Расчет подшипниковых узлов

В этом разделе в табличной форме изложены все стадии расчета подшипниковых узлов, изготовленных с использованием ТПС. В табл. 4.8 содержатся ссылки на рисунки и таблицы, из которых следует взять нужные параметры, а также простейшие формулы. В правой колонке табл. 4.8 дан пример расчета подшипника из материала группы 14, установленного в узле сменных шестерен токарно-винторезного станка. [c.131]

Расчет подшипниковых узлов и других элементов конструкции вибраторов производится. общепринятыми методами. [c.266]

РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ [c.188]

Для уменьшения габаритов подшипникового узла был принят подшипник, имеющий коэффициент работоспособности С на 20% ниже требуемого по расчету при заданной теоретической дол- [c.292]

Определение нагрузок, действующих на валы фрикционных передач, необходимо для расчета и конструирования валов и подшипниковых узлов. Наиболее общий случай действия сил представляет передача с двумя коническими колесами с несовпадающими вершинами (рис. 14.4, а). На оба вала действует сила Q нормального прижатия катков друг к другу, которая может быть разложена на составляющие радиальные T = Q os и T = Qx X os 2 и параллельные осям вращения катков Sj = Q sin tj и Sa = Q sin 2- При нагружении передачи на валы действует также окружная сила Р (рис. 14.4, б). Векторы сил Р, Т, S имеют взаимно перпендикулярные направления. Со сторона опор на валы действуют силы реакций, вызываемые силами Р, Т, S. [c.269]

Для расчета и конструирования валов и подшипниковых узлов ременных передач необходимо учитывать силы давления ремней на валы, которые приближенно могут быть приняты равными удвоенной силе начального натяжения Т ветвей ремня. Точное значение этой силы рассчитывается по геометрической схеме передачи. [c.369]

При больших скоростях вращения происходит некоторое растяжение колец подшипника под действием центробежных сил, что может привести к изменению посадочных напряжений. Поэтому при расчете и выборе посадок высокоскоростных опор необходимо учитывать скорость вращения подшипников и рабочую температуру подшипникового узла. Вследствие того что внутреннее кольцо подшипника и ось, на которой оно посажено нагреваются неодинаково, посадка должна быть тем более тугой, чем выше предполагаемая рабочая температура подшипника и чем больше теплоотдача оси. [c.86]

На рис. 27 изображена схема узла, в котором вал вращается в неподвижном подшипнике. При расчете принимается следующая схема тепловых потоков. Тепло образуется на опорной площадке подшипника, ограниченной углом контакта 2ф, в процессе фрикционного взаимодействия рабочих поверхностей подшипника и вала. Избыточная температура вала под подшипником постоянна в радиальном и осевом направлении. Максимальная температура на рабочей поверхности обычно определяется как сумма средней температуры поверхности трения и температурной вспышки на пятне контакта [55, 57]. Формулы для расчета температуры вспышки даны во второй части и в приложении. Однако при скоростях скольжения, имеющих место при эксплуатации рассматриваемых подшипниковых узлов (менее 2,5 м/с—см. гл. 4), роль температурных вспышек на пятнах контакта незначительна, и ими можно пренебречь. Избыточная температура опорной площадки подшипника (на угле контакта 2(р) постоянна и равна Од, а за пределами опорной площадки температура рабочей поверхности подшипника снижается по экспоненциальному закону, достигая минимального значения в точке с рабочей поверхности, наиболее удаленной от опорной площадки (рис. 27). [c.51]

Сторонними источниками этих групп, влияние которых следует учитывать при тепловом расчете полимерных подшипников, в первую очередь являются другие подшипниковые узлы. Если рассчитываемый подшипник и сторонний источник находятся на одном валу, то имеется такое сечение вала, в котором температура нагрева от работы рассчитываемого подшипника равна температуре нагрева от работы стороннего источника. Это сечение играет роль адиабатической стенки, дальше которой тепло от рассчитываемого подшипника не распространяется. На рис. 47, а расстояние от подшипника до этого сечения обозначено через а, а его температура — через Таким образом, влияние стороннего источника, относящегося ко 2-й группе по своему расположению относительно рассчитываемого подшипника, можно свести к ограничению теплоотводящей длины вала, что повлечет за собой снижение параметра теплоотвода через вал [по формуле (4а) и рис. 46]. [c.63]

По этим формулам рассчитаны коэффициенты/(1 нК . для характерных размеров реальных подшипниковых узлов. Результаты расчетов представлены [c.71]

При дальнейшей обработке экспериментальных данных строили зависимости коэффициентов трения ТПС от температур их рабочей поверхности (рис. 91) для ряда скоростей скольжения, при которых осуществлялись испытания. На основании полученных кривых определяли значения коэффициента трения ТПС для расчета их нагрузочной способности в подшипниковых узлах. [c.92]

Материал части I справочника содержит номенклатуру выпускаемых в настоящее время антифрикционных материалов на основе полимеров, их сравнительную характеристику с точки зрения использования в работающих при недостаточном смазывании подшипниковых узлах машин и приборов проверенные экспериментальным путем алгоритмы расчета узлов трения результаты расчетов на ЭВМ ЕС в виде зависимостей их теплоотводящей способности, температурного поля, требуемого сборочного зазора и допустимых режимов эксплуатации от конструктивного исполнения узлов и свойств используемых материалов рекомендации по применению термопластичных подшипников скольжения и основным направлениям улучшения их работоспособности. [c.8]

Полимерные материалы являются телами, деформации которых в значительной мере зависят от времени и скорости изменения нагрузки. Следовательно, площадь контакта (см. часть II гл. 2), сближение, распределение напряжений в зоне контакта будут зависеть от временных параметров. В процессе деформации коэффициент Пуассона стремится к 0,5, поэтому предположение о несжимаемости материала допустимо при расчете фактической площади контакта. Обычно подшипниковые узлы до начала движения длительное время находятся в нагруженном состоянии. Поэтому вследствие вязкоупругой природы полимера увеличивается площадь силового контакта при постепенном уменьшении толщины пленок. При решении линейной вязкоупругой контактной задачи [I] было показано, что площадь контакта отдельной сферической неровности можно рассчитывать по формуле Герца. [c.61]

Таким образом, основное воздействие на процессы трения и изнашивания антифрикционных полимерных материалов оказывает температура, влияющая и на физико-механические свойства самих материалов, и на интенсивность протекания физико-химических процессов в зоне контакта полимера с металлом. Поэтому такое внимание уделяется расчетам температуры эксплуатации подшипниковых узлов, которая определяется величинами теплообразования на поверхностях трения и теплоотводом от них через вал и корпус узла. [c.67]

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]

АЛГОРИТМЫ РАСЧЕТА ТЕПЛООТВОДЯЩЕЙ СПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ [c.83]

Сторонними источниками, влияние которых следует учитывать при тепловом расчете полимерных подшипников, в первую очередь являются другие подшипниковые узлы. Теплоотвод от фрикционных муфт, при работе которых может выделяться большое количество теплоты, осуществляется в основном через корпус в окружающую среду, в то время как они обычно расположены на одном валу с подшипником, куда теплота от муфты поступает в малом количестве и ее можно не учитывать. При работе зубчатых передач образуемая теплота тоже в основном отдается венцами колес окружающему воздуху или маслу. [c.101]

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]

В шестой главе изложены некоторые вопросы точности уравновешивания роторов, приводятся рекомендации, позволяющие выбрать параметры колеблющейся части балансировочной машины так, чтобы обеспечить необходимую точность балансировки, излагаются методы расчета уровня колебаний от неровности ремня и даются рекомендации по выбору параметров избирательного усилителя балансировочной машины, рассмотрен метод определения допустимых дисбалансов для роторов авиационных турбин, основанный на оценке явления усталости элементов подшипниковых узлов, излагается методика определения допустимых дисбалансов гибкого ротора по допустимым значениям реакций подшипников. [c.5]

Рассмотрим последовательность расчета на долговечность подшипников качения применительно к двухопорным и приводимым к ним схемам установки валов. Отличие от расчета статически неопределимых конструкций подшипниковых узлов заключается только в способе определения осевых и радиальных нагрузок. [c.157]

Для определения мощности, затрачиваемой на преодоление трения в подшипниках качения, а также для расчета системы охлаждения вытекающей из подшипников смазки и ее рабочей температуры необходимо знать зависимости трения подшипников от факторов, характеризующих режим работы, условия смазывания и конструкцию подшипникового узла. [c.141]

Рассмотрим устройство редукторов серии РГП (см. рис. 25). Он состоит из корпуса 19, крышки Ь. Крышка крепится к корпусу болтами. Для предотвращения взаимных смещений при изготовлении и сборке редуктора корпус и крышка жестко фиксируются двумя коническими штифтами. В корпусе редуктора смонтирован червячный вал 13. Для удобства сборки радиально-упорные подшипники, которые воспринимают осевую и радиальную нагрузки червяка, помещены в специальном стакане 6. Между подшипниками установлены дистанционные кольца 20, толщина которых выбрана с таким расчетом, чтобы осевой люфт червячного вала был минимальным (не более 0,02—0,05 мм в зависимости от габаритов подшипника и класса его точности). Для предотвращения осевых смещений подшипников относительно червячного вала служат специальные стопорные шайбы и гайки 5, которые поджимают подшипники к заплечикам вала. Смещение наружных колец радиально-упорных подшипников относительно стакана предотвращает специальная разрезная гайка 18 (планшайба). На другом конце вала установлен радиальный подшипник, который имеет возможность смещаться в осевом направлении во время работы. Этот подшипник так же, как и радиально-упорный, расположен в стакане. Для точной установки червячного вала на зубофрезерном станке и в корпусе редуктора на червяке имеются две базовые шейки 16 и торец 17. Совмещение горловины (средней плоскости червяка) с осью червячного колеса достигается установкой специальных разрезных прокладок 21 между стаканом 6 и корпусом. Стаканы крепятся к корпусу шестью шпильками. Чтобы предотвратить течь масла из корпуса редуктора через подшипниковые узлы, в стаканы устанавливают армированные манжеты, изготовленные но ГОСТ 8752—70. Колесо (венец) 23 устанавливается иа специальный вал-ступицу 22 (вал с фланцем для крепления колеса) я [c.65]

Любое изменение режима трения на участке 2—3 приводит к изменению коэффициента трения и, как следствие, температуры подшипникового узла. Если при увеличении Я температура увеличилась, вязкость масла падает, за счет чего уменьшается и Я. Если Я уменьшилась, уменьшается коэффициент трения и тепловыделение в подшипнике, что приведет к увеличению вязкости, за счет которой возрастет до прежнего значения и характеристика Я. Для того чтобы процесс восстановления равновесия при жидкостном трении в подшипнике происходил во всем диапазоне возможных колебаний режима, необходимо рассчитать его с достаточным коэффициентом запаса. Характеристика Я может служить только для ориентировочной оценки работы подшипника при жидкостном трении. Достаточно точный расчет при этом режиме основан на гидродинамической теории смазки, устанавливающей взаимосвязь ряда параметров размеров подшипника, зазора в нем, свойств смазочного материала, нагрузки, скорости скольжения, а также способов теплоотвода и др. [c.308]

Произведением рти в какой-то мере оценивается тепловая напряженность подшипникового узла, и поэтому второе условие может служить критерием расчета на ограничение нагрева трущихся поверхностей. Величины рт и pmv лишь приближенно характеризуют напряженность работы подшипника, поскольку они не отражают влияния ряда важнейших факторов на работоспособность узла первоначального зазора и чистоты поверхностей, вязкости смазочного материала, степени изношенности подшипника и др. [c.310]

Изложена современная методика расчета и конструирования валов и опор с подшипниками качения. Даны расчеты валов на статическую прочность, жесткость, колебания, на прочность при переменных нагрузках с определением коэффициентов запаса прочности по корректированной теории суммирования повреждений. Рассмотрено контактное взаимодействие деталей подшипника. Приведены технические требования к посадочным поверхностям, технические характеристики подшипников качения, рекомендации по конструированию, монтажу и обслуживанию подшипниковых узлов. Изложена новая методика расчета ресурса подшипников качения. Приведены примеры расчета и нормативные данные для их выполнения. Даны точностные расчеты валов на опорах с подшипниками качения, методические указания по выполнению рабочих чертежей валов, других деталей подшипниковых узлов. [c.4]

Приведены основные характеристики подшипников качения, рассмотрено контактное взаимодействие деталей подшипника, технические требования к посадочным поверхностям. Даны основные рекомендации по конструированию, монтажу и обслуживанию подшипниковых узлов. Изложена новая методика расчета ресурса подшипников качения. [c.12]

Как следует из проведенного расчета, при применении фильтрации масла можно использовать подшипники качения с меньшим диаметром отверстия или более легкой размерной серии, позволяющие уменьшить размеры и массу подшипникового узла. [c.368]

Книга предназначена для инженеров-конструкторов и технологов подшипниковых и машиностроительных заводов, специалистов всех отраслей машиностроения и работников научно-исследовательских организаций, занимающи.хся проектированием и расчетом подшипниковых узлов. Она может быть полезна также студентам машиностроительных вузов. Рис. 504, табл. 117, библ. 322 назв. [c.2]

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]

Приведенные ниже значения справедливы при работе передачи в зоне расчетной нагрузки. При уменьшении полезной нагрузки к. п. д. снижается и становится равным пулю при холостом ходе. Это связано с возрастанием относительного значения так называемых постоянных потерь, не зависящих от полезной нагрузки. К ним относятся гидравлические потери, потери в уплотнениях подшипниковых узлов и т. п. Работа, потерянная в редукторе, превращается в теплоту, и при неблагоприятных условиях охлаждения и смазки может вызвать перегрев редуктора. Вопросы теплового расчета, охлаждения и смазки являются общими для зубчатых и червячных передач. Поэтому они лзлагаются совместно в 9.9. [c.139]

Осуществленная в данном справочнике привязка содержащихся рекомендаций к конкретным типам машин позволила обосновать методику проведения работы, приблизить ее к конкретным задачам, облегчить использование полимерных подшипников в узлах металлорежущего оборудования. В то же время типичность конструктивного исполнения рассматриваемых подшипниковых узлов, условий и режимов их эксплуатации является достаточной предпосылкой расширения результатов этой работы на другие виды машин и механизмов. Опыт применения разработанной методики расчета к узлам трения транспортных, строительнодорожных, сельскохозяйственных машин показал, что использование этой методики не встречает затруднений. [c.5]

Сопоставляя данные расчета максимально возможного относительного увеличения толщины полимерного слоя с его допустимыми значениями, приведенными выше, можно заключить, что древесные пластики не следует применять, например, в станочных подшипниковых узлах, так как значительное увеличение толщины деталей из этих материалов при влагонасыщении создает необходимость в повышении сборочных зазоров до неприемлемых значений. Текстолит и капрон можно применять для этих подшипников, причем толщина их полимерного слоя не должна превышать 1 мм. Толщина слоя из других рассматриваемых в дальнейшем материалов может быть увеличена. [c.9]

Пользуясь рис. 56—60, можно определить значения коэффициента К1 Для любого подшипникового узла. Значение этого коэффициента йметно уменьшается с увеличением диаметральных размеров корпуса, поэтому -результаты расчетов обработаны с целью получения зависимостей Кл от диаметра й, (рис. 60). [c.71]

В ГОСТ 3325 рассмотрен простейший случай монтажа подшипников, когда торцы колец непосредственно прилегают к заплечикам вала или корпуса. Очень часто кольцо подшипника своим торцом упирают не в заплечик вала или корпуса, а в промежуточную деталь дистанционное кольцо, крышку и т.д. В этом случае нормы, огра-ничиваюшие отклонение от перпендикулярности (табл. 99, 100), следует относить к опорному торцу детали, прилегающей к базовому торцу подшипника. Фактическое отклонение опорного торца может быть найдено в результате суммирования погрешностей изготовления всех сопряженных деталей подшипникового узла, численные значения которых должны быть назначены как некоторая доля от общей величины допустимой погрешности. Допуски расположения поверхностей деталей в общем случае определяют вероятностным расчетом в зависимости от конкретной конструктивной схемы [4]. [c.171]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...