Опоры скольжения.

Опоры скольжения работают в условиях скольжения поверхности цапфы относительно поверхности подшипника, разделённых слоем смазки. По направлению действия воспринимаемых нагрузок F подшипники скольжения подразделяются на радиальные и упорные.

Цапфы на конце валов называются шипами; в середине валов - шейками.

Цапфа вала, опирающаяся на упорный подшипник, называется пятой, а сам подшипник подпятником.

Достоинства опор скольжения: 1.Возможность выполнения разъёмной конструкции подшипников. 2.Пониженный шум и вибрации при работе.

3.Возможность работы при значительных ударных нагрузках за счёт демпфирующего действия масляной прослойки.

Экономичность опоры скольжения достигается постановкой между цапфой и подшипником вкладыша.

Он обеспечивает: 1.Минимальные потери на трение, и значительное снижение потребляемой мощности привода, за счёт антифрикционных покрытий. Они наносятся на стальную основу вкладыша заливкой в расплавленном состоянии или гальваническим путём. 2.Минимальные затраты средств на ремонт при износе за счёт замены относительно дешёвого вкладыша.

Поверхность цапфы для уменьшения износа закаливается до твёрдости

H =55 – 60. Наиболее широко применяется металлические антифрикционные материалы, а среди них баббиты и бронзы.

Баббиты – сплавы на основе олова или свинца. Характеризуются: 1.Низкой твёрдостью и, как следствие, хорошей прирабатываемостью. 2.Удержанием на поверхности толстых масляных плёнок. 3.Большой теплопроводностью.

Баббит Б-83 – (83% олово, 11% сурьма, 6% медь), Сурьма (антимоний) – серебристо – белый, блестящий, очень хрупкий металл с плотностью 6,67.

Недостаток баббитов – низкая температура плавления t =110 C. Наносятся заливкой в расплавленном состоянии на стальную основу вкладыша.

Бронзы – сплавы меди со свинцом, оловом, железом, алюминием. Твёрже баббитов, хуже прирабатываются, требуют улучшенной смазки и увеличенной поверхности цапф для уменьшения износа. Зато имеют температуру плавления t =1000 C.

Свинцовистая бронза С-30 – (30% свинец, 70% медь). Хорошо сопротивляется усталостным разрушениям, но требует твёрдых и хорошо обработанных поверхностей цапф. Наносится на вкладыш заливкой в расплавленном состоянии.

В качестве антифрикционных покрытий применяется также металлокерамические и разные неметаллические материалы. Особую группу антифрикционных покрытий составляют самосмазывающиеся композиционные материалы: смесь порошкообразной бронзы со фторопластовыми шариками.

Состав с помощью специальной технологии наносится в спрессованном состоянии на металлическую основу. Надёжно работает без смазки в космосе.

Вопросы для самоподготовки:

1. Какие данные необходимы для подбора подшипников по динамической грузоподъемности?

2. Какова последовательность выполнения подбора подшипников качения?

3. Какие параметры (два варианта) являются критериями правильности выполнения подбора подшипников качения?

4. Какие подшипники качения рассчитывают по статической грузоподъемности?

5. Что такое статическая грузоподъемность?

6. Конструкция подшипников скольжения, терминология.

7. Достоинства и недостатки подшипников скольжения.

8. материалы подшипников скольжения.

9. Посадки подшипников скольжения.

10. Выбор посадок подшипников скольжения.

ЛЕКЦИЯ № 20.

Подшипники скольжения (продолжение) (2 часа).

У подшипников скольжения различают два режима смазки,

соответственно обеспечивающие:

1.Граничное (также называемое полужидкостным) трение.

2. Жидкостное трение – для сохранения работоспособности подшипники скольжения (независимо от режима смазки) должны обладать износостойкостью (абразивный износ), сопротивляться заеданию и усталостным разрушениям. Качественно физическая картина потери работоспособности опорами скольжения аналогична подробно рассмотрена в разделе курса “Виды разрушения зубьев”.

Условные расчёты подшипников скольжения при граничном (полужидкостном) трении.

При граничном трении подвод жидкой смазки к подшипнику осуществляется, либо эпизодически через маслёнку, либо непрерывной подачей смазки в небольших количествах из масляной ванны под подшипником с помощью специальных устройств. Никакого принудительного (маслонасосом) подвода смазки к подшипнику граничного трения не производится.

Ограниченная смазка при смешанном трении приводит к тому, что гребешки неровностей обработки поверхностей цапфы d1 и вкладыша d2 касаются друг друга и изнашиваются при работе. При этом минимальный масляный зазор

hmin <d1 + d2.Таким образом, между цапфой и вкладышем присутствует сложный процесс одновременно сухого и жидкостного трения, неподдающийся теоретическому описанию. Поэтому из-за отсутствия теории расчёта в практике проектирования подшипников смешенного трения используют условные расчеты, учитывающие в простейшей форме опыт конструирования и эксплуатации.

1.Расчёт на удельное давление.

Удельное давление(смятие). q = <[q]H/мм², где [q] =(3…10)Н/мм; (от стали по чугуну до закаленной стали по баббиту по справочной таблице ГОСТа).

В этом расчёте диаметр d известен из расчёта вала на прочность. Из условия равнопрочности подшипника на смятие и шипа на изгиб по отношению l/d можно найти длину подшипника l.

Изгибающий момент в опасном сечении: Mu = Fr* =Wu[ u] H*мм, где Wu=0,1*d³ мм ³-момент сопротивления сечения изгибу, [ u] =(50…70) H/мм²- допускаемое напряжение материала подшипника.

Из двух уравнений на смятие и изгиб: Fr =d*l[q] = Н. Откуда

и (мм).

2.Расчёт на нагрев (на отсутствия заедания).

Расчёт на нагрев производится при окружной скорости подшипника v>3м/сек по параметру q*v Вт/мм². Он характеризует теплообразование в подшипнике (мощность на единицу поверхности). Мощность трения при установившемся режиме работы практически целиком переходит в тепловой поток, нагревающий подшипник. Одновременно параметры q.v характеризуют и износ, зависящий от обоих параметров. v = м/сек, где d в миллиметрах. Тогда q.v = [q.v] Вт/мм².

По справочной таблице ГОСТа [q.v]=(2…25) Bт/мм². Большие значения [q.v] соответствуют условиям хорошего теплоотвода. Опытный подбор [q.v] основан на поддержании tподш tмасла<80 C, предотвращающей опасность заедания. Условные расчёты упорных подшипников скольжения (подпятников) аналогичны соответствующим расчётам радиальных подшипников, но при заниженных значениях [q] и [q.v].

Например, расчёт на удельное давление кольцевого подпятника (кольцевая форма пяты обеспечивает более равномерный износ после приработки).

q = [q] Н/мм².

Физические основы работы и расчёта подшипника скольжения при жидкостном трении.

Расчёт подшипника при жидкостном трении, описываемый гидравлической теории смазки, является основным расчётом подшипников скольжения. Он базируется на том, что минимальный масляный зазор между цапфой и вкладышем hmin >d1 + d2 - суммы высот неровностей обработки поверхности цапфы и вкладыша и что гидродинамическая подъёмная сила Fr/d уравновешивает радиальную нагрузку Fr на подшипник: Fr/d=Fr.

При вращении на поверхности цапфы скорость движения масла, подаваемого насосом, v = , на вкладыше v=0. При этом масло, вовлекаемое в зазор между цапфой и вкладышем, силами трения, обусловленными его вязкостью, вдавливается под цапфу в зазор в форме масляного клина. Создающаяся в этом клине эпюра давлений называется гидродинамической “бородой”. Образующаяся же на поверхности контакта масляного клина гидродинамическая подъёмная сила стремится поднять и переместить цапфу влево:O1-O1’-O2, а её вертикальная составляющая Fr/d должна уравновесить радиальную нагрузку на цапфу Fr: Fr/d =Fr. При этом цапфа всплывает над поверхностью вкладыша, образуя гарантированный масляный зазор

hmin >d1 + d2, обеспечивающий жидкостное трение в подшипнике.

Диаметральный зазор между вкладышем и цапфой DD-d имеет важное значение, являясь искомой величиной в расчёте подшипника.

Впервые вопрос о расчёте подшипника, работающего в условиях жидкостного трения, был решён русским учёным профессором Петровым Н.П. в 1883 году. На основе законов трения жидких тел Ньютона и своих опытов, он положил начало развитию гидродинамической теории смазки, установил уравнение для определения силы трения в подшипнике скольжения:Fтр = Н, откуда толщина масляной прослойки

h = м. Здесь - коэффициент динамической вязкости масла;

v м/с- скорость вращения подшипника, S м²- площадь контакта. Профессор Петров Н.П. по праву является основоположником гидродинамической теории смазки.

В дальнейшее развитие гидродинамической теории смазки существенный вклад внесли Рейнольдс, Жуковский, Чаплыгин, Зоммерфельд, Гюмбель, Дьячков, Коровчинский и др.

Гидродинамическая теория смазки позволяет получить точный расчёт подшипника скольжения бесконечной длины. Точного же расчёта подшипника скольжения конечной длины не существует, потому что в этой задаче число неизвестных параметров больше числа уравнений связи. Однако существует большое число приближенных методов расчёта подшипников скольжения, в которых недостающие для теоретического расчёта значения параметров находят опытным путём.

Физические основы одного из таких приближённых опытно-теоретических методов расчёта (Павлов Я.М.”Детали машин”) состоят в следующем.

Задано: d, l (из условного расчёта), d1 и d2, сорт масла и его вязкость

m =f(tмасла), частота вращения n и радиальная нагрузка на подшипник Fr.

Теоретические исследования на базе гидродинамической теории смазки, допущения и математические преобразования позволили авторам расчёта установить систему уравнений, описывающую условия существования жидкостного трения в подшипнике скольжения:

{ht min = ; ht min = 0,25*D_T}, Сравнение этой системы уравнений с формулой профессора Петрова Н.П. показало, что она содержит те же 5 параметров (или им пропорциональных величин) и дополнительно шестой параметр 1/D_T. Его присутствие в системе уравнений физически вполне понятно.

Из приведённых рисунков ясно, что с ростом D цапфе легче вдавливаться в масляный зазор, уменьшая его величину, т.е. D₂>D₁, а hmin2<hmin1. Значит hmin . Теоретическими исследованиями было установлено, что при

hT min =0,25 DT имеет место минимальный коэффициент трения: fтр =min. Откуда и появилось представление о наивыгоднейшем DT наив., который из двух уравнений системы с двумя неизвестными: DT наив =j2(m, d*n, ).

Опыт и теоретический анализ дали: DT max =j3(DT наив) и DT min =j4(DT наив);

Гребешки неровностей обработки поверхностей цапфы d1 и вкладыша d2 уменьшает DT и действительный Dd<DT.

Как следует из рисунка: dd =dT+2d1 и Dd =DT-2d2, откуда

Dd=Dd-dd=DT-dT-2(d1+d2), Значит Dd=DT-2(d1+d2), Следовательно

Dd min=DT min-2(d1+d2) мм; Dd max=DT max-2(d1+d2) мм;

По полученным значениям Dd min и Dd max по таблице допусков и посадок выбирается посадка в системе отверстия. За номинальный диаметр вкладыша(отверстия) Dном. принимается диаметр цапфы dц.

На рисунке: es, Es – верхние отклонения диаметров вала и отверстия.

ei – нижнее отклонение диаметра вала.

Td и TD – поля допусков для вала и отверстия

Условия подбора посадки и ei+ES ; Для оценки DT наив надо знать m =f(tм), т.е. нужен тепловой расчёт для оценки температуры масла tм. Он основан на тепловом балансе Q1=Q2, где Q1 – генерируемый, а Q2 – отводимый тепловые потоки. Генерируемый тепловой поток при работе подшипника. Q1 Nтр =Fтр*v=Fr*fтр*v (Вт), где fтр = - коэффициент трения (в книге Решетов Д.Н. “Детали машин”). Отводимый от подшипника (протягиваемым маслом) тепловой поток:

Q2 = Вт, где Cp - удельная теплоёмкость масла,

tм вх и tм вых С – температура масла на входе и выходе из подшипника,

qм кг/час – прокачка масла насосом через корпус подшипника.

Прокачка масла qм, которую надо продавить через подшипник, рассчитывается по полуэмпирической формуле профессора Куцаева С.Н.

qм = кг/час, где А – опытный коэффициент, v м/с – окружная скорость подшипника, h3 мм – зазор в месте подвода масла,

р Н/мм² – избыточное давление масла, m Н*с/м² – абсолютная вязкость масла,

b мм – длина масляной канавки, r кг/м³ – плотность масла.

Из условия теплового баланса определяется температура масла:

.

Дата добавления: 2015-10-16