Детали машин



Условный расчет подшипников скольжения



Критерием работоспособности опор скольжения является износостойкость – сопротивление изнашиванию и заеданию.

Условный расчет подшипников скольжения проводят по среднему давлению q на рабочую поверхность и удельной работе qv сил трения, где v – окружная скорость поверхности цапфы.

Расчет по среднему давлению q обеспечивает достаточную износостойкость, а расчет по удельной работе сил трения qv – нормальный тепловой режим и отсутствие заедания.

расчеты подшипников скольжения

Для подшипников, работающих в режиме несовершенной смазки, условный расчет является основным, его выполняют в большинстве случаев, как проверочный; для подшипников, работающих в условиях жидкостной смазки – как основание для выбора материала вкладыша.

При условном расчете должны быть выполнены условия:

q = Rr/A [q];

qv [qv],

где Rr – радиальная сила, действующая на подшипник, Н;
А – площадь проекции поверхности цапфы на диаметральную плоскость, мм2.

Для шипа или шейки А = dl.
Здесь d и l – диаметр и длина шипа (шейки), которые определяют при расчете и конструировании вала.
Для большинства подшипников скольжения l = (0,6…0,9)d.

Значения [q] и [qv] зависят от материала вкладыша:

Материал вкладыша
[q]
Н/мм2
[qv]
МН×м/(м2×с)
   Бронза оловянная БрО4Ц4С17
6…10
6…10
   Высокооловянный баббит Б88
15…20
50…75
   Антифрикционный чугун АЧС-1
2…4
2…5

Момент трения скольжения Тск на цапфе вала определяют по формуле:

Тск = 0,5fcdRr,

где fc = коэффициент трения скольжения в подшипнике при несовершенной смазке:
fc = 0,10…0,15 – для стали по бронзам и антифрикционному чугуну;
fc = 0,05…0,10 – для стали по баббиту.

Расчет подпятников аналогичен расчету подшипников, при этом площадь опорной поверхности пяты зависит от ее конструкции. При неудовлетворительном результате расчет повторяют, изменяя размеры цапфы или принимая другой материал вкладышей.

***

КПД подшипников скольжения

КПД подшипников скольжения зависит от потерь на трение при контакте поверхностей скольжения. В условиях полужидкостной смазки КПД одной пары подшипников принимают:
- для вкладышей из чугуна – η = 0,95…0,96;
- для вкладышей из бронзы – η = 0,97…0,98;
- с баббитовой заливкой – η = 0,98…0,99;
- для вкладышей из древеснослоистых пластиков при смазывании водой – η = 0,98.

В условиях жидкостной смазки сопротивление вращению определяется только внутренним трением смазочной жидкости. Поскольку это трение сравнительно мало, значение КПД в этом случае принимают равным η = 0,995…0,999.

***



Гидродинамический расчет подшипников скольжения

Гидродинамический расчет подшипников скольжения производится для определения необходимых свойств смазочного материала и требуемой толщины зазора между вкладышем и валом при заданных нагрузочных и скоростных режимах вала из условия обеспечения жидкостной смазки.

Для обеспечения жидкостной смазки должны соблюдаться условия:

  • Зазор между поверхностями трения должен соответствовать требуемому размеру их шероховатости, т. е. смазочный материал должен полностью разделять трущиеся поверхности (обычно принимают одну из стандартных посадок с зазором: Н7/f7; H8/e8; H8/d9 и др.).
  • Масло необходимой вязкости должно надежно заполнять зазор и непрерывно пополняться.
  • Частота вращения вала должна быть достаточной для создания необходимой гидродинамической поддерживающей силы за счет заклинивания смазочного материала.
    В качестве примера можно привести работу подшипников скольжения, применяемых для коленчатых валов двигателей (коренных и шатунных вкладышей). Детали этих узлов испытывают мощнейшие внешние нагрузки, и, тем не менее, служат годами, не подвергаясь изнашиванию. Причина простая - при достаточном давлении (обусловленном исправностью системы смазки и частотой вращения коленвала) после пуска двигателя коленчатый вал буквально всплывает в масляном слое между вкладышами и шейками, и практически не подвержен сухому трению, поскольку не касается поверхностей вкладышей. Поэтому при правильном уходе за смазочной системой двигателя вкладыши и коленчатый вал могут служить очень долго.

Расчет подшипников скольжения, работающих при жидкостной смазке, проводят на основе гидродинамической теории смазки с решением дифференциальных уравнений. Эта теория доказывает, что гидродинамическое давление может возникнуть при относительном движении только в клиновом зазоре, масляный слой в котором способен воспринимать всю нагрузку. Толщина h масляного слоя в самом узком месте зависит от режима работы подшипника. Чем больше вязкость смазочного материала и частота вращения вала, тем больше толщина масляного слоя. С увеличением нагрузки толщина масляного слоя уменьшается.

При установившемся режиме работы толщина слоя h должна быть больше суммы шероховатостей поверхностей цапфы Rz1 и вкладыша Rz2:

h = K(Rz1 + Rz2),

где К2 – коэффициент запаса толщины масляного слоя, учитывающий изгиб цапфы, неточности изготовления и сборки.

Рабочие поверхности цапф обрабатывают тонким точением (Rz = 1,6…6,3 мкм), шлифованием (Rz = 0,8…3,3 мкм), полированием (Rz = 0,05…0,8 мкм).

Рабочие поверхности вкладышей протягивают, растачивают, шабрят (Rz = 1,6…10 мкм).

Гидродинамический расчет подшипников скольжения, работающих в режиме жидкостной смазки, является основным. Его выполняют, как проверочный, определяя значение минимальной толщины масляного слоя, средней температуры и расхода смазочного материала.
При назначении стандартной посадки следует стремиться к выбору минимальных диаметральных зазоров из числа допустимых: при этом лучше центрируется вал, меньше расход смазочного материала, больше запас на износ поверхностей.

При расчетах учитывают, что температура подшипника во время работы должна быть не выше 60…75 ˚С.

***

Подшипники качения - общие сведения и условные обозначения



Главная страница


Дистанционное образование

Специальности

Учебные дисциплины

Олимпиады и тесты