Подшипники Расчет гидродинамически

Подшипники скольжения — Гидродинамический расчет 438—444 [c.760]

При этом была поставлена задача учесть давление жидкостной пленки не только на уплотняющих поясках, но и на опорных поверхностях площадок — сегментов, а также на уплотняющих поясках, расположенных в зоне всасывания. С этой целью была использована гидродинамическая теория смазки упорных подшипников. Расчет эпюры давления [c.190]

I— Эквивалентная нагрузка 1.393— 399, 400 Подшипники скольжения — Гидродинамический расчет 1.438—444 [c.643]

Для расчета гидродинамической несущей способности задают радиус цапфы вала г, длину подшипника Ь, толщину пластмассового вкладыша б, скорость скольжения V, модуль упругости первого рода материала вкладыша Е, среднюю температуру [c.167]

Расчет подшипников скольжения на основе гидродинамической теории смазки заключается в определении минимально допустимого зазора между валом и подшипником, при котором сохраняется надежное жидкостное трение. Расчет обычно производится на режиме максимальной мощности. Минимальный слой смазки в подшипнике по гидродинамической теории смазки [c.370]

Режим жидкостного трения удается получить при правильном проектировании и тщательном изготовлении подшипника. Расчет подшипников скольжения, работающих при жидкостном трении, 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 [c.320]

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]

Конструкция соприкасающихся элементов. Она определяется в общих чертах машиной, для которой предназначается соответствующая трущаяся пара, но тип подшипника (скольжения, качения), как и систему питания, охлаждения и т.д. можно выбирать при проектировании и учитывать их при расчете. Макрогеометрия поверхностей, их непрерывность или прерывистость также характерны для различных конструкций. Их выбор тесно связан и с возможным режимом смазки. С этой точки зрения различаются подшипники с гидродинамической [c.33]

В случае новых машин вязкость, необходимая для работы подшипника в гидродинамическом режиме, определяется путем расчета (см. гл. III), независимо от типа подшипника (для двигателя, турбины, компрессора, станка и т.д ). [c.335]

Поскольку условия образования несущего масляного слоя в подшипнике аналогичны гидродинамическим процессам, возникающим между плоскостью и перемещающейся под некоторым углом к пей пластиной (рис. 14.3), то в основу гидродинамического расчета радиальных подшипников может быть положено следующее уравнение Рейнольдса для плоского потока жидкости, определяющее изменение давления в нем при бесконечно большой ширине потока в направлении, перпендикулярном направлению скорости V движения пластины [c.394]

Сравним показатели гидродинамических и гидростатических подшипников. Примем те же данные, что и в предыдущем расчете гидродинамического подшипника (В = 210 мм Р = 50 кН п = = 1000 об/мин Т1 = 50 10- Па-с). [c.403]

В последние годы разработан метод расчета гидродинамических характеристик подшипников скольжения, который впервые позволяет учесть пространственное движение многоопорного вала при нестационарном нагружении. Особенность метода состоит в представлении смазочного слоя в виде системы каналов, характеристики потоков в которых подчиняются заданным соотношениям. Получена формула аппроксимации безразмерных характеристик смазочного слоя, рекомендуемая при инженерных расчетах [14]. [c.35]

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]

Указания по подбору подшипников качения. В настоящее время в СССР разработана и принята методика расчета и выбора подшипников качения по динамической и статической грузоподъемности, а также проверки предельной скорости вращения и наличия гидродинамического режима смазки подшипников. [c.439]

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]

Порядок гидродинамического расчета. При проектировании опор валов размеры dub подшипника выбирают конструктивно на основании опытных данных и в соответствии с результатами расчета вала. [c.442]

Расчет подшипников скольжения сводится в основном к определению диаметра ц и длины / цапфы вала, а следовательно, и соответствующих размеров вкладыша. Существуют два основных метода расчета а) расчет на основе гидродинамической теории трения и смазки б) условный расчет. [c.380]

Формулы (8-18) и (8-19) первоначально использовались для расчетов трения в подшипниках скольжения, пока не была разработана более точная гидродинамическая теория смазки, учитывающая эксцентричность расположения вала в подшипнике. Основы этой теории будут рассмотрены ниже. Тем не менее формулы (8-18) [и (8-19), предложенные Н. П. Петровым в 1883 г., сохраняют свое значение и в наше время, поскольку во многих конструкциях машин приходится встречаться со случаями вращения соосных цилиндров. Кроме того, эти формулы описывают предельный случай вращения вала в подшипнике при больших скоростях. [c.335]

Рнс. 26.2. К гидродинамическому расчету подшипников [c.435]

Расчет. В жидкостных опорах, учитывая вероятность металлического контакта трущихся поверхностей опор, основные размеры (диаметр цапфы, длина подшипника) определяют расчетом, аналогичным расчету опор с трением скольжения (см. 142). В гидродинамических опорах, кроме этого, расчетом определяют минимальную толщину масляного слоя, зависящую от угловой скорости вращения вала, вязкости масла и удельного давления на опору, и необходимую величину зазора между цапфой и вкладышем. В гидростатических опорах задаются числом капиллярных отверстий и, исходя из нагрузки на опору, определяют необходимое давление д смазки, величину зазора между цапфой и подшипником и расход смазки, по которому подбирают насос. [c.471]

Гидродинамический расчет подшипника жидкостного трения состоит в сравнении значения минимального расчетного зазора в средней части подшипника с крити- [c.333]

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]

Гидродинамический расчет подшипников, работающих в режиме жидкостной смазки, является основным и выполняется как [c.317]

Наиболее благоприятным режимом трения является, как отмечалось ранее, жидкостное трение, однако оно возможно лишь при условии соблюдения необходимого соответствия между нагрузкой подшипника, скоростью движения, свойствами смазочной жидкости и размерами поверхностей трения. Расчет подшипников на жидкостное трение основывается на гидродинамической теории смазки и имеет своей целью установление оптимальных соотношений между перечисленными параметрами. [c.408]

До последнего времени развитие методов расчета деталей машин на изнашивание отставало от развития методов расчета на прочность вследствие значительно большей сложности задач, особенно для тех случаев, когда трение происходит в условиях несовершенной смазки. Расчеты подшипников и подпятников скольжения для работы в условиях гидродинамической смазки, основанные на положениях теории, являются, по сун еству, расчетами на отсутствие изнашивания. [c.51]

Классические решения гидродинамической теории развиты для случаев учета зависимости вязкости смазки от температуры и давления и теплообмена с поверхностями (плоская задача), на подшипники новых типов с карманами-холодильниками и др. Приближенно рассмотрены задачи для подшипников с перекосом шейки, с отклонениями вкладыша и шейки от идеальной формы. Широко применяются для расчетов подшипников электронные счетные машины. [c.69]

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]

Наиболее полно область жидкостного трения реализуется в кинематических парах, работающих с постоянной относительной скоростью и под постоянной нагрузкой, например в подшипниках паровых и газовых турбин. В ползунах поршневых машин, имеющих мертвые точки, в подшипниках подъемных машин, работающих с остановками, практически реализуется область полужидкостного трения. Более подробно о законах жидкостного трения будет изложено в гл. X, посвященной гидродинамической теории смазки. Сейчас же заметим, что для практических расчетов в рассмотрение приходится вводить средние значения коэффициента / для области полужидкостного трения и средние значения коэффициента / для области жидкостного трения. [c.268]

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]

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

Относительный зазор ф = —-— определяется гидродинамическим расчетом в зависимости от режима работы подшипника, с учетом материала вкладыша. Так для бронзовых вкладышей ф примерно в 1,5 раза больше, чем для баббитовых. [c.313]

Для расчета упорных подшипников можно рекомендовать метод проф. М. И. Яновского, базирующийся на основных принципах гидродинамической теории смазки, но учитывающий движение масла не только в тангенциальном (окружном), но и в радиальном направлении. [c.474]

Сравним показатели гидродинамических и гидростатических подш1ПИШков. Примем те же данные, что и в предыдущем расчете гидродинамического подшипника О = 21 см, Р = 5 000 кгс, п = 1000 об/мин, -ц = 60 сП). [c.450]

Жесткость валов, вращающихся в не-самоустана вливающихся подшипниках скольжения, должна быть достаточной, чтобы обеспечить необходимую равномерность распределения давления по длине подшипников. Расчет валов и подшипников в совместной работе при рассмотрении задачи как контактной и как гидродинамической приводится в специальной литературе. Применяют также упрощенные расчеты, в которых допустимый угол упругой линии вала в опоре (в радианах) выбирают равным минимальному диаметральному зазору в подшипнике, деленному на длину подшипника. Эти расчеты не могут считаться достаточно обоснованными, так как контактные деформации и упругие углы поворота корпусов соизмеримы с зазорами в подшипниках. [c.331]

С другой стороны, уменьшение частоты вращения коленчатого вала снижает поддерживающую силу слоя масла, увлекаемого в клиновой зазор, что отрицательно влияет на работу подшипника. Расчеты, проведенные А. 3. Хомичем на основании гидродинамической теории смазки, а также экспериментальные исследования толщины масляного слоя показали, что уменьшение частоты вращения коленчатого вала с 400 до 270 об/мин приводит к небольшому снижению минимальной толщины масляного слоя в коренных подшипниках — с 17 до 12 мкм. [c.255]

При расчете неподвижных посадок подбиранзт посадку с натягом из условий при наименьшем натяге соединение должно передавать действующие нагрузки, а при наибольшем натяге — в материале соединяемых деталей не должны возникать остаточные деформации. При расчете подшипников скольжения зазор между цапфой и вкладышем подшипника определяют из расчета, основанного на гидродинамической теории смазки. Зазор в опоре должен обеспечивать полное разделение маслом трущихся поверхностей при заданном режиме работы опоры. По расчетному значению зазора подбирают стандартную посадку. [c.77]

MetonHUM материалом для расчета служит полярная диаграмма нагрузки за цикл нагружения. Для начальной точки цикла задаются некоторым вероятным положением вала в подшипнике и, зная величину и направление нагрузки, а также пpивeдei4нyю частоту вращения, определяют величину и направление гидродинамической силы. [c.360]

Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения. Наиболее распространенным типом ответственных подвижных соединений являются подшипники скольжения, работающие со смазочным материалом. Для обеспечения наибольшей долговечности необходимо, чтобы при работе в установившемся режиме износ подшипников был минимальным. Это достигается при жидкостной сма.зке, когда поверхности цапфы и вкладыша подшипника полностью разделены слоем смазочного материала. Наибольшее распространение имеют гидродинамические подшипники, в которых смазочный материал увлекается враш,ающейся цапфой в постепенно сужаю-ш,ийся (клиновой) зазор между цапфой и вкладышем подшипника, в результате чего возникает гидродинамическое давление, превышающее нагрузку на опору и стремящееся расклинить поверхности цапфы и вкладыша. При этом вал отделяется от поверхности вкладыша и смещается по направлению вращения. Когда вал находится (штриховая линия на рис. 9.5) в состоянии покоя, зазор S = D — d. При определенной частоте вращения вала (остальные факторы постоянны) создается равновесие гидродинамического давления и сил, действующих на опору. Положе1ше вала в состоянии равновесия определяется абсолютным е и относительным "/ = 2e/S эксцентриситетами. Поверхности цапфы и вкладыша подшипника при этом разделены переменным зазором, равным /i ,m в месте их наибольшего сближения и Апих = S —/гп,т на диаметрально противоположной стороне. Наименьшая толщина масляного слоя /г и, связана с относительным эксцентриситетом % зависи.мостью [c.212]

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]

Расчеты подшипников скольжения для работы в условиях граничного трения — условный расчет по допукаемым давлениям или по произведению pv, для работы в режиме жидкостного трения — гидродинамический расчет для быстроходных подшипников — тепловой расчет качения — для статически нагруженных по допускаемой статической нагрузке для вращающихся под нагрузкой — на долговечность. [c.145]

Наряду с проведением контактно-гидродинамического расчета следует использовать экспериментальные данные, а также учитывать опмт зксплуатацик близких по режимам и конструкции узлов трения. Ниже приведены дополнительные рекомендации по выбору масла для подшипников и узлов трения. Так, сорт масла выбирают в основном по его вязкости с учетом допустимой рабочей температуры. [c.296]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...