Розрахунки підшипників ковзання

Умовні розрахунки підшипників ковзання. Ці розрахунки виконують, якщо режим рідинного тертя не може бути забезпеченим. Вони у наближеній формі передбачають запобігання інтенсивному спрацюванню, перегріванню та заїданню у підшипниках. Суть умовних роз­рахунків полягає у обмеженні тиску ρ у підшипнику та у обмеженні параметра pv_S. Відповідно розрахункові умови записують у такому вигляді:

p = F/(dl) ≤ [p]; (3)

pv_S ≤ [p·v_S.], (4)

де F – радіальне навантаження на підшипник; d – діаметр цапфи; l – довжина підшипника; v_S = 0,5ωd – швидкість ковзання або колова швидкість цапфи.

При високих швидкостях ковзання і невеликих тисках надійність підшипників ковзання зменшується через підвищення температури. В цьому разі обмежують також швидкість ковзання за умовою v_S ≤ [v_S].

Допустимі значення тиску [р], швидкості ковзання [v_S] та параметра [pv_S] визначені з досвіду експлуатації підшипників ковзання з різними матеріалами вкладишів і наведені у табл.

Розрахунок радіальних підшипників рідинного тертя. Розрахунок радіальних підшипників рідинного тертя базується на тому, що шар мастила між цапфою та вкладишем повинен сприймати все радіальне навантаження F, а його розрахункова товщина h повинна бути більшою від критичної товщини h_кр за виразом (2). Тому запишемо розрахункову умову

S_h = h / h_KP > [S]_h. (5)

де S_h – коефіцієнт запасу надійності підшипника за товщиною мастильного шару, [S]_h = 1,5...2 – його допустиме значення. Критичне значення товщини шару мастила h_KP беруть із розрахунку, що висота нерівностей поверхні цапфи повинна бути R_z1 ≤ 3,2 мкм, а висота нерівностей робочої поверхні вкладиша – R_z2 ≤ 6,3 мкм.

Розрахункову товщину h шару мастила в підшипнику (рис. 33,3,в) визначають за формулою

h = δ – е = δ (1– χ), (6)

де χ = е/δ – відносний ексцентриситет, який визначає положення цапфи у підшипнику при режимі рідинного тертя. Цей параметр виби­рають за графіками залежно від коефіцієнта навантаженості підшипника Φ та відношення l/d.

Коефіцієнт навантаженості підшипника – це параметр, який характеризує несучу здатність підшипника ковзання при певних співвідношеннях його розмірів, кутовій швидкості вала та в'язкості мастила. Його визначають за формулою

Ф = F · ψ²/(μ·ω·l·d) = p·ψ²/(μ·ω). (7)

Таким чином, розрахунок підшипників ковзання рідинного тертя зводиться до визначення за формулою (7) коефіцієнта навантаженості Φ підшипника, за яким по графіках вибирають відносний ексцентриситет χ. Маючи відносний ексцентриситет та радіальний зазор δ у підшипнику, за формулою (6) обчислюють товщину h шару мастила у навантаженій зоні підшипника, яку порівнюють із критичною товщиною h_KP відповідно до умови (5). Потрібний радіальний зазор δ забезпечується вибором відповідної стандартної посадки цапфи вала у вкладиші.

Особливості конструкцій та розрахунку упорних підшипників ковзання. У машинобудуванні упорні підшипники ковзання застосовують, якщо втрати на тертя не мають суттєвого значення, наприклад у механізмах, що працюють із тривалими перервами, при низьких швидкостях ковзання тощо. Найпростішими за конструкцією є упорні підшипники з плоскими робочими поверхнями.

На рис. 33.5 зображені упорні підшипники, які відрізняються між собою конструкцією опорної частини – п'яти. Суцільна п'ята (рис. 33.5,а) використовується рідко через нерівномірний розподіл тиску по робочих поверхнях.

У центрі п'яти, де швидкість ковзання мала, спрацювання менше, ніж на периферійних ділянках. Тому тиск у центрі п'яти теоретично досить високий.

Щоб вирівняти тиск, слід застосовувати кільцеві п'яти (б, в), у яких d₀ = (0,6...0,7)d. У деяких випадках для зменшення питомого навантаження використовують гребінчасті п'яти (рис. 33.5,г) із відповідними підп'ятниками, що мають роз'єм у осьовій площині. Для гребінчастих п'ят беруть d₀ = (0,7...0,8) d.

У конструкціях упорних підшипників ковзання не завжди можна забезпечити режим рідинного тертя (малі швидкості, часті пуски та зупинки, нерівномірний розподіл швидкостей ковзання та ін.). Лише з високими кутовими швидкостями валів і відповідними конструкціями п'ят (33.5,в, г) можна забезпечити рідинне тертя. Тому для упорних підшипників ковзання обмежуються розрахунком на стійкість проти спрацювання та заїдання за тиском p і параметром pv_S.

Для плоскої кільцевої п'яти (33.5,б, в), а також суцільної п'яти (33.5,а) при d₀ = 0 маємо такі розрахункові умови:

p = 4F_a/[π· (d²–d₀²)] ≤ [p]; p·v_S ≤ [p·v_S], (8)

де F_a – осьове навантаження на підшипник; v_s= 0,5ωd_m – швидкість ковзання по середньому діаметру п'яти d_m = 0,5(d + d₀) вала, що обертається з кутовою швидкістю ω.

Для розрахунку гребінчастої п'яти використовуються умови (8), але при визначенні p треба враховувати число опорних повер­хонь z (z = 2 на рис.г) та нерівномірність розподілу навантаження по окремих поверхнях.

Допустимі значення тиску [р] та параметра [pv_S] беруть такими самими, як і для радіальних підшипників ковзання.