Работа подшипников скольжения при жидкостном режиме смазки и понятие об их расчете

При определении конструкции подшипника и соответствующем режиме работы может быть осуществлено трение со смазочным материалом. Работа подшипника в этих условиях подчиняется гидродинамической теории смазки.

Виды трения:

1. Сухое трение - без смазки.

2. Полужидкостное трение, когда имеет место лишь частичное касание вала и подшипника.

3. Жидкостное трение - только между молекулярными слоями жидкости, когда металлические поверхности вала и подшипника не касаются одна другой.

Все виды трения существуют реально и используются практически.

Сухое трение применяется там, где трущиеся поверхности нельзя защитить от попадания грязи, пыли и абразива, (например, шарниры гусениц, оси подвесок гусеничных машин и проч.). В этих случаях подшипники без смазки имеют меньший износ.

Жидкостное трение - это идеальный расчетный вид трения, на который должны быть ориентированы все подшипники при установившемся режиме работы.

Полужидкостное трение имеет место при неустановившемся режиме (трогании с места, торможении, резких толчках и ударах). Основы теории смазки при жидкостном трении впервые разработаны русским ученым проф. Петровым. Он установил, что поток движущейся жидкости, взаимодействуя о наклонной пластиной, образует масляный клин и создает подъемную силу, величина которой пропорциональна скорости и вязкости жидкости и обратно пропорциональна квадрату минимального зазора. В подшипнике, при смещении вала под действием нагрузки на величину эксцентриситета, также образуется изогнутые масляный клин и возникает подъемная сила, которая при жидкостном трении уравновешивает реакцию опоры, и вал вращается, не касаясь подшипников.

Для правильной работы подшипников без износа поверхности цапфы и втулки должны быть разделены слоем смазки достаточной толщины.

Обеспечение режима жидкостного трения является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания, значительно уменьшаются потери энергии на преодоление вредных сопротивлений, цапфа и вкладыш практически не изнашиваются.

Расчет подшипников жидкостного трения выполняют на основе уравнений гидродинамики вязкой жидкости, связывающих давление, скорость и сопротивление смазочного материала вязкому сдвигу.

Рисунок 13 – Расчет подшипника

Критерием прочности, а следовательно, и работоспособности подшипника скольжения являются контактные напряжения в зоне трения или, что, в принципе, то же самое – контактное давление. Расчётное контактное давление сравнивают с допускаемым . Здесь N – сила нормального давления вала на втулку (реакция опоры), l - рабочая длина втулки подшипника, d – диаметр цапфы вала.

Иногда удобнее сравнивать расчётное и допускаемое произведение давления на скорость скольжения. Скорость скольжения легко рассчитать, зная диаметр и частоту вращения вала.

Нм/мм²сек.

Произведение давления на скорость скольжения характеризует тепловыделение и износ подшипника. Наиболее опасным является момент пуска механизма, т.к. в покое вал опускается («ложится») на вкладыш и при начале движения неизбежно сухое трение.

Следует заметить, что подъемная сила, обеспечивающая состояние жидкостного трения, возрастает обратно пропорционально квадрату относительного зазора, который, в свою очередь, определяется чистотой обработки шейки вала и подшипника. Поэтому для обеспечения надежной работы подшипников при жидкостном трения необходима приработка, то есть сглаживание гребешков на опорной поверхности вала и подшипника. Приработка новых и отремонтированных машин производится на режиме пониженной нагрузки. Во всех руководствах и инструкциях обязательно должен быть указан режим и время обкатки и приработки.

Для создания трения со смазочным материалом необходимо, чтобы в масляном слое возникало избыточное давление или от вращения вала (гидродинамическое), или от насоса (гидростатическое). Чаще применяют подшипники с гидродинамической смазкой (рисунок 14). При вращении цапфа 2 увлекает масло 1. В образовавшемся масляном клине создается избыточное давление, обеспечивающее разделение цапфы и подшипника слоем масла. 3 — эпюра распределения гидродинамического давления в масляном клине.

Рисунок 14 - Гидродинамическая смазка подшипника (1 — масляный клин; 2— цапфа вала; 3 — эпюра распределения гидродинамического давления в масляном клине; F_r — радиальная нагрузка на подшипник; h — толщина масляного клина)

Теория показывает, что гидродинамическое давление может развиваться только в клиновом зазоре (рисунок 14). Толщина масляного слоя и зависит от угловой скорости и вязкости масла. Чем больше эти параметры, тем больше h. Но с увеличением радиальной нагрузки F_r на цапфу 2 толщина масляного слоя h уменьшается. При установившемся режиме работы толщина h масляного слоя должна быть больше суммы микронеровностей цапфы R_zl и вкладыша R_z2, (рисунок 15).

Рисунок 15 - Масляный слой при установившемся режиме работы

Для подшипников с трением со смазочным материалом предварительно производят условный расчет. При этом обычно диаметр цапфы d, радиальная нагрузка F_r и угловая скорость должны быть известны. Для проверки выполнения условий жидкостного трения после выбора марки масла расчетным путем определяют радиальный зазор , толщину масляного слоя h и исследуют температурный режим подшипников. Гидродинамический расчет выполняют как проверочный.

Дата добавления: 2015-07-08