Теория смазки подшипника

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]

Создавая гидродинамическую теорию смазки подшипников, Н. П. Петров (1883) получил следующую общую формулу [c.310]

В гидродинамической теории смазки подшипников скольжения при действии на цапфу постоянной нагрузки неизменного направления обычно возникают два рода задач. Первая задача — статическая — состоит в нахождении стационарного взаимного положения центров цапф и подшипника при различных параметрах нагрузки. [c.93]

ТЕОРИЯ СМАЗКИ ПОДШИПНИКА ОГРАНИЧЕННОЙ ДЛИ НЫ ПРИ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ НАГРУЗКЕ [c.24]

ТЕОРИЯ СМАЗКИ ПОДШИПНИКА ОГРАНИЧЕННОЙ ДЛИНЫ [c.25]

При современном состоянии гидродинамической теории смазки подшипников решаются гораздо более сложные задачи, связанные с учетом конечности ширины подшипника, нарушающей плоский характер движения смазки в зазоре между валом и подушкой подшипника, неполным заполнением зазора смазкой, влиянием конвективных ускорений и т. п. [c.417]

Значительный практический интерес представляет рассмотрение вращательных движений цилиндра к цилиндре и сферы в сфере, когда малый зазор между ними заполнен вязкой жидкостью. Эти движения лежат в основе гидродинамической теории смазки подшипников, основоположником которой по праву считается знаменитый русский ученый и инженер Н. П. Петров. Рассмотрение этой теории, однако, представляет самостоятельный интерес и не может пайти место в настоящем курсе. 1 [c.503]

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

ТЕОРИЯ СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ [c.412]

Теория смазки подшипников [c.413]

Теория смазки подшипников 415 [c.415]

Величины е и X имеют важное значение в теории смазки подшипника. Величина х может изменяться в пределах от нуля до единицы. При х = О получается, как далее будет видно, максимальный коэффициент жидкостного трения, а при х = — сухое трение. [c.415]

Теория Смазки подшипников 417 [c.417]

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]

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]

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]

Гидродинамическая теория смазки позволяет определить несущую способность масляного клина в зазоре с жесткими стенками, например, в подшипниках скольжения (см. 18.5). Применить эту теорию для объяснения процессов смазки зубчатых передач оказалось невозможно, прежде всего из-за того, что в контакте зубчатых передач возникают очень высокие давления. Величина этих давлений зависит не только от внешней нагрузки и геометрических размеров контактирующих поверхностей, но и от упругих свойств этих поверхностей. Это вынуждает при рассмотрении процессов смазки зубчатого зацепления учитывать как гидродинамические эффекты, происходящие в контакте, так и упругие деформации контактирующих поверхностей. Задача осложняется еще и тем, что эти процессы оказываются взаимозависимыми. [c.147]

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]

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]

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]

Расчет подшипников. Как указывалось выше, большинство подшипников скольжения работает в условиях несовершенной смазки. Ввиду отсутствия теории расчета при режиме несовершенной смазки подшипники рассчитывают условно [c.315]

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]

ОСНОВЫ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ ТРЕНИЯ И СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ [c.404]

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]

Практический учет силовых деформаций рабочих поверхностей подшипников стал впервые производиться для упорных подшипников с отдельными подушками. В последнее время разработана контактно-гидродинамическая теория смазки, приложение которой к подшипникам имеет основное значение для вкладышей из неметаллических материалов. [c.70]

В результате при дальнейшем уменьшении z коэффициент и сила трения будут возрастать и, следовательно, кривая, изображающая зависимость / от 2, будет иметь форму, изображенную на рис. 44 и обнаруживающую существование минимума трения. Этот минимум соответствует определенному значению 2 = zn, зависящему от гладкости поверхностей вала и подшипника. Чем лучше они обработаны, тем меньше значение 2о и тем ниже значение минимального коэффициента трения. Однако в области этого минимума трение в подшипнике уже не определяется гидродинамической теорией смазки — наступает полужидкостное трение. [c.99]

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]

Мировую известность получили работы Н. П. Петрова по теории смазки подшипников. Над проблемой смазки работали Н. Е. Жуковский и С. А. Чаплыгин, математически разработавшие вопрос о теории смазочного слоя (за границей над гидродинамической теорией смазки работали О. Рейнольдс, А. Кингсбери, Герси и др.). [c.19]

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]

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]

Правильные геометрические формы подшипников качения позволили точное рассмотрение механики подигипников. Разработан подбор и расчет подшипников на ЭВМ. Успешно применяется контактно-гидро/шьгамическан теория смазки. Проведены работы по оптимизащш про( )иля подшипников качения. Большие работы проводят по повышению быстроходности [c.487]

Уплотнение вала (рис. VIII.6) состоит из закрепленных винтами на валу турбины разрезных колец 1 и 11, у которых контактные поверхности облицованы нержавеющей сталью 1Х18Н9Т, и расположенных между ними резиновых мембранных колец 3, укрепленных на корпусе 4 посредством промежуточного 12 и зажимного 2 колец. В пространство между мембранами по трубе 5 подводится вода под давлением, превышающим давление в проточном тракте турбины. При этом резиновые кольца прижимаются к контактным поверхностям и препятствуют поступлению воды внутрь капсулы. Охлаждение и смазка контактных поверхностей происходит за счет протечек в уплотнении, которые отводятся в капсулу и далее в дренаж гидростанции. При длительных остановках уплотнение запирается , что достигается подачей воздуха по трубке 8 в резиновый кольцевой шланг 9, который, раздуваясь, прижимается к опорной поверхности кольца 6. Укреплен шланг прижимными кольцами 7 и 10. Зазор в горизонтальном подшипнике определяется методами, известными из теории смазки для ходовых посадок [65]. [c.218]

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]

Теория расчета подшипников с воздушной смазкой отличается необходимостью учета сжимаемости воздуха. Разработана теория аэродинамических подшипников бесконечной длины (плоская задача). Ищутся решения пространственной задачи, по которой имеются только приближенные методы. В последнее время существенно продвинута теория и экспериментальные исследования неустойчивости двиишния вала в аэродинамических подшипниках. [c.70]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...