Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Розрахунки підшипників ковзання

Читайте также:
  1. Ведення касових операцій. Розрахунки з підзвітними особами, в тому числі щодо видатків на відрядження
  2. Взаємні розрахунки між бюджетами
  3. Завдання 2. Розрахунки в MS Excel
  4. Змащення підшипників кочення
  5. Конструкції та матеріали підшипників ковзання
  6. Методика вибору підшипників кочення
  7. Монтаж, змащування та ущільнення підшипників кочення

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 pvS. Відповідно розрахункові умови записують у такому

вигляді:

p = F/(dl) ≤ [p]; (3)

pvS ≤ [p·vS.], (4)

де F – радіальне навантаження на підшипник; d – діаметр цапфи; l– довжина підшипника; vS = 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 vS ≤ [vS].

Допустимі значення тиску [р], швидкості ковзання [vS] та парамет­ра [pvS] 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 hкр за виразом (2). Тому запишемо роз­рахункову умову

Sh = h / hKP > [S]h. (5)

де Sh – коефіцієнт запасу надійності підшипника за товщиною мастильного шару, [S]h = 1,5...2 – його допустиме значення. Критичне значення товщини шару мастила hKP беруть із розрахунку, що висота нерівностей поверхні цапфи повинна бути

Rz1 ≤ 3,2 мкм, а висота нерівностей робочої поверхні вкладиша – Rz2 ≤ 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 hKP 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 pvS.

Для плоскої кільцевої п'яти (б, в), а також суцільної п'яти (а) при d0 = 0 маємо такі розрахункові умови: p = 4Fa/[π· (d2–d02)] ≤ [p]; p·vS ≤ [p·vS], (8)

де Fa – осьове навантаження на підшипник; vs= 0,5ωdm– швид­кість ковзання по серед–ньому діаметру п'яти dm = 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 [pvS] беруть такими самими, як і для радіальних підшипників ковзання.


Дата добавления: 2015-12-07; просмотров: 98 | Нарушение авторских прав



mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.006 сек.)