Подшипники скольжения Эпюры давления

Как указывалось выше, при жидкостной смазке поверхности цапфы и подшипника разделены устойчивым масляны.м слоем. Поэтому цапфа и вкладыш практически не изнашиваются. Это самый благоприятный режим работы подшипников скольжения. Для создания жидкостной смазки необходимо, чтобы в масляном слое возникало избыточное давление или от вращения вала (гидродинамическое), или от насоса (гидростатическое). Чаще применяют подшипники с гидродинамической смазкой (рис. 3.151), сущность которой в следующем. Вал при своем вращении увлекает масло в клиновый зазор 3 между цапфой 2 и вкладышем 1 и создает избыточное гидродинамическое давление (см, эпюру давлений в масляном слое), обеспечивающее всплытие цапфы. [c.414]

Расчет подшипников скольжения, работающих при жидкостной смазке, производится на основе гидродинамической теории смазки, которая основана на решении дифференциальных уравнений гидродинамики вязкой жидкости. Эта теория доказывает, что гидродинамическое давление может развиваться только в клиновом зазоре (см. эпюру на рис. 23.6). Толщина Н масляного слоя в самом узком месте (см. рис. 23.7) зависит от режима работы подшипника. Чем больше вязкость смазочного материала и угловая скорость цапфы, тем больше к. С увеличением нагрузки к уменьшается. При установившемся режиме работы толщина к должна быть больше суммы микронеровностей цапфы 61 и вкладыша 62 [c.317]

Гидродинамическая теория смазки, разработанная применительно к подшипникам скольжения, может быть использована также и при определении работоспособности подшипников качения для заданных условий эксплуатации (нагрузка, частота вращения, характеристика смазки). Как видно из проведенной на рис. 29 эпюры распределения давлений, смазка при вращении шипа во втулке увлекается в сужающийся зазор, образуя там несущую масляную пленку. Место расположения минимального зазора ко несколько смещено относительно направления действия нагрузки Q. В соответствии с гидродинамической теорией смазки предполагается, что в этом зазоре вязкость и плотность смазки не изменяются, а шип и втулка не имеют упругих деформаций, поскольку в данном случае давления вследствие большой площади несущих поверхностей относительно невелики. Грузоподъемность (Я) гидродинамического подшипника скольжения [c.438]

Самый благоприятный режим работы подшипника скольжения — при жидкостном трении, которое обеспечивает износостойкость, сопротивление заеданию вала и высокий к. п. д. подшипника. Для создания этого трения в масляном слое должно быть гидродинамическое (создаваемое вращением вала) или гидростатическое (от насоса) избыточное давление. Для получения жидкостного трения обычно применяют подшипники с гидродинамической смазкой, сущность которой в следующем. Вал при вращении под действием внешних сил занимает в подшипнике эксцентричное положение (рис. 17.1, я) и увлекает масло в зазор между ним и подшипником. В образовавшемся масляном клине создается гидродинамическое давление, обеспечивающее в подшипнике жидкостное трение. Эпюра распределения гидродинамического давления в подшипнике по окружности показана на рис. 17.1, а, по длине — на рис. 17.1,6. Так как конструкция подшипников с гидростатическим давлением сложнее конструкции подшипников с гидродинамическим давлением, то их применяют преимущественно для тяжелых тихоходных валов и других деталей и узлов машин (например, тяжелых шаровых мельниц, больших телескопов и т. п.). [c.289]

Рис. 5.11. К обоснованию выбора посадки в соединении цапфы вала с вкладышем гидродинамического подшипника скольжения (СП) а — вал неподвижен б — вал вращается с угловой скоростью, большей критической (м>ю р) У — вкладыш — цапфа S — смазка 4 — эпюра давлений в смазочном слое

Режим жидкостной смазки удается получить при правильном проектировании и тщательном изготовлении подшипника. Расчет подшипников скольжения, работающих при жидкостной смазке, производится на основе гидродинамической теории смазки, которая основана на решении дифференциальных уравнений гидродинамики вязкой жидкости. Эта теория доказывает, что гидродинамическое давление может развиваться только в клиновом зазоре (см. эпюру на рис. 18.6). Толщина /г масляного слоя в самом узком месте (см. рис. [c.210]

Так, например, из рассмотрения в поперечном сечении сопряжений типа вал и подшипник скольжения видно, что все точки вращающегося вала за каждый его оборот проходят через одинаковые значения усилий при любой эпюре удельных давлений. [c.19]

Кроме того, полученные формулы позволяют сделать дополнительные выводы о работе сопряжений, например подсчитать передаваемый момент трения с учетом неравномерной эпюры удельных давлений, найти зависимость между максимальным и средним удельным давлением, дать новый смысл характеристике ри для подшипников скольжения, определить зону контакта сопряжений второй группы и т. д. [c.73]

Рис. 6.7. Схема радиального стационарно-нагруженного подшипника скольжения и эпюра распределения давлений р в смазочном слое

Например, из рассмотрения в поперечном сечении сопряжений типа вал — подшипник скольжения или барабан—тормозная колодка видно, что все точки вращающегося тела за каждый его оборот проходйт через одинаковые значения усилий при любой эпюре давлений. Также, если в сопряжении /—II сила будет действовать нецентрально, то для точек неподвижной детали, расположенных на одной траектории, будут неодинаковые давления и иёнос этой детали будет неравномерным. В этом случае данное сопряжение будет относиться ко 2-й группе. [c.278]

Жидкостное трение в подшипниках скольжения может быть достигнуто при условии, что между вкладышем подшипника и цапфой вала образуется клиновидный зазор (рис. 23.4, в), в который втягивается смазываюш ая жидкость (2 — канал для смазки 3 — эпюра удельных давлений 4 — подшипник 5 — цапфа). По мере [c.406]

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]

Вследствие того что пластмассы имеют относительно низкую механическую прочность, необходимо ввести поправочный коэффициент, который позволит оценить способность втулки воспринимать нагрузки в статическом положении. Расчет такого параметра производится с учетом ползучести и снижения механических свойств в различных температурных условиях. Таким параметром является несущая способность втулок под которой понимается величина допустимого среднего удельного давления для втулки при данном зазоре, толщине, диаметре при статическом нагружении. Учитывая, что расчетная схема втулки гидроупора аналогична при статическом нагружении расчетной схемы втулки подшипника скольжения, воспользуемая методикой расчета допустимого среднего удельного давления для втулки подшипника скольжения [49]. На рис. 56, в изображена эпюра распределения напряжений во втулке штока. При расчете величины допустимого среднего удельного давления необходимо это учесть. [c.121]

Действительная эпюра удельных давлений цапфы вала не вкладыш подшипника в суйцественной степени отличается от расчетной схемы загружения вращательной пары скольжения. [c.104]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...