Расчет потерь на трение в подшипниках

Расчет потерь на трение в подшипниках [c.55]

РАСЧЕТ ПОТЕРЬ НА ТРЕНИЕ В ПОДШИПНИКАХ [c.432]

При приближенном расчете, если пренебречь потерями на трение в подшипниках и на ободьях колес, нормальная сила нажатия Р" может быть вычислена из следующего соотношения [c.92]

Силовой анализ зубчатых механизмов с параллельными осями аналогичен рассмотренному нами в предыдущем параграфе расчету фрикционной передачи. Однако в данном случае требуется, в дополнение к потерям на трение в подшипниках, учитывать еще [c.97]

После силового расчета механизма при идеальных условиях можно перейти к определению потерь на трение в подшипниках и зацеплениях. Для этой цели необходимо знать величины радиусов внутренних поверхностей подшипников. Обозначим радиус подшипников первого вала чере> Гщ, второго через г 2 и третьего [c.104]

Силовой расчет звена 1 мы также рассматривать не будем, ибо с решением такой задачи мы уже знакомы. Не будем мы определять и величины потерь на трение в подшипниках, но остановимся на особенностях определения потерь на трение в зацеплениях Так кан [c.108]

При проектировании систем жидкой смазки приходится определять потери на трение в зубчатых и червячных передачах, потери на трение в подшипниках скольжения и качения, расход и вязкость масла, число смазочных систем и распределять обслуживаемые механизмы между этими системами, выбирать смазочное оборудование для систем, производить поверочные расчеты маслоохладителей, фильтров, воздушных колпаков, паровых змеевиков для подогрева масла в резервуарах и гидравлических потерь в системе, производить расчет вновь проектируемых маслоохладителей и др. [c.85]

Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения производится по формуле [c.193]

К.п.д. зубчатых передач. Потери мощности в зубчатых передачах складываются из потерь на трение в зацеплении, на трение в подшипниках и гидравлических потерь на взбалтывание и разбрызгивание масла (закрытые передачи). Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи, они зависят от точности изготовления, способа смазывания, шероховатости рабочих поверхностей, скорости колес, свойств смазочных материалов и числа зубьев колес. С увеличением числа зубьев к.п.д. передачи возрастает. При передаче неполной мощности к.п.д. передачи снижается. Для выполнения расчетов можно использовать табл. 8.3. [c.122]

Методика расчета обычных подшипников скольжения, работающих в условиях жидкостного трения, приводится в литературе [7]. По этой методике определяются тепловыделение и расход масла для всего подшипника с учетом потерь на трение в ненагружен-ной зоне подшипника. [c.87]

К. п. Д. реальных звеньев может в большей или меньшей степени отклоняться от приведенных средних значений. Например, если диаметр зубчатого колеса и подшипника близки друг к другу, то к. п. д. подшипника резко падает. В таких случаях необходим обстоятельный расчет потерь на трение. [c.131]

Потери на трение в само-смазывающемся подшипнике значительно выше, чем в подшипнике, смазываемом минеральным маслом. Расчеты показывают, что при смазывании маслом момент трения подшипника снижается примерно на 30—50%. Для радиально-упорных самосмазывающихся подшипников в диапазоне частот вращения от нуля до 16 000 об/мин момент трения (гс-см) определяется по формулам [c.202]

Производя аналогичный расчет для подшипников вала 2, можно определить возникающие в них реакции и потери на трение. После этого следует вычислить величину момента двигателя, приводящего в движение вал 1. Эта величина получается в результате сложения величин момента Мх, определяемого равенством (5.17), моментов трения в подшипниках вала 1 и приведенного к валу 1 момента от сил трения в подшипниках вала 2. Это приведение осуществляется при помощи равенства мощностей приведенной и приводимой силы. Если суммарный момент трения на валу 2 равен М,, то при приведении его к валу / мы получим [c.96]

Имея 1 р, трение в шариковых и роликовых подшипниках можно учитывать по схеме расчета трения в подшипниках скольжения. Но заметим, что приведенный коэффициент трения / р в подшипнике качения всегда значительно ниже коэффициента трения подшипника скользящего трения. Он выражается, как правило, в тысячных долях единицы и почти совершенно не зависит от скорости, между тем как — коэффициент скользящего трения в сильной степени зависит от скорости. Так, при трогании с места последний принимает значения порядка 0,1—0,15, а на больших скоростях опускается до значений 0,02—0,05 (см. п. 40). Поэтому в машинах, работающих с остановками и требующих частого включения, применение подшипников качения становится весьма рентабельным. Их также выгодно применять в машинах, работающих при высоком числе оборотов, так как подшипники трения скольжения при большом числе оборотов требуют искусственного охлаждения, а подшипники качения, в силу незначительных потерь в них, нагреваются мало. [c.390]

В связи с тем, что гидродинамическая смазка обеспечивает малый износ и небольшие потери на трение (коэффициент трения 0,001—0,01), элементы гидравлических механизмов и особенно подшипники должны конструироваться с расчетом на полное использование преимуществ гидродинамической смазки. [c.64]

При вращении деталей подшипников качения в местах контактов всегда возникает трение. Анализ кинематики и динамики подшипников качения показывает, что в подшипниках существует как трение качения, так и трение скольжения. Каждая составляющая общих потерь на трение сложным образом зависит от условий эксплуатации (частоты вращения, нагрузки, температурного режима и смазки) и конструктивного исполнения, определяющего контактные взаимодействия. Поэтому точный расчет составляющих можно выполнить при условии накопления достаточного экспериментального материала. [c.55]

Для характеристики реологических свойств пластичных смазок в состоянии необратимой деформации, в частности при сравнительной оценке энергетических потерь на внутреннее трение в подшипнике при установившемся режиме работы и для расчетов условий прокачки смазок по трубопроводам и шлангам (например, при заправке) используют показатель эффективной вязкости Г эф. [c.19]

Современные методы обработки зубчатых колес (шлифование, шевингование и др.) дают возможность получить очень высокое значение к. п. д. При практических расчетах можно пользоваться следующими данными для колес с прямыми зубьями при шлифованных зубьях т] = 0,99 при зубьях, нарезанных с высокой точностью, т) = 0,985 0,98 при менее точно нарезанных зубьях т) = 0,98 ч- 0,975. Если при нарезании зубчатого венца допущены ошибки, то к. п. д. может значительно отклониться от указанных значений вследствие, например, шабрящего действия головки зубьев и других причин. К- п. д. косозубых передач без учета потерь в подшипниках можно принимать 0,975—0,97. В случае сложных механизмов, составленных из зубчатых колес при последовательном, параллельном или смешанном соединении их,- при вычислении к. п. д. следует пользоваться общими формулами, выведенными в 22.5, учитывая потерю мощности на трение не только при скольжении зубьев, но и на трение в опорах. [c.472]

Среднее значение к. п. д. для токарно-винторезных станков -П = 0,8 -i- 0,9. Среднее значение к. п. д. кинематической пары зубчатой передачи равно т) = 0,98 червячной пары т)ч = = 0,75 0,96 ременной передачи г р, = 0,98 подшипников качения х п.к = 0,995 подшипников скольжения = 0,97 трущихся плоских поверхностей Цпл.п = 0,85 0,9. Вышеперечисленные потери на трение необходимо учитывать при расчетах мощности, так как они составляют значительную долю потери энергии в передачах станка. [c.93]

Расчет подшипника осуществляется итерационным методом, в ходе которого при заданной конструкции и условиях работы определяется положение вала в подшипнике. Для этого положения рассчитываются расход смазочного материала, потери на трение и из уравнения теплового баланса определяется расчетная температура Эдф и вязкость смазочного [c.198]

Критерии оценки работоспособности. Общий алгоритм выбора параметров нестационарно-нагруженных подшипников состоит в проведении последовательных расчетов до удовлетворения требований по критической толщине смазочного слоя, предельной температуре, потерям на трение. Для того чтобы иметь представление о рабочих характеристиках подшипника, определяется его портрет , состоящий в расчете минимальной толщины смазочного слоя и максимальной температуры в зависимости от зазоров и температуры на входе в подшипник. Эти результаты позволяют оценить работоспособность подшипника при [c.206]

Правильное определение основных рабочих характеристик подшипников скольжения (грузоподъемности, потерь на трение и необходимого количества смазки с возможно более полным и точным соответствием физическому процессу течения смазки) во многом обеспечивает надежность и долговечность проектируемого опорного узла при его эксплуатации в режиме жидкостного гидродинамического трения. Область применения предлагаемой методики расчета представлена в табл. I. Также приведены материалы подшипников, средние значения удельных нагрузок Рт на подшипник, окружных скоростей и и геометрические характеристики относи-I , Д [c.3]

Касательная сила тяги будет несколько меньше индикаторной силы тяги Рг, ввиду ТОГО, ЧТО при передаче последней на обод колеса будут иметь место потери на трение поршня о стенки цилиндра, ползуна о параллели, скалки в сальнике, пальцев в подшипниках и т. д. Эти потери при расчетах обычно учитываются механическим коэффициентом полезного действия машины т]м. [c.161]

Но они имеют и некоторые преимущества бесшумны, заменяются без снятия муфт, для больших диаметров обходятся дешевле, в условиях жидкостного трения подшипники скольжения имеют ничтожный износ и потери иа трение в них весьма малы. Поэтому применение их целесообразно в быстроходных передачах, работающих длительное время без перерыва, например п турбинных редукторах. Расчет и конструирование подшипников жидкостного трения производятся на основе гидродинамической теории смазки, излагаемой в специальных главах курса деталей магнии (см., например, [6] или [П I) здесь этот расчет не приводится. [c.183]

Необходимость введения коэффициента / вызвана следующим. Внутри центробежного груза часто расположены подшипники, уменьшающие потери на трение (например, см. рис. 29, в). Очертания груза обычно отклоняются от шаровой формы, так как при конструировании приходится снабжать грузы различными проточками, выступами и т. д. Поэтому фактическая масса центробежного груза отличается от массы, вычисленной по формуле для определения массы сплошного шара (например, на рис. 29, в / < 1, у остальных толкателей на рис. 29 / = 1). Рекомендации по выбору / даны выше. В начале расчета обычно неизвестны форма, число и конструкция подшипников грузов, неизвестна и точная конфигурация центробежного груза. Поэтому сначала, на основании выполненных ранее аналогичных конструкций и опыта проектирования, приходится задаваться коэффициентом / заполнения формы, а затем, после первого уточнения конструкции толкателя, повторно рассчитать его, если коэффициент существенно отличался от фактического значения. [c.90]

Силовой анализ зубчатых механизмов мы будем производить сначала, пренебрегая трением в зацеплениях и подшипниках. После определения реакций в кинематических парах мы определим потери в них на трение, что позволит вычислить величину к. п. д. механизма. Если необходимы более точные результаты, надо повторить силовой расчет, воспользовавшись результатами первого, но уже приняв во внимание и трение. [c.100]

Гидростатические направляющие в противоположность гидростатическим радиальным подшипникам имеют малые потери мощности на трение так как в направляющих скорости скольжения относительно малы, то направляющие могут иметь широкие перемычки, а используемое масло может быть вязким. Гидростатические направляющие обеспечивают даже при самых низких скоростях равномерное (без скачков) движение. Эти направляющие не подвержены износу, а поэтому они долго сохраняют первоначальную точность. Для повышения жесткости гидростатические направляющие изготовляют замкнутыми (с планками). В таких направляющих существует строгая взаимосвязь между внешней нагрузкой, давлением в карманах основных и дополнительных направляющих, что усложняет расчет. [c.97]

Трение в смазке. При наличии смазки возникают дополнительные потери энергии, зависящие от вязкости масла и физических его характеристик, от давления и относительной скорости потока смазки, от теплового режима и конструктивных особенностей подшипникового узла. Однако достоверных теоретических расчетов в этой области еще нет. При оценке потерь в смазке или иной среде, окружающей подшипник, необходимо иметь в виду влияние сорта смазки и метода ее подачи на остальные виды потерь энергии в подшипнике (для выбора оптимального варианта). [c.63]

При работе домкрата между головкой винта и чашкой возникает трение. Для уменьшения потерь по кольцевой поверхности уменьшают радиус опорной поверхности чашки либо устанавливают упорный подшипник (рис. 9.2, д). Полное вывинчивание винта из гайки ограничивается торцовой шайбой. Стопорение гайки в корпусе от проворачивания моментом трения винтовой пары осуществляется стопорным винтом. Высота корпуса домкрата принимается с таким расчетом, чтобы полностью опущенный винт не упирался в основание домкрата либо в фундамент. Конструкция пресса приведена на рис. 9.3. [c.237]

Существенно выше потери на трение в подшипниках полусухого трения, использующих перекачиваемую жидкость. Эти потери должны учитываться при расчете охлаждаюшего тракта. Однако в настоящее время надежное определение их возможно только экспериментальным путем. В процессе эксплуатации в подшипниках с механическим контактом поверхностей потери на трение изменяются, что также должно учитываться при расчете отвода тепла от подшипника. Резкое изменение потерь на трение вызывает нагрев охлаждающей жидкости, гекущей через подшипник, что является признаком повреждения опор. [c.82]

Для расчета мощности, потер-1Нной на трение в подшипниках качения, можно пользоваться формулой (83.7), принимая в ней / = 0,001-н-0,0015 для шариковых и цилиндрических роликовых подшипников, / = 0,002 ч-0,0025 — для радиальных подшипников качения всех других типов дня упорных шарикоподшипников /.5 0,003. В действительности коэфициент / для опор качания зависит от большого числа факторов, а не только от типа подшипника однако применение при расчете смазочной системы станка суитествующих — нередко очень громоздких — формул, связывающих / с влияющими фактора.ми, не оправдывается общей точностью этого расчета. [c.714]

Для проверочного прямого расчета подшипника в качестве исходных данных задаются его геометрические размеры d. А, Rz, I, L, Q температурновязкостная зависимость смазки х(0. т. е. сорт смазки режим нагрузки Р, ш. Цель расчета — установить режим трения в подшипнике путем сравнения толщины смазочного слоя кшп и йкр. По исходным данным определяют коэффициент нагруженности g и соответствующий ему относительный эксцентриситет X для нескольких предполагаемых значений средних температур смазочного слоя t,n. При полученных значениях % определяют коэффициенты потерь на трение f l и расхода смазки q. Условие теплового равновесия Ар — =Aq- -Ao позволяет определить искомое значение %, а вместе с ним остальные характеристики /imm, /7"ф, 9- [c.58]

При струйной смазке значение фр найденное по формуле (2.47), надо умножить на коэффищ1ент 0,7. Ориентировочные значения <)/ одноступенчатых зубчатых передач приведены в табл. 2.1. Эти данные, так же как и результаты расчетов по вышеприведенным формулам, не относятся к передачам, у которых передаваемая нагрузка значительно меньше расчетной. С уменьшением нагрузки растет /, поскольку потери холостого хода (затраты энергии на размешивание масла, преодоление сил трения в подшипниках, обусловленных массой зубчатых колес и валов, потери в уплотнениях и др.) при этом остаются приблизительно постоянными. [c.26]

Потери в центробежном толкателе, вызывающие нагрев механической части толкателя, создаются трением в подшипниках вилок, трением вращающихся элементов о воздух и трением в уплотнениях подшипниковых узлов. Все эти потери увеличиваются с повышением скорости и имеют максимальное значение при работе толкателя с установившейся скоростью. В то же время двигатель толкателя в период установившегося движения работает с меньшей мощностью, чем в период разгона и поэтому двигатель нагревается сильнее при частых пусках. В связи с указанным, тепловой расчет механической части и двигателя должен производиться раздельно для разных условий работы. Температура ко])-пуса толкателя определяется с учетом имеющихся потерь на трение по известным метоликам теплового расчета редукторов. Для предупреждения вытекания смазки из подшипников толкателя максимальная температура нагрева механической части толкателя не должна превышать 90° С. Обычно у толкателей ЭМТ-2 наиболее нагретым (а следовательно, и определяющим режим работы) является подшипник чашки у двигателя. [c.122]

В результате расчета гидростатодинамических подшипников определяются несущая способность подшипника, расход смазочного материала, жесткость подшипника, потери на трение и тепловой режим. Затем проводится оценка полученных параметров по критериям для стационарно-нагруженных гидродинамических и гидростатических подшипников. [c.210]

Длительная эксплуатация также не должна вносить погрешностей В форму и состояние поверхностей цалфы и подшипника, т.е, они должны быть износостойкими. Расчеты и практика эксплуатации подшипников показывают, что большие значения и запаса также нежелательны из-за увеличения потерь на трение жидкости и в особенности из-за повышения склонности системы вал опоры к автоколебаниям. Допустимая область работы подшипника обычно заключена в диапазоне 0.) что соответствует относительному эксцентриситету е = 0,7,..0,9. [c.255]

Теоретические основы для расчета скорости расхода за счет испарения в процессе работы в подшипнике многокомпонентных масел и пластичных смазок в настоящее время развиты недостаточно. В связи с этим в практике оценки влияния потерь массы масел и пластичных смазок за счет испарения на долговечность их работы в узлах трения прибегают к сравнительной оценке смаз1Ж и их компонентов по испаряемости в строго определенных условиях. [c.48]

Коэффициенты трения / в табл. 64 даны для оптимального режима работы передачи Ок = [стк] или озо = [сгзэ] с учетом потерь в подшипниках валов червяка и червячного колеса и в предположении, что оба вала смонтированы на подшипниках качения. Поэтому при расчете червячной пары на подшипниках качения слагаемое г] в формуле (309) можно опускать. [c.416]

Энергия потерь трения в расчете на пару подшипнико [c.24]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...