Материал: Основы проектирования и конструирования деталей машин. Нилов В.А., Жилин Р.А

б) прирабатываемость – обеспечивает уменьшение кромочных давлений, связанных с упругими деформациями и погрешностями изготовления.

в) хорошая смачиваемость маслом и способность образовывать на поверхности стойкие и быстровосстанавливаемые масляные пленки.

По химическому составу антифрикционные материалы делятся на три большие группы:

– металлические – бабиты, бронзы, сплавы на цинковой основе, на алюминиевой основе, антифрикционные чугуны;

– металлокерамические (железографитовые, получаемые методом порошковой металлургии);

– неметаллические – пластмассы, древесные пластики, резина.

22.5.Критерии работоспособности и расчета подшипников скольжения

Основными критериями работоспособности подшипников являются:

а) износостойкость – сопротивление абразивному изнашиванию и схватыванию;

б) сопротивление усталости при пульсирующей нагрузке.

Абразивное изнашивание возникает при недостаточной несущей способности масляного слоя и особенно при попадании со смазкой абразивных частиц, соизмеримых с толщиной масляного слоя.

Схватывание возникает при потере масляной пленки своей защитной способности из-за повышенных местных давлений и температур. Этому способствует повышение кромочных давлений как следствие перекоса вала в подшипнике. Конечной стадией отказа подшипника является полное захватывание цапфы в подшипнике в результате разогрева цапфы и выборке зазора в подшипнике до нуля.

Усталостные разрушения фрикционного слоя наблюдаются при значительной пульсации нагрузки: в поршневых машинах, в машинах ударного и вибрационного действия. При некачественной заливке вкладышей наблюдается отслаивание заливки.

Основным расчетом подшипников скольжения является расчет на жидкостное трение, который основывается на том, что масляный слой должен воспринимать всю нагрузку, а его толщина должна быть больше сумм неровностей обработки цапфы и вкладыша. Составной частью расчета является тепловой расчет, т.к. недопустимое повышение температуры приводит к изменению свойств смазки и выплавлению заливки вкладышей.

Кроме того, применяются условные расчеты.

22.6.Условные расчеты подшипников

Для подшипников жидкостного трения условные расчет применяются как предварительные, а для подшипников полужидкостного – как основные (т.к. других нет).

Расчет по допускаемым давлениям в подшипниках проводится по нагрузке, отнесенной к проекции цапфы.

.

В подшипниках большинства стационарных машин [P] = 1…4 Н/мм², для двигателя внутреннего сгорания [P] = 4…20 Н/мм².

Расчет обычно используется, как проверочный, т.к. диаметр цапфы определяется при расчете вала.

Расчет по произведению давления в подшипнике на скорость скольжения

; м/с.

Произведение PV в некоторой степени характеризует теплообразование и износ.

В подшипниках большинства стационарных машин принимают [PV] = (2…10) МПа·с/м, в поршневых авиационных двигателях [PV] = (30…50) МПа·с/м.

Значения [P] и [PV] в зависимости от материала вкладышей приводится в справочной литературе.

22.7.Тепловой расчет подшипников

Для современных быстроходных машин тепловой расчет подшипников имеет решающее значение. Расчет ведут на основе теплового баланса, т.е. приравнивание теплообразования в подшипнике к теплопередаче.

Теплообразование в подшипнике

, ккал/ч.

Т.е. количество тепла, выделяющегося в подшипнике в единицу времени.

W = (W₁ + W₂).

Теплоотдача происходит:

а) через корпус и вал;

б) через смазку, вытекающую из подшипника.

в) через корпус и вал.

W₁ = K_TF(t_M – t₀), ккал/ч,

где F – свободная площадь подшипника,

K_T – коэффициент теплоотдачи.

,

где V_β – скорость омывания корпуса воздухом. Наименьшее значение V_β = 1 м/с.

(t_M – t₀) избыточная tº подшипника.

б) теплоотвод через смазку, вытекающую из подшипника

, ккал/ч,

где Q – объем масла, прокачиваемого через подшипник, л/мин;

ν – плотность масла, равная 0,87-0,89;

C – теплоемкость масла С = (0,4…0,5) ккал/кг

; – температура масла на входе и выходе в подшипник.

Уравнение баланса

W = (W₁ + W₂).

Температура подшипника должна быть не выше 60…75 ºС

22.8.Проектировочный расчет подшипников жидкостной смазки

Заданными являются: нагрузка на опору R, а частота вращения вала n об/с, диаметр вала d. Отношением ℓ/ d обычно задаются (в пределах 0,8-1,0, нормальная длина).

Задача сводится к нахождению относительного зазора ψ, обеспечивающего наиболее надежную работу подшипника. С этой целью определяют характеристику режима:

мм²

где η – динамическая вязкость масла, Па·с;

n – частота вращения вала, об/с;

Р – удельная нагрузка на материал вкладыша, Па (Р = R/ℓ· d).

Величину оптимального зазора ψ находят по специальным графикам, или по формуле

мм ,

где Δ – диаметральный зазор.

Валы устанавливают в подшипниках по посадкам:

; ; ; ; .

– средний относительный зазор.

m – постоянная, зависящая от посадки

Посадка с8 d8 e8 f7

m 23 17 12 7,5

Величина коэффициента трения при жидкостной смазке находится в пределах 0,001…0,005. При неблагоприятных условиях (высокая вязкость масла, большие окружные скорости, малые зазоры) коэффициент трения возрастает до 0,01…0,03. У подшипников, работающих в условиях граничной смазки коэффициент трения достигает значений 0,1…0,2.

23.Конструирование подшипниковых узлов

23.1.Схемы установки подшипников

Валы должны занимать вполне определенное положение в опорах, которые могут быть фиксирующие и плавающие.

В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в обоих направлениях, а в плавающих осевое перемещение вала в обоих направлениях не ограничивается.

Фиксирующая опора воспринимает радиальную и в любом направлении осевую нагрузку.

Плавающая опора воспринимает только радиальную нагрузку. В схемах на рис. 23.1 и 29.2 вал фиксируется в одной левой опоре одним или двумя радиальными или радиально-упорными подшипниками.

Рис. 23.111. Установка вала в фиксирующей и плавающей опорах

Схемы рис. 23.1 и 23.2 применяют при любом расстоянии между опорами, причем схема (рис. 23.2) характеризуется большей жесткостью фиксирующей опоры.

Осевая фиксация (рис. 23.1) широко применяется в коробках передач, редукторах и т.д. для валов цилиндрических зубчатых передач и приводов валов ленточных и цепных транспортеров.

Осевую фиксацию по схеме (рис. 23.2) применяют в цилиндрических, конических и червячных передачах.

Рис. 23.112. Установка вала в технологичной фиксирующей опоре

При назначении фиксирующей и плавающей опор учитывают следующие рекомендации:

– подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Поэтому, если опоры нагружены кроме радиальной еще и осевой нагрузкой, то в качестве плавающей выбирают опору, нагруженную большей радиальной силой;

– при температурных колебаниях плавающий подшипник (вместе с валом) перемещается в осевом направлении, что под нагрузкой, изнашивает посадочную поверхность в корпусе. Поэтому, если на опоры действуют только радиальные нагрузки, то в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору;

– если выходной конец вала соединяется с другим валом муфтой, в качестве фиксирующей принимают опору в близи этого конца вала.

Применяют также схемы, в которых осевое фиксирование вала происходит в двух опорах, причем в каждой из них осевое перемещение вала ограничивается только в одном направлении.

Обе схемы (рис. 23.3, 24.4) применяют с определенными ограничениями и связано это с изменением зазоров в подшипниках вследствие нагрева при работе.

Из-за увеличения длины вала осевые зазоры в подшипниках (схема «враспор») еще больше уменьшаются.

Рис. 23.113. Установка вала «враспор»

Для исключения защемления вала в опорах предусматривают осевой зазор «а», величина которого должна быть несколько больше ожидаемой тепловой деформации подшипников и вала. Из опыта эксплуатации этот зазор устанавливают в пределах 0,2…0,5 мм. Конструктивно эта схема (рис. 23.3) наиболее проста и ее широко применяют при относительно коротких валах.

Рис. 23.114. Установка вала «врастяжку»

Поскольку радиально-упорные чувствительны к изменению осевых зазоров, то соотношение l/d можно брать более 10.

При установке вала «врастяжку» (рис. 23.4) осевой зазор в подшипниках при увеличении температуры вала увеличивается (вероятность защемления подшипников уменьшается). Поэтому расстояние между подшипниками можно брать несколько больше, а именно l/d = 8…10.

Более длинные валы по схеме «врастяжку» устанавливать не рекомендуется из-за возможности появления недопустимых для радиально-упорных подшипников осевых зазоров.