Гидродинамическая теория смазки основное уравнение

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]

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]

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

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]

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]

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

О. Рейнольдс много сделал и для развития важной технической проблемы создания подшипников с малым трением. Его имя носит опубликованное в 1886 г. основное,в гидродинамической теории смазки подшипников дифференциальное уравнение распределения давления в вязкой жидкости, заполняющей зазор между поверхностями вращающегося вала и неподвижной подушки подшипника при обильной его смазке. Строгое решение той же задачи было впоследствии, в 1904 г., дано Н. Е. Жуковским и С. А. Чаплыгиным. Развитию практических применений гидродинамической теории смазки подшипников много способствовали исследования Н. П. Петрова, А. Зоммерфельда и А, Митчелла, Крупным техническим открытием, обеспечивающим широкое применение смазки подшипников, в первую очередь в железнодорожном деле, явилось предложение Н. П. Петрова, относящееся к началу восьмидесятых годов предыдущего столетия, об использовании для этой цели нефтяных масел, вязкие свойства которых в зависимости от условий эксплуатации, в частности от температуры, были детально исследованы Н. П. Петровым, давшим в 1883 г., по-видимому, первую формулу момента сопротивления вращения цилиндрического вала в коаксиальной с ним неподвижной цилиндрической обойме и использовавшим ее в своих опытах. [c.28]

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]

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]

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]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...