Максимальное давление в радиальных подшипниках

Обычно конструкция упорного подшипника выполняется таким образом, что спиральные канавки на упорной пластине начинаются не сразу от радиального подшипника, а отстоят от нее на некоторую величину, так что образуется площадка уплотнения в зоне перехода к радиальному подшипнику. Когда же упорный подшипник имеет канавки на всю длину опорной поверхности без какого-либо уплотнения, и радиальный подшипник в этом случае фактически является уплотнением для упорного, достигается максимальное повышение давления в радиальном подшипнике. Вибрационные испытания показывают, что объем газа в камере, образованной радиальным подшипником, резонирует на низкой частоте. Это явление может быть исключено введением уплотнения на диаметре, несколько превышающем диаметр радиального подшипника, прерывающего сообщения полости канавок радиального и упорного подшипников. [c.570]

Силу резания Р можно разложить по правилу параллелограмма на две взаимно перпендикулярные составляющие горизонтальную Рг и вертикальную Р . Главная составляющая силы резания Рг, как и при точении, оказывает влияние на эффективную мощность резания. С учетом этой силы производят расчет звеньев механизма главного движения на прочность. При цилиндрическом фрезеровании радиальная составляющая силы резания отжимает фрезу от обрабатываемой заготовки, изгибает оправку и оказывает давление на подшипники шпинделя станка. Горизонтальная составляющая силы резания Рг воздействует на механизм подачи стола фрезерного станка. С учетом максимальной величины этой силы рассчитывают звенья механизма подачи и элементы крепления заготовки в приспособлении. Вертикальная составляющая силы резания Рв при фрезеровании против подачи направлена от стола и стремится приподнять стол фрезерного станка над его направляющими (рис. 157, а), а при фрезеровании по подаче она направлена к столу и стремится прижать стол к направляющим (рис. 157,6). При фрезеровании цилиндрической фрезой с винтовыми зубьями действует еще осевая составляющая силы резания Р . Она стремится сдвинуть фрезу вдоль оправки. Резание праворежущими фрезами предпочтительнее, так как в этом случае осевая составляющая силы резания направлена в сторону заднего конца фрезерного шпинделя, т. е. в сторону жесткой опоры. [c.135]

Гидроудар в системе подачи. На рис. 4 приведены переходные процессы, полученные при нагружении ротора гидравлическим ударом, вызванным резким закрытием клапана в напорной магистрали. Максимальное давление при гидроударе превышает 10 Па. В процессе закрытия клапана (при переходе с режима Q/n= на Q/n O,l) радиальное усилие на подшипнике увеличивается с 500 до 2600 Н, направление радиальной силы изменяется на 100°, виброускорение корпуса в районе опор ротора достигает --20 и затем снижается до 6 . Происходят резкие осевые перемещения ротора в сторону турбины до 0,1 мм. Перепад температуры на подшипнике при гидроударе не изменяется. [c.318]

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]

При изготовлении шестеренных моторов следует максимально уменьшать зазоры в подшипниках и обеспечивать радиальный зазор между корпусом и шестернями (особенно со стороны, про-тивоположной рабочей полости мотора) при нагружении шестерен давлением. [c.237]

При изготовлении шестеренных моторов следует максимально уменьшать зазоры в подшипниках и гарантировать радиальный зазор между корпусом и шестернями (особенно со стороны, противоположной рабочей полости мотора) при нагружении шестерен давлением. Целесообразно также применять разгрузку подшипников от радиальных усилий давления жидкости на шестерни, как это показано на рнс. ИЗ, что уменьшает трение и облегчает пуск мотора под нагрузкой. [c.239]

К нагрузочной способности валковых опор прокатных станов предъявляются достаточно высокие требования [20], [21]. Подшипники в этих опорах должны воспринимать большие радиальные нагрузки от давления металла на валки, достигающие на наиболее мощных современных листовых станах 120—160 МН при широкой амплитуде динамических колебаний. При этом необходимо учитывать, что в радиальном направлении габаритные размеры валковых опор (рис. 47), определяющие нагрузочную способность подшипника, крайне ограничены наружный диаметр подшипника О определяется по диаметру бочки валка с учетом ее максимальной перешлифовки в процессе эксплуатации (обычно принимают = >стт/1,1) а величина (где — [c.473]

При изменении е от максимального значения до минимального сопротивление истечения меняется в 2,5 раза. Примером применения дросселя этого типа служит подшипник с внутренним дросселированием (рис, 29, е), содержащий приемные I... 4 и несущие Г. ..4 карманы. Каждый приемный карман соединен с диаметрально противоположным несущим карманом. Масло подается в кольцевую проточку 5 подшипника и через зазор поступает в приемные карманы 1... 4. Кольцевой зазор на угле ф каждого приемного кармана служит щелевым дросселем для несущих карманов. Величина щели h устанавливается автоматически при включении насоса, что обеспечивает простоту наладки. При смещении вала в радиальном направлении высота щели будет разной у разных карманов. При этом происходит большее изменение давления масла в несущих карманах, чем в случае применения дросселей с постоянным сопротивлением, и несущая способность, а также жесткость масляного слоя (до величины смещения вала, равного половине зазора в подшипнике) возрастают. [c.60]

Расчет радиальных подшипников. Обоснованных методов расчета подщип-ников, работающих при режиме полужидкостного или полусухого трения, не существует, В этих случаях подшипники не рассчитываются, а проверяются по максимальному удельному давлению Рлакс при этом должно быть Р [c.265]

Расчеты показывают, что в существующих корпусах свыше 50% всей нагрузки на подшипники воспринимает один шарик или ролик, расположенный в данный момент на линии действия нагрузки. Такое резко неравномерное распределение нагрузки на тела качения приводит к чрезмерному повышению контактных напряжений и преждевременному выходу подшипников из строя. На долговечнесть (срок службы) подшипников влияет усталостное выкрашивание рабочих элементов подшипников, которое зависит главным образом от величины контактных напряжений. Пользуясь формулами, приведенными в справочной литературе, можно определить радиальное давление на наиболее нагруженное тело качения, а также максимальные напряжения на контактной площадке тел качения. [c.419]

На рис. 5.26 показана выемная часть насоса первого контура перед установкой в испытательный стенд. Малозаглубленный насос второго контура (рис. 5.27) устанавливается на каждой петле в бак 14. В баке расположена двухзаходная, сваренная из двух половин улитка 16. Для разогрева бака перед заполнением его натрием до температуры 250 °С и автоматического ее поддержания в диапазоне 200—250 С на поверхности бака предусмотрены электронагреватели мощностью 54 кВт. В насосе второго контура Б максимальной степени использованы те же узлы, что и в насосе первого контура. К ним относятся уплотнение вала 5,. стояночное уплотнение 4, верхний радиально-осевой подшипник 6, соединительная муфта 7. Нижний гидростатический подшипник повторяет конструкцию ГСП насоса первого контура, но имеет меньший диаметр (350 мм). Протечки натрия через ГСП до 180 м /ч сливаются из бака по патрубку 2 в буферную емкость реактора. Давление газа в насосе второго контура больше, чем в насосе первого контура, и равно 0,2 МПа. Поэтому его проточная часть, несмотря на малое заглубление, максимально упрощена, имеет колесо 15 одностороннего осевого всасывания и двухпоточ- [c.171]

Для испытания подшипников скольжения из новых материалов во Всесоюзном научно-исследовательском институте электротермического оборудования была разработана установка со следующими техническими данными температура в зоне трения от 20 до 500° С рабочее давление в камере от 760 до 1 -Ю- мм рт. ст. диаметр вала от 20 до 40 мм числа оборотов вала 12, 36, 48, 108, 145, 435 об1мин окружная скорость от 0,012 до 0,91 м сек радиальная нагрузка на подшипник от 3 до 200 kF] максимальная удельная нагрузка 33 kFI m . [c.9]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...