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 условному давлению — подшипники тихоходные, работающие кратковременно с перерывами:

p=F_r/(ld) , (12.3)

б) по произведению давления на скорость — подшипники средней быстроходности: , (12.4)

где F_r — радиальная нагрузка на подшипник; d — диаметр цапфы (вала); l — длина подшипника; v — окружная скорость цапфы.

Расчет по [pv] в приближенной форме предупреждает интенсивный износ, перегрев и заедание. Допускаемые значения [р] и [pv], опре­деленные из опыта эксплуатации подобных конструкций, приведены в табл. 12.1.

Таблица 12.1

Материал вкладыша	v м/с	[р], МПа	[рv], МПа м/с
Чугун серый СЧ-Зб	0,5	4	-
	1,0	2	—
Чугун антифрикционный:
АКЧ-1	5	0,5	2,5
АКЧ-2	1	12	12
Бронза:
БрОФ10-1	10	15	15
БрАЖ9-4	4	15	12
Латунь ЛКС80-3-3	2	12	10
Баббит:
Б16	12	15	10
Б6	6	5	5
Металлокерамика:
бронзографит	2	4	—
железографит	2	5,5	—
Полиамидные пластмассы — капрон АК-7	4	15	15
Пластифицированная древесина (смазка водой)	1	10	—
Резина (смазка водой)		2...6	—

Расчет радиальных подшипников жидкостного трения . Решение уравнений гидродинамики в приложении к радиальным подшипникам позволило получить зависимость для нагрузки подшипника:

, (12.5)

где — угловая скорость цапфы; — относительный зазор в подшипнике (см. рис. 12.5); Ф_р — безразмерный коэффициент нагруженности подшипника.

Из формулы (12.5)

Ф_р = = . (12.6)

Значение Ф_р зависит от относительного эксцентриситета (см. ниже) и относительной длину подшипника l/d. Функциональная зави­симость представлена графиком — рис. 12.6.

Относительный эксцентриситет = e/(0,5S) (см. рис. 12.5, б) опре­деляет положение цапфы в подшипнике при режиме жидкостного тре­ния. Нетрудно установить, что толщина масляного слоя связана с относительным эксцентриситетом следующей зависимостью:

= (0,55 - е) = 0,55 (1- ). (12.7)

При расчете подшипника обычно известны: диаметр цапфы d, нагрузка F_r и частота вращения п (или ). Определяют длину подшип­ника l, зазор S, сорт масла ( ). Большинством из известных 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 значения l/d = 0,5. . .1. Короткие подшипники (l/d<0,4) обладают малой грузо­подъемностью (см. рис. 12.6). Длинные подшипники (l/d>1) требуют повышенной точности и жестких валов. В противном случае увеличе­ние вредного влияния монтажных перекосов и деформаций не может компенсироваться уменьшением условного давления в подшипнике [p=F_r/(ld)]. При выборе l/d учитывают также и конструктивные осо­бенности (габариты, массу и пр.). Выбранное значение l/d проверяют по допускаемым [р] и [pv] — формулы (12.3) и (12.4). 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. При этом используют частные рекомендации для аналогичных конструкций или эмпирическую фор­мулу, по которой среднее значение относительного зазора

, (12.8)

где v — окружная скорость цапфы.

Д ля валов сравнительно малых диаметров (до 250 мм) зазор жела­тельно согласовать с одной из стандартных посадок (обычно Н7/f7, H9/e8, H7/e8, H9/d9). По формулам (12.5) и (12.6) можно судить, что значение относительного зазора существенно влияет на нагрузочную работу подшипника.

Рис. 12.6

Рис. 12.5

3. 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. 12.6 (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

=45. . .75°С. По t_cp и графику рис. 12.6 определяют среднюю рас­четную вязкость масла [ ].

4. Подсчитывают коэффициент нагруженности подшипника по фор­муле (12.6) и по графику (см. рис. 12.2) определяют %. Затем по фор­муле (12.7) определяют h_min.

5. Определяют критическое значение толщины масляного слоя, при которой нарушается режим жидкостного трения, см. условие (12.1):

(12.9)

Шероховатости поверхностей R_z1 и R_z2 [см. рис. 12.2 и условие (12.1)] при­нимают по ГОСТ 2789—89 в пределах 6,3...0,2 мкм. Рекомендуют цапфу обраба­тывать не ниже R_z = 1,6, а вкладыши не ниже R_z = 3,2 мкм.

6. Определяют коэффициент запаса надежности подшипника по толщине масляного слоя

(12.10)

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 выбрана ориентировочно. Фактическая температура может быть другой, другой будет и вязкость масла, а следовательно, и грузоподъемность подшипника или толщина масля­ного слоя h_min, см. рис. 12.2 и формулу (12.6). Неточности приближен­ного расчета компенсируют повышенными значениями коэффициента запаса, принятого в формуле (12.10), и выбором способа смазки на основе следующих опытных рекомендаций:

при достаточна кольцевая смазка без охлаждения подшипни­ка; при допустима кольцевая смазка, но при условии охлаж­дения корпуса или масла в корпусе; при необходима циркуляци­онная смазка под давлением. В наиболее ответственных случаях расчет режимажидкостного трения дополняют тепловым расчетом режима смазки.

Пример расчета. Радиальный подшипник скольжения должен работать с жидкостным трением в период установившегося режима нагрузки. Дано-d=100мм, F_r=10 000H, n =1000 мин ^-1.

Решение. 1. По рекомендации к формуле (12.6) принимаем l/d = 0,8. Находим:

l = 80мм; v =

p = F_r/(dl)= 10 000/(100*80) = 1,25МПа; pv = 1,25*5,24 = 6,5 МПа*м/с.

По табл. 12.1 назначаем материал вкладыша — сталь с заливкой баббитом Б16. При этом значения v, p и p*v лежат в допускаемых пределах, что позволяет работать без жидкостного трения в периоды пусков и кратковременных нарушений режима смазки.

2.По рекомендации (12.8) находим При этом зазор S= = 0.00128*100 = 0,128 мм.

Подбираем посадку, для которой S приближенно соответствует среднему зна­чению зазора. Принимаем Н8/е8: вал d , отверстие D , зазоры S_min = 0.072мм, S_max = 0,180мм, средний S_cp = 0,126мм.

3. Назначаем масло индустриальное 30 и среднюю температуру t = 60°С. По графику рис. 12.6 находим вязкость .

4. Подсчитываем Ф_р = ,

где .

По графику рис. 12.5 находим . По формуле (12.7) По формуле (12.9), принимая для вала

Rz1 = 0,003 мм и для вкладыша Rz2 = 0,003мм, находим

По формуле (12.10) . Аналогично выполняем расчёт при и находим

Жидкостное трение обеспечено во всем расчетном диапазоне зазоров.

5.Выбираем способ смазки и охлаждения — см. рекомендации к формуле (12.10); — достаточна кольцевая смазка без охлаждения подшипника.