Подшипники Расчет на основе теории смазки

Расчет посадок с зазором. Для обеспечения долговечности подшипники скольжения должны работать в условиях жидкостного трения, когда смазка полностью отделяет цапфу вала от вкладыша подшипника. В этом случае зазор в подшипниках должен определяться на основе гидродинамической теории смазки. [c.166]

Упорные подшипники для жидкостного трения выполняют с постоянными или подвижными самоустанавливающимися сегментами (фиг. 14 и 15), Расчет их на основе гидродинамической теории смазки см. [5, 8]. [c.638]

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]

Подшипники скольжения, предназначенные для восприятия радиальных и осевых (подпятники) нагрузок и работаюш,ие в режиме смешанного или граничного трения, рассчитывают по условной методике на износостойкость и нагрев (табл. 3.44). При жидкостном трении расчет ведут на основе гидродинамической теории смазки, здесь этот расчет не рассматривается. [c.375]

Расчет подшипников на основе контактно-гидродинамической теории смазки [c.167]

Если подшипники из пластмасс работают в условиях жидкостного трения, то их расчет производится на основе гидродинамической теории смазки. [c.377]

Расчет подшипников жидкостного трения выполняют на основе уравнений гидродинамики вязкой жидкости, связывающих давление, скорость и сопротивление смазки вязкому сдвигу. Теория показывает, что гидродинамическое давление может развиваться только в клиновом зазоре (см. эпюру, рис. 10.14). Толщина масляного слоя /г зависит от угловой скорости и вязкости масла. Чем больше эти величины, тем больше к. Но с увеличением радиальной нагрузки Н на цапфу 2 толщина масляного слоя к уменьшается. При установившемся режиме работы толщине масляного слоя к [c.311]

Известно, что наряду с вибрациями, вызываемыми неуравновешенностью ротора, часто возникают опасные колебания вала турбокомпрессора вследствие вибраций масляного слоя. Опасность таких колебаний заключается не только в том, что величина их обычно больше, чем от неуравновешенности ротора, но и в том, что частота этих колебаний не совпадает с частотой, соответствующей числу оборотов вала [59]. Поэтому расчет подшипников высокооборотных турбокомпрессоров должен производиться не только на основе гидродинамической теории смазки с учетом турбулентного течения вязкой жидкости в зазоре, но и на базе теории устойчивости и теории колебаний. [c.126]

Второй этап расчета заключается в выборе параметров подшипника на основе зависимостей гидродинамической теории смазки и в уточнении значений d и I. Положение вала в подшипнике и минимальная толщина масляного слоя зависят от безразмерной характеристики режима [c.423]

Рекомендуемый в литературе метод расчета посадок для подшипников качения сводится к определению диаметрального зазора по выбранному относительному зазору и проверке на основе гидродинамической теории смазки выполнимости условия (95) при найденном зазоре и эксплуатационных условиях. [c.174]

Расчет подшипников жидкостного трения, в том числе и условий их взаимозаменяемости, проводят на основе уравнения гидродинамической теории смазки [22] [c.331]

Но они имеют и некоторые преимущества бесшумны, заменяются без снятия муфт, для больших диаметров обходятся дешевле, в условиях жидкостного трения подшипники скольжения имеют ничтожный износ и потери иа трение в них весьма малы. Поэтому применение их целесообразно в быстроходных передачах, работающих длительное время без перерыва, например п турбинных редукторах. Расчет и конструирование подшипников жидкостного трения производятся на основе гидродинамической теории смазки, излагаемой в специальных главах курса деталей магнии (см., например, [6] или [П I) здесь этот расчет не приводится. [c.183]

Усилия, действующие на шатунные и коренные шейки и подшипники коленчатого вала, находят построением векторных диаграмм (рис. 113) и их развертки в функции угла поворота кривошипа. Расчет на прочность и жесткость подшипникового разъемного узла может быть проведен по методам, предложенным в работе [35]. Вкладыши подшипников обычно рассчитывают на основе гидродинамической теории смазки [7, 10]. Предварительный расчет их заключается в проверке работоспособности в пусковых условиях под действием сил давления газа без учета сил инерции, в рабочих условиях под действием суммарных сил давления газа и сил инерции. [c.195]

Несмотря на большое число работ в области контактно-гидродинамической теории, ее разработка еще далека от завершения, а некоторые принципиальные положения не проверены экспериментом, что объясняется сложностью определения параметров смазки в зоне контакта быстровращающихся деталей. По мере развития теоретических и экспериментальных исследований в области контактно-гидродинамической теории она должна стать основой для создания методов расчета деталей машин, таких как зубчатые передачи (с зацеплением эвольвентным и Новикова), червячные передачи, подшипники качения, кулачковые меха- [c.88]

Расчет подшипников скольжения в условиях жидкостной смазки выполняется на основе 1Идродинамической теории, основоположником которой является русский ученый [c.227]

Научной основой теории расчета зубчатых и червячных передач и подшипников качения должна служить контактно-гидродинамическая теория смазки, зародившаяся в СССР. Работы в области этой теории позволили объяснить и численно обосновать ряд важнейших явлений контактной проч-ности деталей машин. Показано существенное повышение контактной прочности oпepeн aющиx поверхностей по сравнению с отстающими при качении со скольжением, связанное с резким изменением напряженного состояния в тонких поверхностных слоях от изменения направления сил трения в связи с пикой у эпюры давлений на выходе из контакта. Установлено численное значение (достигающее 1,5—2) коэффициента повышения несущей способности косозубых передач при значительном перепаде твердости шестерен и колес вследствие повышения контактной прочности опережающих поверхностей головок зубьев. [c.68]

Коднир Д. С. и Байбородов Ю. И. Расчет неметаллических подшипников скольжения жидкостного трения на основе контактногидродинамической теории смазки. В сб. Применение полимерных материалов в машиностроении . Вып. I. Москва—Киев, НТО Машпром, 1966, 101 стр. [c.228]

Профессор Н. П. Петров является осиовоноложнпком гидродинамической теории смазки (теории работы масляного слоя между трущимися поверхностями). В настоящее время эта теория является не только основой расчета подшипников скольжения, но распространяется на зубчатые и червячные передачи, роликовые подшипники и другие детали, работающие со смазкой. [c.9]

С увеличением скорости скольжения коэффициент трения быстро уменьшается (участок 1—2), при этом трение переходит в полужид-костное, характеризующееся тем, что поверхности скольжения еще не полностью разде /ены слоем смазки, так что выступы неровностей соприкасаются. В точке 2 начинается участок 2—3 жидкостного трения толщина смазочного слоя возрастает от минимальной, достаточной лишь для покрытия всех выступов, до избыточной, перекрывающей все неровности с запасом. При жидкостном трении рабочие поверхности полностью отделены друг от друга, и сопротивление относительному движению их обусловлено не внешним трением контактирующих элементов, а внутренними силами вязкой жидкости. Теоретически наилучшие условия работы подшипника обеспечиваются в точке 2 — здесь сопротивление движению и соответствующее тепловьще-ление наименьшие, но нет запаса толщины слоя поэтому практически оптимальные условия будут в зоне справа от точки 2. Расчет подшипника, работающего в режиме жидкостного трения, выполняется на основе гидродинамической теории смазки. Однако такой режим может быть осуществлен лишь при достаточно большом значении характеристики режима к > Якр, где — значение характеристики режима в точке 2. Для опор тихоходных валов это условие в большинстве случаев не выполняется, а для быстроходных оно нарушается в периоды пуска и останова, когда частота вращения вала мала. [c.244]

Расчет подвижных посадок относится к посадкам вращения вала в подшипниках скольжения при условии, что ось вала ст ого пара 1-лелы. а оси п дш-тника и - то вкладыши отверстия имеют строго цилиндрическую форму без смазочных канавок на нагруженной стороне подшипника При этих условиях правильный расчет зазоров на основе гидродинамической теории смазки может обеспечить жидкостное трение между валом и вкладышем в период стабильных эксплуа- [c.71]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...