Практический расчет подшипников скольжения. Расчет 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

pp, (15.4)

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

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

Расчет радиальных подшипников жидкостного трения

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

, (15.5)

где - угловая скорость цапфы;=/d– относительный зазор в подшипнике

Рис. 15.6

(см.рис.15.5); Фр– безразмерный коэффициент нагруженности подшипника. Из формулы (15.5) , (15.6) Значение Фрзависит от границ зоны гидродинамического давления в подшипнике (см.рис.15.5,б), относительного эксцентриситета(см. ниже) и относительной длины подшипникаl/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, нагрузкаPи частота вращенияn(или). Определяют длину подшипникаl, зазор, сорт масла ().

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 значенияl/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 выбореl/dучитывают также и конструктивные особенности (габариты, массу и пр.).

Выбранную величину l/dпроверяют по допускаемымpиp- 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:  = /d= 0,00050,001 при p100 кгс/см2;10 м/с;  = 0,001 0,002 приp100 кгс/см2;   5 м/с;  = 0,0015 0,0025 приp30 кгс/см2;   10 м/с. Меньшие значения для большихd. По формулам (15.5) и (15.6) можно судить, что величина имеет большое влияние на нагрузочную способность подшипни-

Рис. 15.7

ка. Поэтому при больших нагрузках pи малых скоростяхпринимают меньшие значения. 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_сри графику рис.15.7 определяют среднюю расчетную вязкость масла.

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

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_z1иR_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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;  в м/с.