Смазка подшипников скольжения в гидродинамическая 2. 331 - Давление

Самый благоприятный режим работы подшипника скольжения — при жидкостном трении, которое обеспечивает износостойкость, сопротивление заеданию вала и высокий к. п. д. подшипника. Для создания этого трения в масляном слое должно быть гидродинамическое (создаваемое вращением вала) или гидростатическое (от насоса) избыточное давление. Для получения жидкостного трения обычно применяют подшипники с гидродинамической смазкой, сущность которой в следующем. Вал при вращении под действием внешних сил занимает в подшипнике эксцентричное положение (рис. 17.1, я) и увлекает масло в зазор между ним и подшипником. В образовавшемся масляном клине создается гидродинамическое давление, обеспечивающее в подшипнике жидкостное трение. Эпюра распределения гидродинамического давления в подшипнике по окружности показана на рис. 17.1, а, по длине — на рис. 17.1,6. Так как конструкция подшипников с гидростатическим давлением сложнее конструкции подшипников с гидродинамическим давлением, то их применяют преимущественно для тяжелых тихоходных валов и других деталей и узлов машин (например, тяжелых шаровых мельниц, больших телескопов и т. п.). [c.289]

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]

Как указывалось выше, при жидкостной смазке поверхности цапфы и подшипника разделены устойчивым масляны.м слоем. Поэтому цапфа и вкладыш практически не изнашиваются. Это самый благоприятный режим работы подшипников скольжения. Для создания жидкостной смазки необходимо, чтобы в масляном слое возникало избыточное давление или от вращения вала (гидродинамическое), или от насоса (гидростатическое). Чаще применяют подшипники с гидродинамической смазкой (рис. 3.151), сущность которой в следующем. Вал при своем вращении увлекает масло в клиновый зазор 3 между цапфой 2 и вкладышем 1 и создает избыточное гидродинамическое давление (см, эпюру давлений в масляном слое), обеспечивающее всплытие цапфы. [c.414]

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]

Подшипник можно рассматривать как деталь машины, в которой нагрузка передается через два элемента, двигающихся друг относительно друга. При их скольжении возникает трение и износ, и главной задачей при создании подшипников является снижение до минимума трения и износа. Для этого между трущимися поверхностями создается под давлением разделительный слой масла или другой жидкости, получившей название гидростатической смазки. Существуют подшипники с гидродинамической смазкой, в которых сопротивление внутреннему трению в [c.385]

Гидродинамическая теория смазки, разработанная применительно к подшипникам скольжения, может быть использована также и при определении работоспособности подшипников качения для заданных условий эксплуатации (нагрузка, частота вращения, характеристика смазки). Как видно из проведенной на рис. 29 эпюры распределения давлений, смазка при вращении шипа во втулке увлекается в сужающийся зазор, образуя там несущую масляную пленку. Место расположения минимального зазора ко несколько смещено относительно направления действия нагрузки Q. В соответствии с гидродинамической теорией смазки предполагается, что в этом зазоре вязкость и плотность смазки не изменяются, а шип и втулка не имеют упругих деформаций, поскольку в данном случае давления вследствие большой площади несущих поверхностей относительно невелики. Грузоподъемность (Я) гидродинамического подшипника скольжения [c.438]

Для посадок с зазорами можно ориентироваться на закономерности, полученные для гидродинамических подшипников скольжения. Тогда при постоянных (вязкость смазки), и (скорость вращения), рк (давление на поверхностях контакта) и (111 ( —длина подшипника) в соотношении (1.48) получаем [c.37]

Рис. 5.11. К обоснованию выбора посадки в соединении цапфы вала с вкладышем гидродинамического подшипника скольжения (СП) а — вал неподвижен б — вал вращается с угловой скоростью, большей критической (м>ю р) У — вкладыш — цапфа S — смазка 4 — эпюра давлений в смазочном слое

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]

В точных станках и в тяжелых станках с малым числом оборотов, когда трудно ожидать образования масляного клина из-за гидродинамического эффекта, находят применение гидростатические подшипники скольжения, в которых жидкостное трение и гарантированный для этого слой смазки создаются путем подачи масла под давлением в зазор менаду валом и вкладышем специальным насосом. Наибольшее распространение получает гидростатический подшипник (рис. 27) с подводом масла через дроссель трения и отводом масла в осевом и тангенциальном направлениях [72]. Дроссели обеспечивают поступление в каналы определенного количества масла. [c.44]

Подшипники скольжения, применяемые в качестве опор шпинделей, бывают нерегулируемые (применяют редко, при практически полном отсутствии износа в течение длительного срока эксплуатации), с радиальным, осевым регулированием зазора, гидростатические (у которых предусматривают подвод масла под значительным давлением в несколько карманов и вытеснение через зазор между шейкой шпинделя и подшипником), гидродинамические и с воздушной смазкой, [c.37]

Скольжение при вращательном движении. В машиностроении очень широко распространено вращательное движение деталей и связанное с ним трение скольжения при вращении. Примером такого трения может служить трение вала в подшипнике скольжения. Теоретически вращающийся вал не должен непосредственно соприкасаться с подшипниками, т. е. должна быть обеспечена гидродинамическая смазка (жидкостное трение). Фактором, благоприятствующим жидкостному трению в подшипниках скольжения, является насосное действие быстро вращающихся валов, обусловливающее очень высокЬе давление смазки в подшипнике. Поэтому для надежной работы подшипника очень важно не снизить насосное действие вала неправильным расположением масляных канавок или их выполнением (острые кромки соскабливают масляную пленку). Влияние вязкости масла на работу подшипников скольжения в сравнении с влиянием подъемной силы масляного клина очень мало. Это мнение в последнее время начало широко распространяться среди автомобилистов. Теперь в качестве смазочных масел для автомобильных двигателей вместо высоковязких масел 5АЕ 50 и 5АЕ 40 применяют менее вязкие масла 5АЕ 30 и ЗЛЕ 20. Все чаще переходят на использование еще менее вязкого масла ЗЛЕ 10 Этим достигается значительное снижение потерь на трение и, следовательно, улучшается экономичность двигателей. [c.193]

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]

Для более равномерного распределения контурного давления на подпятнике рабочая поверхность его изготовляется из отдельных секций [114]. Для создания гидродинамической смазки в упорном подшипнике рабочие поверхности секций наклонены под небольшим углом по отношению к направлению скольжения. Сами секции могут упруго скрепляться с жестким основанием (рис. 4,а) или соединяться с ним с помощью шарниров (рис. 4,6, в). В некоторых конструкциях секции опираются на основание через специальную опору скольжения (рис. 4,г). [c.183]

Примечания 1. При смазке подшипников скольжения рабочих машин применяются преимущественно индустриальные масла. При выборе смазочных масел руководствуются следующим а) марка масла выбирается по требуемой вязкости при рабочей температуре масла б) при большой окружной скорости дапфы и малом давлении следует применять менее вязкое масло в) требуемая вязкость масла в подшипнике жидкостного трения определяется в соответствии с условиями гидродинамической теории трения г) с возрастанием вязкости ухудшается подвижность масла, что затрудняет его цир ляыию и проникновение в малые зазоры подшипника. 2. В таблице приведены наиболее употребительные масла из большого числа моторных, индустриальных, турбинных, трансмиссионных, автотракторных, авиадионных, компрессорных и др., технические условия на которые приведены в соответствующих ГОСТах. [c.315]

В бабке шлифовального круга 8, представляющей собой чугунную отливку с ребрами на нижней плоскости, устанавливаются две обоймы, в которых монтируется на двух пятивкладышных гидродинамических подшипниках скольжения типа ЛОН-34 шпиндель 5 шлифовального круга 16. Подшипники смазываются централизованно индустриальным маслом под давлением 0,1—0,3 атм. В случае отсутствия смазки в подшипниках станок по команде от реле давления смазки автоматически выключается. В передней обойме установлен двухрядный упорный шариковый подшипник в сферических шайбах, предназначенных для компенсации неперпендикулярности оси вращения шпинделя к торцам обоймы. Планшайба с набранными на нее шлифовальными кругами 16 закрепляется на двух втулках шпинделя (конической и цилиндрической) и может сниматься и одеваться на шпиндель без съема обоймы с подшипниками. [c.224]

Гидродинамическая теория жидкостного трения доказывает, что масляный слой в этом случае (рис. 49,а) может воспринимать внешнюю нагрузку, так как в нем возникает гидродинамическсе давление р. Эта способность воспринимать нагрузку будет тем большей, чем выше относительная скорость скольжения, больше вязкость смазки, больше длина зазора I. На нагрузочную способность подшипника влияет также взаимное расположение двух поверхностей (угол а и минимальный зазор В подшипниках скольжения клиновой зазор получается за счёт разности в радиусах шейки вала и подшипника (рис. 49,6), поэтому здесь также создаются условия для гидродинамического трения. [c.94]

О. Рейнольдс впервые получил дифференциальное уравнение, связывающее давление в смазочном слое с его толщиной, вязкостью и скоростью движения поверхности трения, и дал решение для некоторых частных случаев. Задачей течения жидкости в смазочном слое занимались такие видные ученые, как А. Зоммерфельд, Н.Е. Жуковский, С.А. Чаплыгин. Так родилась гидродинамическая теория смазки, основателями которой являются Петров, Тауэр, Рейнольдс [9]. В дальнейшем значительный вклад в развитие этой теории для подшипников скольжения в России внес М.В. Коровчинский [20]. [c.189]

К середине XX века было установлено, что во многих смазанных тяжело нагруженных или неприработанных узлах трения при контакте неконформных или легкодеформируемых тел (в зубчатых или цепных передачах, в подшипниках качения, в полимерных или тяжело нагруженных подшипниках скольжения, при обработке металлов давлением) при определенных условиях наблюдается жидкостная смазка, хотя толщина смазочного слоя, рассчитанная по уравнению Рейнольдса, не превышала суммарной высоты неровностей контактирующих тел. Это препятствовало корректному расчету таких узлов трения. Эластогидродинамическая (ЭГД) теория смазки позволила распространить классическую гидродинамическую теорию смазки на условия контакта, при которых реализуются высокие давления, вызывающие упругие деформации контактирующих тел и увеличивающие вязкость смазочного материала в пленке жидкости, разделяющей эти тела. ЭГД-теория смазки учитывает эти явления и адекватно описывает процесс смазки тяжело нагруженных узлов трения либо узлов трения с легко деформируемыми деталями [30, [c.210]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...