§ 4. Нагрузочная способность подшипников скольжения

Подшипники полужидкостного трения выходят из строя из-за износа и перегрева, приводящего к заеданию. Существенно, что обе причины отказов связаны с мощностью, затрачиваемой на трение:

Р_т = wМ_т = vpfld,

где v — окружная скорость цапфы; / и d — длина и диаметр цапфы; р = F_r/(ld) — условное контактное давление в подшип­нике при действии радиальной силы F_r.

Показатели износа пропорциональны давлению в зоне кон­такта, скорости движения контактирующих тел, коэффициенту трения и зависят от других факторов. Однако расчет на износостойкость ведут по условному контактному давлению

где [р] - допускаемое давление, которое (как и в других подобных расчетах) является критерием подобия, обобщающим предшествующий опыт проектирования. Значения [р] даны в табл. 26.1.

Теплота, выделяемая в подшипнике, и его температура увеличиваются с ростом мощности трения, а теплоотдача пропорциональна поверхности цапфы. Поэтому полагают, что

Таблица 26.1. Допускаемые значения [p] и \pv] для подшипников скольжения

произведение ρυ определяет тепловой режим работы под­шипника и его стойкость против заедания. Если фактическое произведение

ρν < [ρν],

то температура подшипника будет в пределах допускаемой. Здесь [ру] — допускаемое произведение давления на скорость (см. табл. 26.1).

Подшипники жидкостного трения. Для работы подшипника в режиме жидкостного трения необходима подъемная сила, создаваемая давлением жидкого смазочного материала. Рас­пространены два способа создания «поддерживающего» дав­ления: статический (гидростатический) и гидродинамический. В соответствии с этим различают гидростатический и гид-родинамический подшипники жидкостного трения.

В гидростатических подшипниках давление в поддерживаю­щем слое смазочного материала создают насосом, подающим материал в зазор между цапфой и подшипником (рис. 26.8). Вследствие эксцентричного расположения цапфы в подшипнике под нагрузкой торцовые зазоры (зазор) между цапфой и под­шипником оказываются снизу меньшими, чем сверху. В ре­зультате переменный расход через зазор смазочного мате­риала приводит к появлению требуемого давления и подъем­ной силы. Давление жидкого смазочного материала (а им может быть , и вода) в гидросистеме и его расход определяются за­зором между цапфой и подшипником, радиальной силой и вязкостью материала.

В связи с необходимостью подачи смазочного материала в зону высокого гидравлического давления (под цапфу) гид­ростатические подшипники требуют для нормальной работы сложной гидросистемы.

Рис. 26.8. Гидростатический подшипник

Рис. 26.9. Зависимость Κχ от относитель­ного эксцентриситета χ

Гидродинамические подшипники получили большее рас­пространение. В них смазочный материал следует подавать только в зону низкого давления (см. рис. 26.2,6), откуда вращающейся цапфой он нагнетается вниз, образуя клиновой поддерживающий слой. Проходя через узкий участок ра­диального зазора, часть смазочного материала удаляется в торцовый зазор между цапфой и подшипником. Другая его часть вытекает в торцовый зазор поверх цапфы, также ох­лаждая подшипник.

Задача расчета состоит в определении размеров подшип­ника и сорта смазочного материала, обеспечивающих при заданных диаметре цапфы d, радиальной силе F_r и частоте вращения η (или угловой скорости ω) режим жидкост­ного трения.

В результате гидродинамического расчета радиального под­шипника получена следующая зависимость для определения подъемной силы, уравновешивающей радиальную нагрузку, Н:

где μ — коэффициент динамической вязкости, Па*с (табл. 26,2); I и d — длина и диаметр цапфы в м; ψ - относительный зазор, ψ = δ/d; К_х — безразмерный коэффициент подъемной (несущей) силы, зависящий от относительного эксцентриситета χ = 2е/(рис. 26.9).

Из формулы (26.2) видно, что подъемная сила возрастает при увеличении скорости ω, вязкости смазочного материала μ и эксцентриситета е и уменьшается при увеличении зазора ψ.

Таблица 26.2. Динамическая вязкость смазочных материалов

Для работы подшипника в режиме жидкостного трения необходимо, чтобы толщина слоя смазочного материала в узкой части клина h_min (см. с. 434) обеспечила бы выпол­нение условия (26.1) с некоторым запасом

nχ = h_min/h_кр.

где h_кр = Rz_ц + Rz_n + у_ц - критическое значение толщины слоя смазочного материала; последнее слагаемое учитывает пере­кос цапфы относительно среднего значения в результате изгиба вала под нагрузкой. Для двухопорного вала у_цF_rL²l/(15EJ) (здесь L—расстояние между серединами опор; EJ — жесткость сечения вала при изгибе).

Обычно принимают п_х > 1,5 - 2.

В последние годы получили применение газостатические и газодинамические подшипники (частота вращения опор n > 30 000 - 50 000 об/мин), принцип их работы аналогичен описанному для подшипников жидкостного трения.

Пример 1. Проверить, будет ли работать в режиме жидкостного трения радиальный подшипник скольжения при следующих данных: вал из стали 45, вкладыш из бронзы БрАЖ9 —4; F_r = 5000 Η, d = 100 мм, I = 50 мм; средний зазор =150 мкм; Rz_a = Rz_ц = = 3,2 мкм; η = 960 об/мин; смазочный материал - масло индуст­риальное И-20А, μ₅ο = 0,02 Па · с.

Решение. Определяем угловую скорость цапфы

Далее находим

По формуле, вытекающей из равенства (26.2), вычисляем

По графику на рис. 26.9 для К_х = 1,12 при l/d = 0,05 находим χ = 0,75 и по формуле на с. 436 вычисляем

Полагая у_ц = О, определяем h_кр = 3,2 + 3,2 = 6,4 мкм. Находим коэффициент запаса

Запас удовлетворительный.

Пример 2. Проверить подшипник примера 1 по условиям из­нашивания и заедания при работе в режиме полужидкостного тре­ния. По табл. 26.1 находим допускаемые значения [р] = 15 МПа; [рv] = 12 МПа*м/с. Фактические значения ρ = 1 МПа (см. пример 1), ν = ωd/2 = 100· 0,1/2 = 5 м/с; ρν = 1 · 5 = 5 МПа · м/с, т. е. условия работоспособности выполняются.