28.6. Условный расчет подшипников скольжения

Критерием работоспособности опор скольжения является износостой^ кость — сопротивление изнашиванию и заеданию.

Условный расчет подшипников скольжения проводят по среднему давлению q на рабочих поверхностях и удельной работе qv сил трения, где V —окружная скорость поверхности цапфы.

Расчет по среднему давлению q обеспечивает достаточную износо­стойкость, а расчет по qv — нормальный тепловой режим и отсутствие заедания.

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=R_t/A<[q];

(28.1)

Qv<[qv],

(28Д)

где R_r — радиальная сила, действующая на подшипник; А — площадь проекции поверхности цапфы на диаметральную плоскость. Для шипа или шейки

A = dl.

Здесь d и l— диаметр и длина шипа (шейки), которые определяют при расчете и конструировании вала (см. рис. 28.8). Для большинства под­шипников /=(0,6...0,9)*/.

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

Материал вкладыша [q], Н/мм² [qv], МН*м/(м^2>с)

Бр04Ц4С17 6...10 6...10

Б88 15...20 50...75

АЧС-1 2... 4 2... 5

Расчет подпятников аналогичен расчету подшипников, при этом пло­щадь опорной поверхности пяты зависит от ее конструкции (см. рис. 27.3).

При неудовлетворительном результате расчет повторяют, изменяя размеры цапфы или принимая другой материал вкладыша.

28.7. Работа вкладышей в условиях жидкостной смазки

Для обеспечения жидкостной смазки должны соблюдаться условия:

а) зазор между поверхностями трения должен соответствовать тре­ буемому размеру (обычно применяют одну из стандартных посадок с зазором: Н7/f7; Н8/е8; H8/d9 и др.) (см. рис. 28.6);

б) масло необходимой вязкости должно надежно заполнять зазор и непрерывно пополняться (см. рис. 28.6);

в) частота вращения вала должна быть достаточной для создания необходимой гидродинамической поддерживающей силы за счет закли­ нивания смазочного материала;

г) смазочный материал должен полностью разделять трущиеся поверхности (см. рис. 28.7).

Расчет подшипников скольжения, работающих при жидкостной смаз­ке, проводят на основе гидродинамической теории смазки с решени­ем дифференциальных уравнений (см. [5]). Эта теория доказывает, что

гидродинамическое давление может возникнуть при относительном движении только в клиновом зазоре (см. эпюру на рис. 28.6), масля­ный слой в котором способен воспринимать всю нагрузку. Толщина h масляного слоя в самом узком месте (см. рис. 28.7) зависит от режима работы подшипника. Чем больше вязкость смазочного материала и ча­стота вращения вала, тем больше И. С увеличением нагрузки h умень­шается.

При установившемся режиме работы толщина h должна быть боль­ше суммы шероховатостей поверхностей цапфы δ₁, и вкладыша δ₂:

где К> 2 — коэффициент запаса толщины масляного слоя, учитываю­щий изгиб цапфы, неточности изготовления и сборки.

Гидродинамический расчет для подшипников, работающих в режиме жидкостной смазки, является основным. Его выполняют как провероч­ный, определяя значения 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. Температура подшипника должна быть не выше 60...75^е С.