Вязкость радиальных подшипников

Большинство задач оптимизации является многопараметрическими. В качестве примера двухпараметрической задачи можно рассмотреть задачу минимизации интегральной квадратичной оценки (144). К двухпараметрической задаче сводится задача оптимизации гидростатических опор [94]. На рис. 119, а показана конструктивная схема гидростатического радиального подшипника шпиндельного узла. Основными параметрами задачи оптимизации гидростатического подшипника являются диаметральный зазор А и вязкость масла р.. В качестве целевой функции Ф обычно принимают потери мощности на гидростатических опорах (рис. 119, б). [c.209]

Пример. Определить момент трения в радиальном подшипнике 32209 с цилиндрическими роликами, установленном на горизонтальном валу и воспринимающем радиальную нагрузку = = 5000 Н при частоте вращения п = 10000 мин" . Смазывание подшипника осуществляется в масляной ванне. Кинематическая вязкость смазки у = 20 мм /с. Средний диаметр подшипника о= = 65 мм. [c.433]

Рассмотрим радиальный подшипник качения, у которого вращается внутреннее кольцо, а наружное - неподвижное. На рис. 5.10 показано нагруженное тело качения (ролик) радиуса Я , которое вращается под действием силы трения Т, возникающей между ним и внутренним кольцом. Момент трения = TR f, возникающий при взаимодействии вращающегося кольца с телом качения, равен сумме моментов сопротивления вращению М, в том числе А/ - трения скольжения тела качения о сепаратор М - трения тела качения о другое (неподвижное) кольцо. Значения моментов М и А/е зависят от нагрузки на тело качения, вязкости и качества смазывания. Кроме того, момент Мс зависит таюке от гидростатического сопротивления смазочного слоя вращению сепаратора и аэродинамического сопротивления. [c.340]

Статическая жесткость гидростатических радиальных подшипников с дроссельной системой питания прямо пропорциональна давлению насоса. Поэтому имеется возможность изменять статическую жесткость подшипников за счет давления насоса и тем самым определить влияние этой жесткости на динамику шпиндельного узла. Зависимости демпфирования системы и резонансных амплитуд от жесткости переднего подшипника при разном демпфировании в подшипниках представлены на рис. 85. Условия эксперимента следующие жесткость с = 180 кгс/мкм, в упорные подшипники подавался воздух под давлением 5 кгс/см , жесткость заднего подшипника Сн = 60 кгс/мкм, вязкость масла 37,5 10- кгс с/см , толщина масляного слоя 60 мкм, ширина [c.87]

Рассчитывают первоначальное значение рабочего зазора Ао (нлп / ), мм. Для смазочной жидкости с коэффициентами динамической вязкости ц = 5 50 МПа с (масла марок И-5А, И-12А, И-20А) и при давлении источника питания = 2 5 МПа для радиальных подшипников пригодна формула Ао = 0,8 х X 10 О. Для упорных подшипников с В, = 50 2000 мм принимают 1г =0,01 - 0,05 мм. Для подшипников ступенчатого типа принимают I = А/2 и Г = Л. [c.401]

Расчет проводится итерационным методом. Для заданной конструкции, температуры и вязкости смазочного материала из условия равенства внешней нагрузки и несущей способности подщипника определяется минимальная толщина смазочного слоя. При расчете теплового баланса в подшипнике для радиального подшипника рассматривается отдельно случай, когда теплота отводится главным образом теплопроводностью через элементы подшипника, и случай, когда теплота отводится главным образом смазочным материалом. И в том и в другом случае для определения расхода через конструктивные элементы подшипника применяются специальные эмпирические формулы. [c.201]

Подшипник с кольцевой смазкой (рис. 14.8) рассчитан на радиальную нагрузку Р = 24 кн d — 80 мм I = 100 мм-, смазка маслом турбинным, имеющим динамическую вязкость х == = 0,03 н-сек/м при t = 60° С. [c.240]

Расчет подшипников при жидкостной смазке выполняют на основе гидродинамической теории смазки . Эта теория показывает, что гидродинамическое давление может развиваться только в клиновом зазоре. Толщина/I масляного слоя (рис. 3.152, разделяющий цапфу 2 и вкладыш / слой масла показан толстой черной линией) зависит от угловой скорости и вязкости масла. Чем больше значения этих величин, тем больше /г. С увеличением радиальной нагрузки [c.415]

В гидростатических подшипниках давление в поддерживающем слое смазочного материала создают насосом, подающим материал в зазор между цапфой и подшипником (рис. 26.8). Вследствие эксцентричного расположения цапфы в подшипнике под нагрузкой торцовые зазоры (зазор) между цапфой и подшипником оказываются снизу меньшими, чем сверху. В результате переменный расход через зазор смазочного материала приводит к появлению требуемого давления и подъемной силы. Давление жидкого смазочного материала (а им может быть и вода) в гидросистеме и его расход определяются зазором между цапфой и подшипником, радиальной силой и вязкостью материала. [c.440]

Для смазки подшипников, работаюш,пх при нормальном режиме, следует выбирать масла со следующей кинематической вязкостью при рабочей температуре узла для радиально-упорных и упорных 30 сст, для роликовых сферических 20 ссм для остальных шарико-роликоподшипников = 12 сст. / [c.385]

Вискозиметр работает следующим образом. Вертикальная трубка 2 поворачивается из верхнего положения в нижнее в двух радиально-упорных подшипниках. При этом запасенная в нижнем резервуаре 5 ртуть начинает падать в капельной трубке 4, вытесняя из нее жидкость через отверстие в верхнем резервуаре 1. Масса падающей ртути 3 создает постоянное давление, которое заставляет жидкость протекать через капилляр. Затем трубка 2 поворачивается в верхнее положение и опыт повторяется в обратном направлении движения капли ртути 3. Величина коэффициента вязкости определяет время падения ртути между метками, нанесенными на капельной трубке. Это время фиксируется секундомером с ценой деления 0,1 сек. [c.166]

Трудную проблему представляет выбор смазочного материала для подшипников жидкостного трения рабочих клетей прокатных станов. Принимая во внимание высокие нагрузки, действующие на валки, трудно обеспечить жидкостное трение, хотя для этого требуется очень малая толщина масляной пленки вследствие незначительных радиальных зазоров и весьма высокой чистоты обработки рабочих поверхностей цапфы и вкладыша. Для смазки этих подшипников обычно применяются хорошо очищенные масла различной вязкости. При выборе масла для подшипников жидкостного трения рабочих клетей нужно принимать во внимание то, что в масло часто попадает большое количество воды и мелкая окалина, особенно после длительной работы стана, когда уплотнения подшипников сработаются. [c.24]

Вертикальная жесткость масляного слоя подшипника скольжения A ii= (li+il ) (см. 3.3). В первом случае подшипники имели ширину Ь = 12 см, удельное давление q=Q кгс/см , относительный радиальный зазор ф=2-10 , вязкость масла у=0,4-10" кгс-с /см. Этим параметрам соответствует жесткость / ii =5-10 кгс/см. В установке массой 100 т использовались подшипники шириной Ь=21 см с удельным давлением =10 кгс/см , чему соответствует жесткость / ii=3,l-10 (1+5,8 ) или /сц a 1,8-10 кгс/см. Следовательно, в обоих случаях минимальные значения жесткости рамы в два—четыре раза меньше, чем модуль жесткости масляного слоя подшипников, а максимальные жесткости примерно одного порядка с жесткостью масляного слоя. Основная составляющая жесткости масляного слоя мнимая, а рамы — действительная, поэтому масляный слой существенно влияет на демпфирующие свойства системы. Вместе с тем демпфирующие свойства рамы влияют на колебания ротора (см. рис. 50). Установка подшипников на упругую амортизированную раму (кривые I, 5) уменьшает уровни резонансных колебаний ротора примерно в два раза по сравнению с установкой подшипников на абсолютно жесткий фундамент (кривая 2). [c.158]

Отсюда мы видим, что для коэффициента трения в подшипниках в самом сложном и общем случае трения — жидкостном трении — имеются те же самые выражения, которые были установлены для менее общих случаев трения. Однако это заключение касается только формальной стороны, а не по существу, так как для подшипника, имеющего радиальный зазор и работающего с достаточным подводом смазки, коэффициент трения, определенный по вышеприведенным зависимостям, только номинально является коэффициентом, а в действительности он представляет собой сложную функцию — функцию трения, зависящую от ряда параметров, определяющих работу подшипника, из них основными параметрами являются п — число оборотов в минуту, р, — абсолютная вязкость примененной смазки, — среднее удельное давление в подшипнике, определяемое из условия [c.351]

Пусть а — радиус цапфы с — ее длина s — смещение центра цапфы относительно центра подшипника А — масляный зазор (1 — вязкость смазочной жидкости q — ее плотность ш — угловая скорость вращения вала р — давление в слое г, ц>, z — цилиндрические координаты произвольной точки потока смазки о,, — радиальная, окружная и осевая скорости той же точки. [c.108]

Приведенные значения коэффициента Уб справедливы для случая, когда относительная вязкость К> 1,5. Кроме того, отношение осевой нагрузки к одновременно действующей на подшипник радиальной (Fa IFr) не должно превышать значений 0,5 - для подшипников с модифицированным контактом и однорядных бессепараторных 0,4 - для подшипников обычной конструкции с сепаратором. [c.251]

Для шарикового радиального однорядного подшипника коэффициент Ка 2250 (табл. 23). При кинематической вязкости масла V — 20 мм с коэффициент — ЫО- (см. рис. 31). При частоте вращения п = 15 ООО мин- = 1100 (см. рис., 32). Эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник Ро = = 1000 Н, а = 0,54 (табл. 24). [c.441]

При неизвестной нагрузке, действующей на подшипник, кинематическую вязкость масла ориентировочно можно принимать 12 мм /с для радиальных шариковых и роликовых подшипников (кроме сферических), 20 мм /с для роликовых конических и радиальных сферических, 30 мм с для роликовых упорных. [c.417]

Пример расчета газодинамического подшипника. Заданы размеры подшипников ротора гиромотора диаметр шипа ) = 2г = 10 мм длина подшипника Ь — ХО = 15 мм радиальный зазор С = 5 мкм минимальный зазор в опоре 0 т1п = 2 мкм давление среды ра=1>013-10 Па (нормальное атмосферное давление) вязкость воздуха г = 1,9-10 Па-с (при 30 °С) частота вращения п = 37 500 об/мин, следовательно, угловая скорость вращения ротора ш = = 3925 рад/с. [c.572]

Значения коэффициента условий работы а23 лежат в диапазоне от 0,1 до 5,0 и зависят от кинематической вязкости смазки, частоты вращения и диаметра подшипника. При смазке подшипника масляным туманом 02 3 1, а при расходе проточной смазки через нагруженную зону подшипника в диапазоне от 0,5 до 1,0 л/мин на 10 кН радиальной нагрузки 023 > 2. Для подшипников качения, работающих в нормальных условиях, как правило, принимают 23 =1. [c.193]

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]

Распределение температур в передней опоре шпинделя в зависимости от времени показано на рис. 68. Условия эксперимента следующие расстояние между подшипниками е = 190 мм, осевой зазор 25 мкм, частота вращения 2000 об/мин, радиальная нагрузка Рт = 800 кгс, вязкость масла 6 сСт при 50° С, расход масла 2 л/мин. При температуре подводимого масла 28° С после 45 мин работы устанавливается темпера-турное равновесие (при максимальной температуре 46° С в 70 подшипнике). Максимальная температура развивается на буртике подшипника, так как между роликами и 50 кольцом имеется трение скольжения. Ле- [c.73]

Общей количественной характеристикой внешнего трения является коэффициент трения f, представляющей собой отношение силы трения к нормальной составляющей внешних сил, действующих на поверхности трения. На рис. 15.1 представлена диаграмма Герси-Штрибека, иллюстрирующая изменение коэффициента трения в подшипниках в зависимости от режима их работы, оцениваемого безразмерной характеристикой Я = (ш/Рт, где — динамическая вязкость смазочного материала, Па-с со — угловая скорость вала, рад/с рт — средняя удельная нагрузка на подшипник, Па для радиального подшипника скольжения pm=Fr](ld) Fr — pa- [c.307]

Вязкость у выхода Ха является ф гнкцией от температуры у выхода 2, получающейся из теплового расчета. Вязкость же у входа, соответственно температура масла tl у входа необходимо определить. Температуру можно определить на основании тех же соображений, что и в случае радиальных подшипников (см. гл. XI). Задача несколько усложняется тем, что подача смазки может намного отличаться от одного подшипника к другому, в зависимости от машины, размеров подшипника и т.п. Наиболее часто встречается работа в масляной ванне или с подачей масла под давлением, а для паровых или газовых турбин больших размеров на тракте масла может существовать устройство для его охлаждения. Не вводя слишком большой погрешности, можно принять в качестве температуры масла у входа в под [c.208]

Все заводские инструкции по уходу за автомобилем содержат точные указания по сорту смазочного материала. Поэтому ограничимся несколькими общими указаниями. Для смазки следует применять лишь самые лучшие масла и чистые минеральные жиры. Смазка не должна содержать кислот, смолообразующих или твердых включений. Вазелин, вследствие слишком-большой вязкости, ие годится для смазки подшипников качения автомобиля. В случае применения радиальных подшипников с коническими роликами работающих при больших числах оборотов и воспринимающих высокие нагрузки, новые подшипники рекомендуется промыть от вазелина, защищающего его от коррозии, и затем сейчас же применить предусмотренную для подшипника смазку. Густая смазка применяется для подшипников передних и задних колес, шкворня и для водяного насоса. Для многих опор вязкость смазки не имеет большого значения поэтому обычно применяют натриевые консистентные смазки, использование которых допустимо при температуре до 70° С. Однако при выборе смазки для подшипников передних и задних колес следует учитывать тип подшипнпка. Для подшипников с трением скольжения между роликами и направляющими буртами, как, например, радиальные подшипники с коническими роликами или с цилиндрическими роликами, требуется более обильная смазка, чем для других подшипников. Поэтому при применении ггадобных подшипников следует выбирать смазку не слишком большой вязкости. [c.361]

Расчет таких подшипников осуществляется в рамках контактно-газодинамической задачи [10-12], согласно которой имеются две связанные части газодинамический расчет течения смазки в области близко расположенных поверхностей с изменяемым положением и формой и упругий расчет для определения деформации граничных поверхностей под действием давления смазки. В подшипниках скольжения зависимость вязкости смазки от давления несущественна, и при ее изотермичности можно считать, что 1 = onst. Для второй части задачи в первом приближении используется гипотеза Винклера, согласно которой имеется пропорциональность между прогибом поверхности и перепадом давления с разных ее сторон Д / + - pS). При необходимости дальнейшее уточнение можно осуществить методами теории упругости. Для радиальных подшипников такой подход (в рамках упругогазодинамической теории смазки [13]) использовался при решении прямых задач в [14] для жидкой и в [15] для газовой смазки. [c.33]

Работа сил трения нагревает подшипник и цш . Чем больше тепловыделение и хуже условия теплоотдачи, тем выше температура теплового равновесия. С повышением температуры понижается вязкость масла и увеличивается вероятность заедания uai в подшипнике. Следовательно, величина работы трения является основным показателем работоспособности подршпншса. Трение определяет износ и нагрев подшипника, а также его КЦД. Потери на трение в подшипнике, вид трения и величина радиального зазора взаимосвязаны. Очеетщно, что при жидкостном трении, когда сопротивление движению определяется только внутренними силами вязкой жидкости, потери на трение будут миншальны. [c.53]

Оба подшипника у прокатного валка обычно делаются радиально-упорными, но восприятие осевых усилий в обе стороны происходит только одним подшипником, расположенным с противоположной стороны привода стана. Другой подшипник в осевом направлении устанавливается свободно. Вязкость масла, применяемого для смазки подшипников этого типа, выбирается в зависимости от окружной скорости цапфы и удельного давления в среднем около 5—10° Е (по Эпглеру) при 50° С для быстроходных подшипников и около 20—30° Е при 50° С для тихоходных. Требуемая вязкость масла для подшипников [c.900]

Для смазки подшипников, работающих в нормальном режиме, можно выбирать масла со следующей кинематической вязкостью при рабочей температуре узла для роликовых сферических 20 m для роликовых радиально-упорных и упорных —30 m для остальных шарнко-роликоподшипников 12 сст. [c.273]

Как видно, форма этого уравнения обычная, только коэффициент оггз уравнения (2.54) скорректированного ресурса заменен новым коэффициентом Oskf, отражающим сложные взаимосвязи нескольких факторов состояния смазывающего слоя (параметр К), загрязнения - наличия инородных частиц (т), ), предельной нагрузки по выносливости (Р , Н), эквивалентной нагрузки на подшипник Р, Н). Значения коэффициента qskf приведены в каталоге SKF [29] для различных типов подшипников в форме семейства кривых для различных значений отношения вязкостей К и значений IP) - рис. 2.72 - для радиальных шарикоподшипников рис. 2.73 для радиальных роликоподшипников рис. 2.74 и 2.75 - соответственно для упорных шарикоподшипников и упорных ролико- [c.344]

Рис. 2.73. Зависимость коэффициента для радиальных роликоподшипников от значения аргумента rydPJP) и относительной вязкости К - для стандартных подшипников SKF, - для подшипников класса SKF Explorer)

Примеры. 1. Определить влияние смазки на долговечность подшипника шарикового радиального однорядного 205 (Оо = 38,5 мм), воспринимающего радиальную нагрузку — 1000 Н при частоте вращения я == 15 ООО мин" и при смазывании маслом, имеющим кинематическую вязкость V = 20 мм7с. [c.441]

Чтобы предотвратить проскальзывание, подшипник должен быть нагружен силой, равной или превосходящей некоторую минимально необходимую нагрузку (радиальную) или Гая, (осевую). Точный расчет ес затруднен из-за многофакторности, в частности влияния изменяющейся вязкости смазочного материала на все компоненты равенства (3.13). Ориентировочный расчет может быть выполнен по следующим формулам. [c.276]

Такое строение, называемое полосчатостью, влияет на механические свойства, главным образом на ударную вязкость она выше в продольном и ниже в поперечном направлении (по отношению к направлению течения металла при прокатке, ковке, штамповке). В меньшей степени подобная полосчатость влияет на пластичность (относительное удлинение и сужение). Прочность и твердость не зависят от полосчатости. Направление волокна в поковках должно совпадать с направлением наибольших напряжений, возни-каюш их в деталях при эксплуатации. Например, в поковках зубчатых колес требуется радиальное расположение волокон, в колесных бандажах и кольцах подшипников — тангенциальное. [c.81]

Другим способом самосмазываемость текстолита повышается добавлением в композицию при прессовании нефтяного смазочного материала высокой вязкости. В процессе изготовления композиции для текстолитового подшипника в нее добавляют графит, дисульфид молибдена и масло высокой вязкости. Кроме того, композиция армируется волокнистым материалом, располагаемым в подшипниковой втулке радиально и образующим капилляры, по которым масло поступает в зону трения. Такие текстолитовые подшипники по служебным характеристикам не уступают металлокерамическим бронзовым подшипникам. [c.82]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...