается на торец втулки / в поворотной люльке. Площадь этой опоры больше площади для того, чтобы в зазоре происходило некоторое просачивание масла и возникала сила, уравновешивающая силу pFi давления. Принцип действия и расчет этого уплотнения и рассмотренных выше торцовых уплотнений валов аналогичны. [c.169]

По мере надобности устанавливают дополнительно опорные детали с таким расчетом, чтобы крепежный и опорный болты имели вылет от нижней плоокости прихвата до выхода болта из опоры не более вышеуказанных размеров. Опорную часть прихвата необходимо выставить несколько выше зажимаемой плоскости, чтобы прихват не давил на крамку обрабатываемой детали в противном случае деталь будет стремиться отойти от опорной или упорной плоскости. Для нормальной работы затяжного болта под гайку следует поставить две сферические шайбы верхнюю УСП-441 и нижнюю УСП-442. [c.170]

С целью упрощения расчетов деформаций валов опоры их часто рассматривают как ножевые или шарнирные на катках. Это упрощение достаточно обосновано только в тех случаях, когда подшипники — самоустанавливающиеся, как, например, сферические шарикоподшипники, или если в обеих опорах установлено по одному подшипнику качения без предварительного натяга. Вообще же правильнее относить опору к тому или иному типу в зависимости от ее конструкции. Для этого следует в каждом отдельном случае проанализировать возможное поведение системы вал — опоры при из1ибе вала под действием рабочих усилий. Упомянутое [c.372]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...