Смазочный слой - подшипник
Cтраница 2
Им в 1882 г. были впервые получены формулы для силы трения в смазочном слое подшипника и проведены многочисленные опыты. Дальнейшее свое развитие гидродинамическая теория получила в исследованиях Н. Е. Жуковского и С. А. Чаплыгина [26], которыми дан метод точного интегрирования уравнений движения смазывающей жидкости в подшипнике. Дальнейшее свое развитие и уточнение гидродинамическая теория получила в работах акад. [16]
В работе Олимпиева [97] излагается метод и результаты вычисления коэффициентов жесткости и демпфирования смазочного слоя подшипника конечной длины одной из наиболее распространенных конструкций, применяемых в турбостроении. [17]
Работы многих авторов посвящены непосредственному демпфированию возбуждения автоколебаний роторов силами, действующими в смазочном слое подшипников скольжения. Нередко такие устройства и иные упрощенные демпферы оказываются достаточными для достижения устойчивого движения роторов и других деталей машин. Эти, конструктивно простые, мало доступные расчету демпферы целесообразно применять при серийном изготовлении однотипных изделий, когда имеется возможность экспериментальной доводки первоначальных их образцов. При более тяжелых условиях работы в ответственных машинах, при невозможности или нежелательности опытных исследований для обеспечения устойчивости подвижных деталей следует применять отдельно выполненные весьма эффективные упруговязкие демпферы. Среди них наиболее компактными являются описанные здесь гидравлические демпферы: они достаточно просты, надежно рассчитываются и безотказны в эксплуатации. [18]
Если ротор жесткий, то место приложения сил не играет существенной роли и гидромеханические силы в смазочном слое подшипников и в каналах рабочих колес, а также электромагнитные силы могут быть объединены. Тогда уравнения ( 1) - ( 10), описывающие движение статически ненагруженных роторов с жидкостной смазкой подшипников, остаются справедливыми, если в них вместо величины угловой скорости а ввести со /, где / - некоторый коэффициент, причем / 1 при действии дополнительного возбуждения по вращению ротора / 1 при противоположном направлении этого возбуждения. В первом случае частота автоколебаний, отнесенная к угловой скорости ротора, повышается, а во втором - снижается. При этом в обоих случаях движение статически ненагруженных роторов остается неустойчивым. [19]
Причины второй группы связаны непосредственно с подшипниками, как, например, самовозбуждающиеся колебания шейки вала на смазочном слое подшипника скольжения. [20]
Определенность краевых условий для нижней половины и пренебрежение влиянием верхней половины вкладыша позволяют теоретически вычислить коэффициенты жесткости и демпфирования смазочного слоя подшипников. [21]
Без изменения проточной части машины колебания роторов, возбуждаемые действием рабочей среды, могут быть устранены, подавлены демпфирующим действием смазочного слоя подшипников скольжения, или, более действенно, при помощи специальных демпферов колебаний ( см. ниже гл. При опасности таких воздействий мало того, чтобы подшипники не возбуждали колебаний ротора, требуется еще, чтобы они обладали хорошими демпфирующими качествами. Иначе, требуется, чтобы без учета таких воздействий ротор оказался в той части области устойчивости, где декремент колебаний был бы достаточно большим. Так, увеличение подшипникового зазора и соответствующее повышение статического эксцентрицитета цапф и уменьшение демпфирующего и, в большей степени, возбуждающего действия смазочного слоя может устранить колебания, возбуждаемые смазкой, и не уменьшить колебаний, возбуждаемых рабочей средой. Для устранения последних колебаний приходится увеличивать поверхность и габариты подшипников или ставить демпферы. [22]
На истинное значение собственной частоты ротора Qu влияет не всегда точно или же не вполне точно учитываемая упругая податливость корпуса и смазочного слоя подшипников скольжения. Иначе, при значительной податливости корпуса или газового смазочного слоя действительная величина собственной частоты Qu оказывается много меньше теоретического значения Q -, полученного расчетами при пренебрежении названными податливостями. [23]
 |
Граф связи основных величин в модели трибологической системы коленчатый вал - подшипники. [24] |
Под действием давления газов в цилиндрах двигателя и сил инерции поступательно и враща-тельно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма, гидродинамических сил в смазочных слоях подшипников, коленчатый вал, опирающийся на податливые опоры, упруго деформируется, вызывая сложные движения шеек вала и линейные и угловые перемещения опор и связанных с ним частей блока цилиндров, которые в свою очередь приводят к изменению гидродинамических процессов в смазочных слоях и к дополнительным деформациям коленчатого вала и опор. Очевидны прямые и обратные связи трибомеханического характера. [25]
Демпфированию вынужденных колебаний роторов турбо-машин и других деталей посвящена достаточно обширная техническая литература [59] и др. Преимущественное внимание уделяется гибким роторам с относительно жестким смазочным слоем подшипников скольжения или качения или со слоями, обладающими слабыми демпфирующими свойствами, ибо колебания именно таких роторов и нужно демпфировать. В этих условиях упругая податливость газового смазочного слоя играет в сущности ту же роль, что и податливость участков вала или корпуса машины. При рассмотрении демпфированных колебаний главной целью ставится изучение условий наиболее действенного снижения амплитуды вынужденных колебаний любой точки ротора в заданном диапазоне его угловых скоростей. [26]
Уравнение Рейнольдса ( 43) является основным уравнением гидромеханической теории смазки и гидромеханики демпферов с тонким слоем вязкой жидкости и применяется для расчета давлений в смазочном слое подшипников скольжения и тонкослойных гидравлических демпферов при обычных условиях их работы, когда справедливы названные выше предпосылки. [27]
Подшипники небольших турбомашин, применяемых в криогенной промышленности, воспринимают малую или умеренную статическую нагрузку, и здесь имеются значительные резервы в величине статической минимальной толщины смазочного слоя подшипников и его допустимых размерах, которые могут быть использованы для удовлетворения условий устойчивости и иных условий. [28]
Внутренние возбуждающие силы упругости, возникающие, например, от неправильной формы шеек ротора, воздействия на ротор сил пульсирующего потока газа или гидродинамических сил в смазочном слое подшипника, вызывают колебания с частотой, асинхронной рабочему числу оборотов. Эти колебания возникают в случае малых сил внутреннего сопротивления и называются автоколебаниями. Небольшие по амплитуде, устойчивые колебания роторов не представляют опасности. При неустойчивом характере и малых успокаивающих силах амплитуда автоколебаний может превосходить даже амплитуду резонансных колебаний. Такие колебания могут привести к аварии. [29]
Под термином податливая опора следует понимать не только собственно опору, поддерживающую вкладыш подшипника, но и части цилиндра, воспринимающие передаваемые от опор усилия, и фундамент, и смазочный слой подшипника. Все перечисленные элементы опоры обладают податливостью и массой и их деформация зависит от амплитуды приложенной силы и от ее частоты. К этому следует добавить, что все элементы упруго-массовой опоры и особенно смазочный слой обладают значительным демпфированием. [30]
Страницы: 1 2 3 4