5. 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.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 (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 (б, в), а також суцільної п'яти (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 серед–ньому 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.