Гидродинамическая теория подшипников

Фиг. 120. Схема, поясняющая основные понятия гидродинамической теории трения и смазки при расчете цилиндрического подшипника

Величина диаметрального зазора, устанавливаемая в подшипниках в соответствии с гидродинамической теорией смазки, обычно находится в пределах (0,0007-4-0,0012) d, где d — диаметр шейки. Большие значения соответствуют меньшим диаметрам. [c.439]

Гидродинамическая теория смазки (ГТС). Теоретической основой рационального проектирования кинематических пар современных машин является гидродинамическая теория смазки, столетие которой отмечалось в 1982 г. В разработке этой теории приняли участие виднейшие отечественные и зарубежные ученые. Н. П. Петров в 1882 г. впервые предложил теорию трения в хорошо смазанных подшипниках, исходя из положения, что трение в подшипниках подчиняется законам гидродинамики. [c.228]

В заключение следует отметить, что разработанная П. Л. Капицей гидродинамическая теория смазки подшипников качения может быть распространена и на зубчатые зацепления, что придает ей универсальный характер. [c.233]

Основное уравнение гидродинамической теории трения Петрова (5.12), выведенное исходя из ньютоновского закона течения жидкостей, позволяет определить силу жидкостного трения в подшипнике скольжения в зависимости от вязкости жидкости. [c.277]

На основании гидродинамической теории смазки и экспериментальных исследований установлено, что для обеспечения работоспособности нагруженных подшипников коленчатого вала минимально допустимая вязкость при рабочей температуре составляет [c.210]

Из гидродинамической теории смазки следует, что толщина масляного слоя в самом узком месте клиновидной щели при жидкостном трении в подшипниках скольжения равна [c.508]

В настоящее время предложен метод расчета подшипников из пластмасс, основанный на приближенной контактно-гидродинамической теории смазки, устанавливающий связь между деформацией материала вкладыша, формой зазора до и после деформа- [c.159]

Опыты по смазке подшипников железнодорожных вагонов, проведенные в 1880 г., стимулировали интерес к теории смазочного действия в период бурного развития железнодорожного транспорта. Рейнольдс, в частности, математически обосновал известный из практики факт возникновения давления в опорных подшипниках. В 1886 г. он предложил ставшую впоследствии классической гидродинамическую теорию смазки. В обш ем виде уравнение Рейнольдса выглядит следу-юш им образом [c.87]

Потери трения в подшипниках. Мощность трения в подшипниках в общем случае определяется в зависимости от их конструкции специальным расчетом на основе гидродинамической теории смазки или теории потерь в подшипниках качения. В мало нагруженных опорных [c.167]

Гидродинамическая теория смазки подшипников скольжения подробно разработана отечественными и зарубежными исследователями. Ряд фундаментальных трудов виднейших ученых изве-162 [c.162]

Подшипник скольжения должен быть проверен на минимальную толщину масляного слоя кала согласно гидродинамической теории смазки. [c.63]

Из гидродинамической теории смазки следует, что относительная толщина масляного слоя находится в прямой зависимости от безразмерной величины ф — отвлеченной нагрузки подшипника. Для малых значений в технической системе мер [c.248]

Расчет смазки опорных поверхностей крейцкопфа должен производиться на основе гидродинамической теории. Как выше уже отмечалось, необходимым условием для обеспечения жидкостной (или полужидкостной) смазки является наличие клиновидной смазочной прослойки между опорными поверхностями, которая в крейцкопфах достигается путем скоса рабочих поверхностей башмаков с уклоном — 0,005. Для уменьшения утечки масла клиновые поверхности по ширине не доводятся до краев башмаков. Понятия минимальная толщина масляной прослойки или минимальная критическая толщина те же, что и для цилиндрических подшипников. [c.230]

Толщина масляного слоя зависит от ряда факторов, в том числе и от нагрузки чем тоньше слой масла между валом и подшипником, тем больше его несущая способность. Однако всегда надо выполнять основное условие жидкостного трения — не допускать уменьшения минимальной толщины масляного слоя меиее суммы высот микронеровностей на поверхности вала к и на поверхности подшипника т. е. должно быть /г [п > + /г . Из гидродинамической теории смазки следует, что толщина масляного слоя в зазоре между валом и подшипником самоустанавливается в зависимости от вязкости масла, окружной скорости вала и нагрузки на вал. Возникающие силы вязкого трения создают в слое жидкой смазки избыточное давление, которое отталкивает вал от подшипника и уравновешивает внешнее давление. [c.508]

Аналогичное явление наблюдается три движении жидкой смазки в зазоре между шипом и подшипником в подшипниках скольжения. Это обстоятельство позволило автору, используя основные положения гидродинамической теории трения и смазки, вывести ряд уравнений, устанавливающих зависимость объемной производительности краскотерочной машины, величины распорных усилий, воспринимаемых валками, и мощности, расходуемой на их вращение при продавливании пасты через зазор, от геометрических размеров валков, величины зазора между ними, чисел их оборотов и свойства обрабатываемой пасты, определяемого для данного процесса их вязкостью. [c.436]

За последние годы развития гидродинамической теории смазки шестеренчатых насосов с высокими рабочими давлениями (до 150 кг/см ) получили применение подшипники скользящего трения. [c.39]

Расчет подшипников скольжения ведется по гидродинамической теории смазки, разработанной петербургским проф. К. П. Петровым, исходя из условий жидкостного трения, когда трущиеся поверхности разделены слоем масла толщиной 0,01—0,02 мм. [c.39]

Расчет подшипника по гидродинамической теории смазки сводится к проверке режима, обеспечивающего условия жидкостного трения [6]. [c.41]

О резиновых подшипниках для гидротурбин см. работу [64], о гидродинамической теории смазки — [65]. [c.205]

Проф. Н. П. Петров первый доказал, что при определенной скорости вращения вала в подшипнике слой масла полностью отделяет трущиеся поверхности друг от друга, препятствуя их непосредственному контакту, и что поведение масла в подшипнике подчиняется законам гидравлики. Отсюда разработанная им теория жидкостной смазки получила название гидродинамической теории смазки. [c.9]

Основной частью гидродинамической теории трения является вывод формулы для определения величины трения, возникающего при работе подшипника. [c.9]

При конструировании и эксплуатации машин на основе гидродинамической теории смазки решают три основные задачи 1) определяют величину трения в трущейся паре в зависимости от основных условий ее работы 2) толщину масляного слоя, обеспечивающего жидкостную смазку 3) охлаждающее действие смазочного масла, протекающего через подшипник. [c.8]

Конструкторы, проектирующие машины и двигатели, опираясь на гидродинамическую теорию смазки, могут рассчитать и потери мощности на трение, и толщину смазочного слоя между трущимися деталями, и охлаждающее действие масла, протекающего через подшипник, тем самым они могут определить условия, при которых будет осуществляться именно жидкостная смазка как самая выгодная для машины. [c.12]

Когда подбирают масло для подшипников, то, опираясь на гидродинамическую теорию смазки, путем расчетов обосновывают выбор масла. При подборе же масла с учетом работы его и в цилиндровой группе приходится исходить только из результатов экспериментальных наблюдений, так как нет еще теории, раскрывающей сущность процессов, протекающих в зоне поршневых колец. [c.236]

Профессор Петров, исследуя движение смазочного масла в подшипнике, установил, что масло в подшипнике полностью подчиняется законам гидродинамики. Поэтому разработанную им теорию жидкостной смазки стали называть гидродинамической теорией смазки. [c.38]

Согласно гидродинамической теории смазки при жидкостной смазке сила трения в подшипнике обусловливается только вязкостью масла и не зависит ни от материала вала и подшипника, ни от состояния трущихся поверхностей. [c.41]

Среди деталей машин лучше всего удовлетворяют перечисленным выше условиям образования несущего масляного слоя подшипники скольжения, которые поэтому не случайно являются классическими деталями гидродинамической теории смазки. [c.132]

Ввиду сложности явлений в нагруженной зоне контакта деталей машин сколько-нибудь точный их расчет на жидкостное трение (кроме подшипников и направляющих скольжения) до разработки усовершенствованной гидродинамической теории смазки, учитывающей реальные условия работы тех или иных деталей, невозможен. Тем не менее классическая гидродинамическая теория и соображения, приведенные выше, позволяют качественно оценить влияние на несущую способность масляного слоя геометрических и кинематических факторов, а также параметров режима работы и свойств масла. Такая оценка должна способствовать обеспечению путем рационального конструирования и правильного выбора масла таких условий работы поверхностей трения, при которых будет больше всего шансов на максимальное приближение к режиму жидкостной смазки. [c.134]

Подшипники скольжения являются самым древним и до сего времени самым распространенным видом труш,ихся нар. Элементарные геометрические формы этих подшипников и длительный опыт их применения позволили разработать для них гидродинамическую теорию смазки ранее, чем для других видов трущихся пар. [c.193]

Это может быть выполнено только путем расчета или эксперимента на натурных подшипниках. Неправильно было бы пользоваться табличными рекомендациями вязкости и марок масел для подшипников скольжения в зависимости от удельных нагрузок на поверхность и скоростей скольжения. Это не отличалось бы от устаревших критериев рг . В настоящее время хорошо разработанная и все более совершенствующаяся гидродинамическая теория смазки дает полную возможность расчета гидродинамического подшипника жидкостного трения. За последние годы предложена также схема расчета подшипников полужидкостного трения, пока еще не получившая распространения. [c.193]

Решение Петрова действительно для случаев высоких скоростей вращения вала в подшипнике, когда их эксцентриситет приближается к нулю. Дальнейшим толчком к развитию гидродинамической теории трения послужили опыты Тауэра, который обнаружил высокое давление в нагруженной зоне подшипника. [c.194]

Основным параметром, который определяется при испытаниях масел для подшипников скольжения, является момент трения, по которому находится коэффициент трения в подшипнике. Подобные измерения являются актуальными также и в условиях жидкостного трения, так как подсчет коэффициентов трения на основе гидродинамической теории смазки может иногда давать довольно значительные расхождения с практикой. [c.327]

Мощность трения в подшипниках определяется специальным расчетом на основе гидродинамической теории смазки или теории потерь в подшипниках качения. В малонагруженных подшипниках скольжения, что часто имеет место в насосах, мощность трения (в кет) приближенно может быть определена по формуле Петрова [c.57]

Наряду с рассмотренными вязкостью, ее зависимостью от температуры, давления и градиента скорости сдвига, разрушающим напряжением при сдвиге для трения и износа механизмов определенное значение имеют тенлофизические характеристики (теплоемкость, теплопроводность), а также модуль упругости и время релаксации смазочного материала. Большое внимание этим величинам уделяют при теоретическом моделировании процессов смазывания подшипников качения, зубчатых передач, опор турбин в гидродинамической и контактно-гидродинамической теории смазывания. Однако в настоящее время данные по систематическим экспериментальным исследованиям в этой области отсутствуют. [c.271]

Гидродинамическая теория дает линейную зависимость коэф-фищ1ента жидкостного трения от режима работы подшипника (рис. 38). Безразмерную величину )и/Рд, называют характеристикой режима жидкостного -трения в нее входят основные данные, определяющие условия работы подшипника. [c.144]

В основе расчета подшипников скольжения совремеппых машин лежит созданная Н. П. Петровым гидродинамическая теория смазки. Согласно этой теории коэффициент трения при жидкостной смазке равен [c.443]

Теория ламинарного течения жидкости в лабиринтно-винтовом уплотнении с использованием косоугольной инерциальной системы координат, вариационных методов и численного анализа была разработана Каровым [18]. Он также не учитывал вихри и турбулентность жидкости. Исходные дифференциальные уравнения были аналогичны уравнениям гидродинамической теории смазки подшипников. Каров рассматривал прямоугольную форму нарезок как оптимальную по напору при ламинарном [c.22]

Мощность, потребляемая валковыми машинами, зависит от свойств и температуры обрабатываемого материала, окружных скоростей валков, распорных усилий, величины фрикции, зазора между валками, конструкции подшипников валков и др. Исходя из гидродинамической теории мощность, расходуемую в межвалковом заюре, определяют по напряжению сдвига, возникающему в материале [8]. [c.108]

А вот еще одно ценное свойство подшипников из полимерных материалов. Помните, когда говорилось о гидродинамической теории смазки Петрова, то указывалось, что для работы узла трения важен размер зазора между валом и подшипником. И чем этот зазор меньше, тем лучше. Но как сохранить его постоянным в течение срока службы механизма Ведь в процессе работы узла лроисходит износ трущихся пар. Подшипник, как принято говорить, периодически надо подтягивать. Отсюда и такие технические термины, как перетяжка, подтяжка подшипников. [c.67]

На основании экспериментального изучения режимов работьЕ подшипников скольжения известный русский ученый Н. И. Петров создал гидродинамическую теорию трення и предложил фор ,г,лу для определения коэффициента жидкостного трения [c.103]

На основании гидродинамической теории смазки и экспериментальных исследований установлено, что для обеспечения работоспособности нагруженных подшипников коленчатого вала минимально допустимая вязкость при рабочей температуре составляет 4...5 сСт. Таким образом, надежная работа подшипников в летний период на маслах с вязкостью 10 сСт при 100°С будет обеспечена до температуры масляного слоя 50....155°С, Разница между температурой масла в картере и наиболее нагруженной зоной шатунных подшипни-К01 составляет 30...40°С (из условия отвода необходимого количества тепла). Это дает основание предположить, что при использовании летних масел с вязкостью 10 сСт при 100 С температура мзсла в картере не должна превышать 120...125°С. [c.145]

ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ТЕОРИЯ СМАЗКИ. Г. т. с. создана известным русским ученым проф. Н. П. Петровым. Опубликована в 1883 г. Н. П. Петров доказал, что при вращении вала в подшипнике между трущимися поверхностями образуется слой смазки и треняг происходит не между металлич. не- [c.59]

Более или менее достоверный расчет па жидкостное трение в настоящее время возможен только для подшипников скольжения, к которым классическая гидродинамическая теория смазки применима в значительно большей степени, нежели к деталям с герцовским контактом — зубчатым, червячным и фрикционным передачам, подшипникам качения. В реальных условиях вследствие упругих контактных деформаций, возникающих при высоких удельных давлениях контактирующих поверхностей, происходит увеличение их приведенного радиуса кривизны, не учитываемое классической теорией. Это приводит к условиям, более благоприятным для жидкостной слшзки, нежели в предположении абсолютной жесткости поверхностных слоев. [c.133]

В радиальных подшипниках хорошо зарекомендовали себя поверхности скольжения, получаемые лимонной шабровкой, форма которых подбирается согласно гидродинамической теории смазки. По данным фирмы Гутенхофнунгсхютте (ФРГ), изготовляющей винтовые компрессоры по лицензии фирмы Свенска Ротор Маскинер (Швеция), в ее компрессорах лучше всего работают трехслойные подшипники, которые представляют собой нераерезную стальную втулку, имеющую внутреннюю втулку из свинцовистой бронзы, покрытой тонким слоем баббита. Сильное выделение тепла в подшипниках требует наличия холодильника в масляной системе. Во избежание износа подшипников, что привело бы к нарушению зазоров в роторе и к аварии компрессора, следует в масляной системе тща- [c.109]