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 масла и т. п. Эти подшипники рассчитывают:

А) по условному давлению — подшипники тихоходные, работа­ющие кратковременно с перерывами:

(16.9)

Б) по произведению давления на скорость — подшипники средней быстроходности:

PV^[PV],

Где Fr — радиальная нагрузка на подшипник; D — диаметр цапфы (вала); / — длина подшипника; V — окружная скорость цапфы.

Расчет по [Pv] в приближенной форме предупреждает интенсив­ный износ, перегрев и заедание. Допускаемые величины [р] и [Pv], Определенные из опыта эксплуатации подобных конструкций, при­ведены в табл. 16.1.

Расчет радиальных подшипников жидкостного трения*. Решение уравнений гидродинамики в приложении к радиальным подшип­никам усложняется наличием течения масла через зазоры по краям подшипника. Приходится решать трехмерную, а не двухмерную задачу. Учитывая, что физика образования режима жидкостного трения нами уже выяснена, в дальнейшем используем готовые решения (см., например, [39]).

Для нагрузки подшипника имеем зависимость

Fr=Qia>/xl/2)ldCF,

"Расчет подпятников жидкостного трения см. [39].

Где со — угловая скорость цапфы; IL/=S/d—относительный зазор в подшипнике (см. рис. 16.5); CF — безразмерный коэффицинт на- груженности подшипника. Из формулы (16.11) имеем

CF=F^2/(jicold) = рф2/(цсо). (16.12)

Величина CF зависит от относительного эксцентриситета % (см. ниже) и относительной длины подшипника Ijd. Функциональная зависимость представлена графиком рис. 16.6.

Относительный эксцентриситет х=е/(0>55) (см. рис. 16.5, 6) Определяет положение цапфы в подшипнике при режиме жидкост­ного трения. Нетрудно установить, что толщина масляного слоя связана с относительным эксцентриситетом следующей зависимо­стью:

/W> = (0,55- е) = 0,55(1 - *). (16.13)

При расчете подшипника обычно известны диаметр цапфы d, Нагрузка Fr и частота вращения п (или со). Определяют длину подшипника /, зазор 5, сорт масла (jjl). 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 Ijd. Обычно принимают ljd= 0,5...1. Короткие подшипники (l/d< 0,4) обладают малой грузоподъемно­стью (рис. 16.6). 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=Fr/(ld)]. При выборе Ijd учитывают также и конструктивные особенности (габариты, массу и пр.). Выбранное отношение Ijd Проверяют по допускаемым [р] и [Pv] [см. формулы (16.9) и (16.10)]. Эта проверка предупреждает возможность заедания и повышенного износа в случаях кратковременных нарушений жидкостного трения (пуски, перебои в нагрузке, подаче масла и т. п.).

2. Выбирают относительный зазор. При этом используют част­ные рекомендации для аналогичных конструкций или эмпирическую формулу, по которой средняя величина относительного зазора

Фя 0,8 10-V'25, (16.14)

Где V — окружная скорость цапфы.

Для валов сравнительно малых диаметров (до 250 мм) зазор желательно согласовать с одной из стандартных посадок (обычно Я7//7, Я9/е8, Я7/е8, H9/d9). По формулам (16.11) и (16.12) можно судить, что величина относительного зазора ф существенно влияет на нагрузочную способность подшипника.

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. 16.7 (1, 2, 3 и 4 — индустриальные масла марок 40, 30, 20 и 12; J — турбинное масло марки 22).

Среднюю рабочую температуру масла обычно выбирают в пре­делах /ср=45...75 °С. По /ср и графику рис. 16.7 определяют среднюю расчетную вязкость масла р.

4. Подсчитывают коэффициент нагруженности подшипника по формуле (16.12) и по графику (см. рис. 16.6) определяют х■ Затем по формуле (16.13) определяют H^

5. Определяют критическую толщину масляного слоя, при кото­рой нарушается режим жидкостного трения [см. условие (16.1)]:

A*P = 2?Zl + I?Z2- (16.15)

Шероховатости поверхностей Rz и Rz2 [см. рис. (16.3) и условие (16.1)] принима­ют по ГОСТ 2789 — 73 в пределах 6,3...0,2 мкм. Рекомендуют для цапф I?Z<3,2 мкм, для вкладышей — Rz ^ 6,3 мкм.

6. Определяют коэффициент запаса надежности подшипника по толщине масляного слоя:

Sh = ЙтшЯр ^ м » 2. (16.16)

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. Фак­тически температура может быть другой, другой будет и вязкость масла, а следовательно, и грузоподъемность подшипника или тол­щина масляного слоя йщш [см. рис. 16.5 и формулу (16.13)]. Неточ­ности приближенного расчета компенсируют увеличением коэффи­циента запаса, принятого в формуле (16.16), и выбором способа смазки на основе следующих опытных рекомендаций:

При Y/Pv*<6' 103 достаточна кольцевая смазка без охлаждения подшипника;

При • 103 допустима кольцевая смазка, но при условии охлаждения

Корпуса или масла в корпусе; при /Pv* >32* 103 необходима циркуляционная смазка под давлением. В наиболее ответственных случаях расчет режима жидкостного трения дополняют тепловым расчетом режима смазки (см., например, [39]).