Жидкостного трения

Расчет радиальных подшипников

Работающих при полужидкостном трении.

К таким подшипникам относятся подшипники грубых тихоходных механизмов, машин с частыми пусками и остановками, неустановившимся режимом нагрузки, плохими условиями подвода смазки и т.п. Эти подшипники рассчитывают:

а) по допускаемому давлению в подшипнике

p = P/(ld) £ [p]. (15.3)

б) по допускаемому произведению давления на скорость

pu £ [pu], (15.4)

где P – радиальная нагрузка на подшипник; d – диаметр цапфы (вала); l – длина подшипника; u - окружная скорость цапфы.

Расчет по [pu] предусматривает, в приближенной форме, предупреждение интенсивного износа, перегрева и заедания. Допускаемые значения [p] и [pu] определяют из опыта эксплуатации подобных конструкций (см. справочники и специальную литературу).

Решение уравнения гидродинамики в приложении к радиальным подшипникам позволило получить зависимость для нагрузки подшипника

, (15.5)

где w - угловая скорость цапфы; y = d/d – относительный зазор в подшипнике

Рис. 15.6

(см.рис.15.5); Фр – безразмерный коэффициент нагруженности подшипника. Из формулы (15.5) , (15.6) Значение Фр зависит от границ зоны гидродинамического давления в подшипнике (см.рис.15.5,б), относительного эксцентриситета c (см. ниже) и относительной длины подшипника l/d. Функциональная зависимость представлена графиком – рис.15.6. Относительный эксцентриситет (см.рис.15.5,б) определяет

положение цапфы в подшипнике при режиме жидкостного трения.

Нетрудно установить, что толщина масляного слоя связана с относительным эксцентриситетом следующей зависимостью:

(15.7)

При расчете подшипника обычно известны: диаметр цапфы d, нагрузка P и частота вращения n (или w). Определяют длину подшипника l, зазор d, сорт масла (m).

Как правило, большинством из неизвестных параметров задаются, основываясь на рекомендациях, выработанных практикой, и затем проверяют запас надежности подшипника по режиму жидкостного трения. В таком случае можно предложить следующий порядок расчета:

1. Задаются отношением l/d. Распространенные значения l/d = 0,5 ¸1. Короткие подшипники (l/d < 0,4) обладают малой грузоподъемностью (см.рис.15.6). длинные подшипники (l/d > 1) требуют повышенной точности и жесткости. В противном случае увеличение вредного влияния монтажных перекосов и деформаций не может компенсироваться уменьшением давления в подшипнике (P/(l/d)). При выборе l/d учитывают также и конструктивные особенности (габариты, массу и пр.).

Выбранную величину l/d проверяют по допускаемым [p] и [pu] - формулы (15.3) и (15.4). Эта проверка предупреждает возможность заедания и повышенного износа в случаях кратковременных нарушений жидкостного трения (пуски, перебои в нагрузке, подаче смазки и т.п.).

2. Выбирают относительный зазор: y = d/d = 0,0005 ¸ 0,001 при p > 100 кгс/см^2; u £ 10 м/с; y = 0,001 ¸ 0,002 при p < 100 кгс/см^2; u £ 5 м/с; y = 0,0015 ¸ 0,0025 при p £ 30 кгс/см^2; u > 10 м/с. Меньшие значения y для больших d. По формулам (15.5) и (15.6) можно судить, что величина y имеет большое влияние на нагрузочную способность подшипни-

Рис. 15.7

ка. Поэтому при больших нагрузках p и малых скоростях w принимают меньшие значения y. Следует, однако, учитывать, что при малых зазорах требуется повышенная точность и жесткость конструкции, а также возможно защемление цапфы от температурных деформаций.

3. Выбирают сорт масла и его среднюю рабочую температуру. Вязкость масел и области их применения установлены ГОСТом. При этом учитывают практику эксплуатации подобных машин. График зависимости вязкости масла от температуры для наиболее распространенных сортов масел, применяемых в подшипниках скольжения, изображен на рис 15.7 (1, 2, 3 и 4 – индустриальные масла марок 45, 30, 20 и 12; 5 – турбинное масло марки 22).

Среднюю рабочую температуру масла обычно выбирают в пределах t_ср = 45 ¸ 75 °С.

По t_ср и графику рис.15.7 определяют среднюю расчетную вязкость масла m.

4. Подсчитывают коэффициент нагруженности подшипника по формуле (15.6) и по графику (см. рис. 15.6) определяют c. Затем по формуле (15.7) определяют h.

5. Определяют критическое значение толщины масляного слоя, при которой нарушается режим жидкостного трения [см. условие (15.1)],

h_кр = (1,5 ¸ 2) (R_z1 + R_z2) (15.8)

где (1,5 ¸ 2) – поправка, учитывающая вредное влияние неточностей изготовления и деформаций.

Шероховатости поверхностей R_z1 и R_z2 [см. рис. 15.3 и условие (15.1)] принимают по ГОСТ 2789-73 в пределах от 6,3 до 0,2 мкм.

Рекомендуют цапфу обрабатывать не ниже R_z = 3,2, а вкладыши не ниже R_z = 6,3 мкм.

6. Определяют коэффициент запаса надежности подшипника по толщине масляного слоя

n_h = h/h_кр ³ [n_h]» 1,5 ¸ 2. (15.9)

Коэффициент запаса надежности учитывает возможные отклонения расчетных условий от эксплуатационных (по точности изготовления, нагрузке, температурному режиму и т.д.).

На этом заканчивается приближенный расчет подшипника. В этом расчете температура масла была выбрана ориентировочно. Фактическая температура может быть другой, другой будет и вязкость масла, а следовательно, и грузоподъемность подшипника или толщина масляного слоя h [см. рис. 15.6 и формулу (15.7)]. Неточности приближенного расчета компенсируют повышенными значениями коэффициентов запаса, принятыми в формулах (15.8) и (15.9). В наиболее ответственных случаях приближенный расчет дополняют тепловым расчетом и расчетом режима смазки. Для оценки режима работы подшипника и выбора способа смазки используют следующие опытные рекомендации:

при < 50 достаточна кольцевая смазка без охлаждения подшипника; при » 50 ¸ 100 допустима кольцевая смазка, но при условии охлаждения корпуса или масла в корпусе; при > 100 необходима циркуляционная смазка под давлением. Здесь р в кгм/см²; u в м/с.

Дата добавления: 2014-01-07