Уравнения гидродинамической теории смазки

Из основных уравнений гидродинамической теории смазки нельзя делать вывода, что повышение частоты вращения вала и вязкости масла ведет к увеличению несущей способности надежности подшипника, поскольку в эти уравнения входит рабочая вязкость масла, устанавливающаяся в результате взаимодействия между тепловыделение.м и теплоотводом. [c.362]

Основное уравнение гидродинамической теории смазки. [c.113]

Расчет грузоподъемности подшипника производится путем интегрирования уравнения гидродинамической теории смазки [c.298]

Рассмотрим вывод основного уравнения гидродинамической теории смазки применительно к подшипнику бесконечно большой длины. [c.443]

В предыдущей статье [1] описан простой прибор для оценки смазочной способности масел, в котором трущаяся пара представляет собой проволоку, нагруженную грузом и частично охватывающую вращающийся вокруг горизонтальной оси цилиндр. Как было указано в 1 той же статьи, для того, чтобы прибор мог действительно отвечать своему назначению — давать оценку граничного смазочного действия, необходимо, чтобы толщина смазочной прослойки между проволокой и цилиндром была достаточно мала. Так как при больших скоростях и вязкостях и малых нагрузках толщина смазочного слоя настолько велика, что его поведение полностью определяется уравнениями гидродинамической теории смазки, то первоочередная задача заключается в их приложении к рассматриваемому случаю трения между проволокой и цилиндром с целью определения условий, при которых должен наблюдаться переход от жидкостного трения к граничному. Конечно, в области граничной смазки по самому ее определению толщина слоя смазки, строго говоря, уже не может вычисляться по формулам гидродинамической теории смазки, так как становится необходимым учет молекулярных взаимодействий в масляной пленке, однако некоторую оценку влияния вязкости на толщину ее можно все же на основании этих формул получить. Одним из преимуществ проволочного прибора является сравнительная простота подобных расчетов. Поэтому в 2 и развивается такая теория для случаев проволоки и ленты. [c.87]

Гидродинамические силы. При анализе динамики роторов, опирающихся на подшипники скольжения, необходимо решать совместную задачу теории колебаний и гидродинамики. Гидродинамическая сторона задачи сводится к решению ряда уравнений гидродинамической теории смазки при неустановившемся течении, окончательной целью решения которых, как правило, является определение так называемых статических и динамических характеристик. Статические характеристики определяют кривую стационарных положений цапфы, расход смазки, потери мощности на трение. Динамические характеристики (коэффициенты) определяют действующие на цапфу дополнительные силы, возникающие при малых перемещениях цапфы из стационарного положения. Знание этих коэффициентов позволяет решать задачи устойчивости и линейные задачи вынужденных колебаний при внешних периодических нагрузках, малых по сравнению со статической нагрузкой. [c.160]

Совместное решение шести уравнений равновесия для вязкой жидкости, уравнения неразрывности и трёх уравнений движения (см. т. 1, сгр. 805—806) после ряда упрощений приводит к основному диференциальному уравнению гидродинамической теории смазки [c.570]

Основное уравнение гидродинамической теории смазки подшипника бесконечной длины (без учёта торцевых утечек) [c.571]

Решение этого круга сложных вопросов приводит к необходимости совместного рассмотрения уравнений колебаний ротора и уравнений гидродинамической теории смазки. [c.105]

Расчет основан на уравнении гидродинамической теории смазки Н. П Петрова [c.259]

Сила вязкого трения определяется из уравнения гидродинамической теории смазки, полученного для тех же условий, что и уравнение (4) подъемной силы [c.268]

Основные уравнения гидродинамической теории смазки. Они выражают три фундаментальных закона [20]. [c.189]

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

В основу этого метода расчета положена гидродинамическая теория смазки, исходя из которой максимально допустимый диаметральный зазор, обеспечивающий жидкостное трение в подшипнике, может быть определен по уравнению [c.316]

Кроме того, подшипник должен иметь необходимую несущую способность. Согласно гидродинамической теории смазки, несущая способность смазочного слоя в подшипнике (при его неразрывности) определяется уравнением [13] [c.213]

Рассмотрим движение тонкого смазочного слоя между двумя эксцентрично расположенными цилиндрами, один из которых (внутренний) вращается с постоянной угловой скоростью (рис. 169). Движение будем предполагать плоским, установившимся, ламинарным, изотермическим. Такая задача является простейшей i i3 числа разнообразных задач, составляющих гидродинамическую теорию смазки подшипников скольжения. Она может быть решена на основе бигармонического уравнения, т. е. при учете всех вязкостных членов уравнений движения. Такое решение было дано Н. Е. Жуковским и С. А. Чаплыгиным. В целях большей простоты рассмотрим решение в приближении Зоммерфельда, которое основано на уравнениях Рейнольдса. [c.349]

O. Рейнольдсом. В дальнейшем И. С. Громека были предложены уравнения вихревого движения жидкостей, а Н. П. Петровым разработана гидродинамическая теория смазки. Большой вклад в развитие гидравлики внес Н. Е. Жуковский, разработавший теорию гидравлического удара в трубах и предложивший классическое решение ряда технических вопросов водоснабжения, гидротехники и по расчету осевых насосов. Работы В. А. Бахметьева по исследованию движения жидкостей в открытых руслах, А. Н. Колмогорова и немецкого ученого Л. Прандтля продвинули вперед изучение турбулентных потоков и позволили создать полу-эмпирические теории турбулентности, получившие широкое практическое применение. Трудами Н. Н. Павловского и его школы разработана теория движения подземных вод и развита новая отрасль гидравлики — гидравлика сооружений. [c.8]

В конце XIX — начале XX в. появились крупные работы русских ученых И. С. Громека (1851—1889 гг.), предложившего уравнения вихревого движения жидкости, Н. П. Петрова (1836—1920 гг.), разработавшего гидродинамическую теорию смазки, Н. Е. Жуковского (1847-— 1921 гг.), создавшего теорию гидравлического удара в трубах. [c.7]

Галеркина метод 190, 192 Геликоид 407 Генератор 33 Гибкое колесо 33 Гидравлический механизм 262 Гидродинамическая теория смазки, основное уравнение 113, 115 Гидропривод 34, 260 [c.570]

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]

Задачи гидродинамической теории смазки. Проблема смазки в машинах послужила толчком для разработки приближенного метода решения уравнений движения вязкой жидкости. Уплотнительная техника ставит перед гидродинамикой новые задачи, которые в настояш,ее время пытаются решать методами эластогидродинамики. [c.139]

Это уравнение является исходным для решения ряда задач гидродинамической теории смазки и уплотнительной техники. В первом случае поверхности имеют постоянную форму, так как они образуются твердыми телами (цапфа и втулка подшипника, опорный подшипник и т. д.). Под действием гидродинамического давления возникает подъемная сила, одна из деталей всплывает над опорой и автоматически устанавливается зазор, соответствующий режиму движения. Подъемная сила среднее давление рср и сила трения P l определяются из уравнения (76) для тех случаев, когда можно установить зависимость зазора б от координаты длины ш,ели. Например, для плоского ползуна (В, /), наклоненного к опоре под углом у, зазор 8 = а — х) tg 7 (см. рис. 68). Интегрирование уравнения dP = р dF дает [c.140]

Для определения давлений р (в, х, f) в тонком (Д << R) смазочном слое при обычных для гидродинамической теории смазки предположениях и без учета сил инерции смазки, влияние которых на колебания в большинстве случаев пренебрежимо мало, служит известное уравнение Рейнольдса [25] [c.160]

В отличие от известной постановки задачи о течениях в пограничном слое при обтекании тел жидкостью функция др/дх в первом уравнении (1.1) не задана, а должна быть найдена, подобно тому, как это делается в задачах гидродинамической теории смазки [7]. Очевидно, чго в принятом предположении о постоянстве плотности р давление р х) в слое определяется с точностью до постоянной. Это же справедливо и при движении тел более общей формы при нахождении распределения давления в замкнутой полости, занятой расплавом. [c.171]

Необходимо также отметить применение уравнений медленного течения в гидродинамической теории смазки. Исследование относительного движения двух близко расположенных параллельных поверхностей было начато Рейнольдсом [25]. Развитые им методы применялись с тех пор в разнообразных задачах теории смазки [14]. В дополнение к пренебрежению инерцией принимается, что течение жидкости существенно одномерно. Такие же упрощения применялись также, например, к исследованию аксиального движения сферы в круглой трубе, заполненной вязкой жидкостью, в случае, когда диаметр трубы ненамного больше диаметра сферы [8], и для вязкого течения в зазоре между параллельными круговыми цилиндрами в случае, когда зазор между ними мал по сравнению с их диаметром [17]. В первом случае наблюдается хорошее согласие эксперимента с теорией. Имеется также много других аналогичных применений данной теории. [c.76]

Большой технический интерес представляет теория газовой смазки , являющаяся обобщением изложенной в 83 гидродинамической теории смазки несжимаемой вязкой жидкостью на случай смазки газом. В этой теории приходится иметь дело с нелинейным уравнением Рейнольдса, решение которого определяется преимущественно приближенными численными методами. [c.648]

Открытый проф. Н. П. Петровым закон трения смазанных поверхностей изложен в гидродинамической теории смазки, которая позволяет определить, при каких условиях создается в масляном слое, разделяющем цапфу и вкладыш, давление и как им управлять. Проф. Н. П. Петров, основываясь на законах Ньютона о трении жидких тел и на собственных опытах, получил уравнение для определения силы трения в подшипниках при жидкостном режиме смазки. Это уравнение имеет следующий вид [c.448]

Некоторое практическое приложение уравнения Навье — Стокса получили в XIX в. лишь в гидродинамической теории смазки, развитой в самом конце века. Первые работы в этой области принадлежат Н. П. Петрову и О. Рейнольдсу Упрощения в систему уравнений Навье — Стокса вно- [c.71]

Гидродинамика вязкой жидкости развивалась в XX в. по нескольким в значительной степени независимым направлениям. С одной стороны, изучалась полная система уравнений Навье Стокса и ее свойства, был найден ряд точных решений и получены некоторые общие теоремы. С другой стороны, в целях изучения прикладных задач развивались методы решения различным образом усеченных и, в первую очередь, линеаризованных уравнений Навье — Стокса, приспособленных для специфических задач (в частности, приближение гидродинамической теории смазки, линеаризация В. Озеена), также методы численного решения полной системы уравнений. Наконец, в XX в. был заложен новый раздел гидродинамики вязкой жидкости — теория пограничного слоя — и продолжала развиваться обособленная область -гидродинамики — теория турбулентности. [c.294]

Из методов аппроксимации уравнений Навье — Стокса отметим приближение В. Озеена являющееся следующим шагом за линеаризацией Стокса, и приближение гидродинамической теории смазки. [c.295]

Из гидродинамической теории смазки известно, что радиальная нагрузка R на подшипник при неразрывности слоя смазки определяется по уравнению [801 [c.97]

Ниже кратко отражено дальнейшее развитие теории A O. При выводе основных зависимостей рассматривались совместно уравнения нелинейной теории оболочек и гидродинамической теории смазки. При ряде обоснованных допущений сложная краевая задача для системы нелинейных дифференциальных уравнений приводится к одному нелинейному дифференциальному уравнению третьего порядка, решение которого позволило получить простые расчетные формулы для определения основных параметров A O. Расчет, выполненный по этим формулам, подтверждает результаты эксперимен- [c.29]

Исследование режима жидкостного трения в подшипниках основано на гидродинамической теории смазки . Эта теория базируется на решениях дифференциальных уравнений гидродинамики вязкой [c.318]

Это урапнснпе можно назвать основным уравнением гидродинамической теории смазки, так как оно дает возможность найти давление р как функцию координаты х, и затем подобрать параметры зазора и смазки так, чтобы выполнялось условие жидкостною трення. [c.115]

Основное уравнение гидродинамической теории смазки. В тонком смазочном слое между двумя наклонными поверхностями, одна из которых длиной I и шириной В (достаточно большой, чтобы пренебречь влиянием боковых утечек) движется относительно другой со скоростью V (рис. 1.22). Вдоль всей длины I поверхности скорость жидкости на границах зазора Vx = V и Vx — О, давление по толщине слоя не изменяется, а в направлении координаты xdpfdx ф onst. Из уравнения (1.16) при ц = onst и [c.33]

Уравнение архимедовой спирали 649 Уравнения гидродинамической теории смазки 259 [c.848]

Всего через полгода после публикации упомянутой работы Н.П. Петрова английский исследователь Б. Тауэр (1845-1904 гг.) установил, что в слое жидкости при вращении вала, разделяющем цапфу вала и подшипник, развивается давление, превышающее давление от внешней нагрузки. Исследования Б. Тауэра легли в основу теории, разработанной английским механиком О. Рейнольдсом (1842-1912 гг.), который в 1886 г. зачитал Королевскому обществу доклад Гидродинамическая теория смазки и ее приложение к экспериментам Б. Тауэра , опубликованный в этом же году. В этой знаменитой работе О. Рейнольдс на базе основных уравнений гидродинамики получил приближенное дифференциальное уравнение распределения давлений в смазочном слое, разделяющем вращающийся шип и подшипник. Это фундаментальное уравнение, известное во всем мире как уравнение Рейнольдса, до сих пор является основным уравнением гидродинамической теории смазки. [c.561]

Рассмотрим движение тонкого смазочного слоя между двумя эксцентрично расположенными цилиндрами, один из которых (внутренний) вращается с постоянной угловой скс>ростью (рис. 8.11). Движение предполагаем плоским установившимся ламинарным изотермическим. Такая задача является простейшей из числа разнообразных задач, составляющих гидродинамическую теорию смазки подшипников скольжещ5я. Ее можно решить на основе бигармонического уравнения, т. е. при учете всех вязкостных членов уравнений движения. Такое решение было дано [c.313]

Теоретической основой постановки экспериментальных исследований для многочисленных механизмов, работающих в масляной среде, является контактно-гидродинамическая теория смазки. Контактно-гидродинамический режим смазки является типичным для условий работы зубчатых и фрикционных передач, подшипников, катков и других механизмов. Основная задача теории заключается в определении контактных напряжений, геометрии смазочного слоя и температур при совместном рассмотрении уравнений, описывающих течение смазки, упругую деформацию тел и тепловые процессы, протекающие в смазке и твердых телах. Течение смазки в зазоре описывается уравнениями, характеризующими количество движения, сплошность, сохранение энергии и состояние. Деформация тел определяется основными уравнениями теории упругости. Температурные зависимости находятся из энергетического уравнения с использованием соответствующих краевых условий. Плоская контактно-гидродинамическая задача теории смазки решалась с учетом следующих допущений деформация ци-лидров рассматривалась как деформация полуплоскостей упругие деформации от поверхностного сдвига считались малыми для анализа течения смазки использовалось уравнение Рейнольдса при вязкости смазки, явля- [c.165]

Математическое моделирование, закон поверхностного разрушения твердых тел при трении в общем случае должны учитывать физические, химические, механические явления, контактную ситуацию, изменение геометрических характеристик твердых тел во времени, кинематику движения, структуру и состав поверхностных и приповерхностных слоев, образование химических поверхностных соединений, состояние смазочного слоя. Получение уравнений, характеризующих в общем случае процесс поверхностного разрушения при трении, должно базироваться на синтезе эксперимента и математических моделей, учитывающих физико-химические процессы, механику сплошных сред, термодинамику и материаловедческий аспект проблемы. Разрабатываемый теоретико-инвариантный метод расчета поверхностного разрушения твердых тел при трении основывается на уравнениях эластогидродинамической и гидродинамической теории смазки, химической кинетики, контактной задачи теории упругости, кинетической теории прочности и учитывает теплофизику трения, адсорбционные и диффузионные процессы. Цель данных исследований —в получении из анализа и обобщений экспериментальных результатов критериальных уравнений с широкой физической информативностью структурных компонентов, полезных для решения широкого класса практических задач и необходимых для ориентации в направлении постановки последующих экспериментальных работ. Исследования в данной области будут углубляться и расширяться по мере развития знаний о физико-химических процессах, г[ротекающих при трении, получения количественных характеристик и развития математических методов, которые обобщают опытные наблюдения. [c.201]

Основы теории жидкостного трения. Исследование режима жидкостного трения в подшипниках основано на гидродинамической теории смазки. Эта теория базируется на решениях дифференциальных уравнений гидродинамики вязкой жидкости, которые связывают давление, скорость и сопротивление взякому сдвигу. [c.334]

Рассмотренные в предыдущих двух главах движения вязкой жидкости относились к числу ламинарных движений. Траектории частиц, линии тока, поля скоростей и давлений в этих движениях имели совершенно определенный, регулярный характер. Выражением этой регулярности ламинарного движения служил тот факт, что общая картина наблюдающихся в действительности ламинарных движений и многие их детали достаточно хорошо описывались решениями уравнений Стокса при соответствующих, также регулярных , начальных и граничных условиях. Можно, например, вспомнить пуазейлево движение вязкой жидкости по круглой трубе, соответствие теоретически рассчитанных характеристик которого (парабола скоростей, формулы расхода и сопротивления) опытным данным уже давно блестяще подтверждено. То же относится к многочисленным другим примерам ламинарных движений вязкой жидкости движению смазки в узких зазорах между валом и цапфой подшипника, вполне удовлетворительно описываемому гидродинамической теорией смазки подшипников, движениям в ламинарных пограничных слоях, с достаточной точностью рассчитываемым по теории, изложенной в предыдущей главе, и др. [c.522]

Проблема гидродинамической теории смазки оказала решающее влияние на развитие гидродинамики вязкой жидкости не только потому, что открылись новые возможности для применения общих уравнений движения вязкой жидкости и приближённых уравнений с отброшенными квадратичными членами к практически весьма важной задаче, но также и потому, что открылись новые возможности для упрощения сложных уравнений движения жидкости. В этом отношении заслуга принадлежит выдающемуся английскому учёному О. Рейнольдсу ), который при рассмотрении течения в смазочном слое вполне обосновал возможность отбрасывания в уравнениях не только квадратичных членов инерции, но и большинства слагаемых от вязкости. Благодаря этому обстоятельству уравнения движения жидкости в смазочном слое резко упрощаются, и в связи с этим представились возможности в ряде случаев довести решения до простых формул, позволяющих, в частности, просто оценивать так называемый клиновидный эффект от эксцентричного расположения шипа в подшипнике. [c.22]

Широко известны работы Н. Е. Жуковского (1847—1921 гг.), создавшего теорию гидравлического удара в водопроводе, Н. П. Петровз (1836— 920 гг.), разработавшего гидродинамическую теорию смазки, и И. С. Громека (1851 —1889 гг.), получившего уравнения вихревого движения жидкости. [c.4]

Решение уравнения (4.11) было получено Г. Г. Стоксом для шара и Г. Ламбом для круглого цилиндра. Решение Стокса применимо, например, К падению капель тумана в воздухе, а также к падению маленьких шариков в густом масле. В самом деле, в обоих этих случаях скорости настолько малы, что с большой степенью приближения можно пренебречь силами инерции. Гидродинамическая теория смазки, в которой изучается течение смазочного масла в очень узком промежутке между цапфой и подшипником, также основана на уравнениях ползущего движения. Правда, при вращении цапфы в подшипнике скорости движения в слое масла отнюдь не малы, но очень малое расстояние между цапфой и подшипником и сравнительно большая вязкость смазочного масла приводят к тому, что силы трения получаются значительно большими, чем силы инерции. Впрочем, необходимо отметить, что технические применения теории ползущего движения, если не считать теории смазки, весьма ораничены. [c.81]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...