Что является проверочным расчетом для подшипников скольжения
Перейти к содержимому

Что является проверочным расчетом для подшипников скольжения

  • автор:

Детали машин

Критерием работоспособности опор скольжения является износостойкость – сопротивление изнашиванию и заеданию.

Условный расчет подшипников скольжения проводят по среднему давлению q на рабочую поверхность и удельной работе qv сил трения, где v – окружная скорость поверхности цапфы.

Расчет по среднему давлению q обеспечивает достаточную износостойкость, а расчет по удельной работе сил трения qv – нормальный тепловой режим и отсутствие заедания.

расчеты подшипников скольжения

Для подшипников, работающих в режиме несовершенной смазки, условный расчет является основным, его выполняют в большинстве случаев, как проверочный; для подшипников, работающих в условиях жидкостной смазки – как основание для выбора материала вкладыша.

При условном расчете должны быть выполнены условия:

где Rr – радиальная сила, действующая на подшипник, Н;
А – площадь проекции поверхности цапфы на диаметральную плоскость, мм 2 .

Для шипа или шейки А = dl .
Здесь d и l – диаметр и длина шипа (шейки), которые определяют при расчете и конструировании вала.
Для большинства подшипников скольжения l = (0,6…0,9) d .

Значения [q] и [qv] зависят от материала вкладыша:

Материал вкладыша
[qv]
МН×м/(м 2 ×с)
Бронза оловянная БрО4Ц4С17
Высокооловянный баббит Б88
Антифрикционный чугун АЧС-1

Момент трения скольжения Тск на цапфе вала определяют по формуле:

где fc = коэффициент трения скольжения в подшипнике при несовершенной смазке:
fc = 0,10…0,15 – для стали по бронзам и антифрикционному чугуну;
fc = 0,05…0,10 – для стали по баббиту.

Расчет подпятников аналогичен расчету подшипников, при этом площадь опорной поверхности пяты зависит от ее конструкции. При неудовлетворительном результате расчет повторяют, изменяя размеры цапфы или принимая другой материал вкладышей.

КПД подшипников скольжения

КПД подшипников скольжения зависит от потерь на трение при контакте поверхностей скольжения. В условиях полужидкостной смазки КПД одной пары подшипников принимают:
— для вкладышей из чугуна – η = 0,95…0,96;
— для вкладышей из бронзы – η = 0,97…0,98;
— с баббитовой заливкой – η = 0,98…0,99;
— для вкладышей из древеснослоистых пластиков при смазывании водой – η = 0,98.

В условиях жидкостной смазки сопротивление вращению определяется только внутренним трением смазочной жидкости. Поскольку это трение сравнительно мало, значение КПД в этом случае принимают равным η = 0,995…0,999.

Гидродинамический расчет подшипников скольжения

Гидродинамический расчет подшипников скольжения производится для определения необходимых свойств смазочного материала и требуемой толщины зазора между вкладышем и валом при заданных нагрузочных и скоростных режимах вала из условия обеспечения жидкостной смазки.

Для обеспечения жидкостной смазки должны соблюдаться условия:

  • Зазор между поверхностями трения должен соответствовать требуемому размеру их шероховатости, т. е. смазочный материал должен полностью разделять трущиеся поверхности (обычно принимают одну из стандартных посадок с зазором: Н7/f7; H8/e8; H8/d9 и др.).
  • Масло необходимой вязкости должно надежно заполнять зазор и непрерывно пополняться.
  • Частота вращения вала должна быть достаточной для создания необходимой гидродинамической поддерживающей силы за счет заклинивания смазочного материала.
    В качестве примера можно привести работу подшипников скольжения, применяемых для коленчатых валов двигателей (коренных и шатунных вкладышей). Детали этих узлов испытывают мощнейшие внешние нагрузки, и, тем не менее, служат годами, не подвергаясь изнашиванию. Причина простая — при достаточном давлении (обусловленном исправностью системы смазки и частотой вращения коленвала) после пуска двигателя коленчатый вал буквально всплывает в масляном слое между вкладышами и шейками, и практически не подвержен сухому трению, поскольку не касается поверхностей вкладышей. Поэтому при правильном уходе за смазочной системой двигателя вкладыши и коленчатый вал могут служить очень долго.

Расчет подшипников скольжения, работающих при жидкостной смазке, проводят на основе гидродинамической теории смазки с решением дифференциальных уравнений. Эта теория доказывает, что гидродинамическое давление может возникнуть при относительном движении только в клиновом зазоре, масляный слой в котором способен воспринимать всю нагрузку. Толщина h масляного слоя в самом узком месте зависит от режима работы подшипника. Чем больше вязкость смазочного материала и частота вращения вала, тем больше толщина масляного слоя. С увеличением нагрузки толщина масляного слоя уменьшается.

При установившемся режиме работы толщина слоя h должна быть больше суммы шероховатостей поверхностей цапфы Rz1 и вкладыша Rz2 :

где К ≤ 2 – коэффициент запаса толщины масляного слоя, учитывающий изгиб цапфы, неточности изготовления и сборки.

Рабочие поверхности цапф обрабатывают тонким точением ( Rz = 1,6…6,3 мкм), шлифованием ( Rz = 0,8…3,3 мкм), полированием ( Rz = 0,05…0,8 мкм).

Рабочие поверхности вкладышей протягивают, растачивают, шабрят ( Rz = 1,6…10 мкм).

Гидродинамический расчет подшипников скольжения, работающих в режиме жидкостной смазки, является основным. Его выполняют, как проверочный, определяя значение минимальной толщины масляного слоя, средней температуры и расхода смазочного материала.
При назначении стандартной посадки следует стремиться к выбору минимальных диаметральных зазоров из числа допустимых: при этом лучше центрируется вал, меньше расход смазочного материала, больше запас на износ поверхностей.

При расчетах учитывают, что температура подшипника во время работы должна быть не выше 60…75 ˚С.

7.1.5 Критерии работоспособности и расчета подшипников скольжения

Основные критерии работоспособности подшипников скольжения:

  • Износостойкость – сопротивление абразивному изнашиванию, которое возникает вследствие недостаточной несущей способности масляного слоя при установившемся режиме работы, неизбежного трения при пуске и останове, и попадании со смазочным материалом абразивных частиц, соизмеримых с толщиной масляного слоя;
  • Сопротивление усталости при пульсирующей нагрузке – в поршневых машинах, машинах ударного и вибрационного действия и т.д.

7.1.5.1 Проверочный расчет по допускаемым давлениям в подшипнике

Расчет среднего давления в подшипнике ведется по радиальной нагрузке: , где – радиальная нагрузка на подшипник, Н; –диаметр шейки вала, мм; –длина вкладыша подшипника, мм; –допускаемое давление, МПа: в подшипниках большинства стационарных машин при отсутствии особых требований к габаритам =1…4 МПа (в зависимости от условий работы и материалов); в коренных и шатунных подшипниках двигателей внутреннего сгорания=4…20 МПа; В подшипниках прессов, ковочных машин, прокатных станов=10…30 МПа.

7.1.5.2 Проверочный расчет на нагрев и скорость износа

Расчет выполняют по произведению среднего давления на окружную скорость трения : , где – характеристика теплообразования в подшипнике: для большинства стационарных машин=2…10 МПа∙м/сек; в подшипниках быстроходных и тяжелонагруженных машин при хорошем охлаждении и других специальных мероприятиях значениямогут быть значительно повышены; в подшипниках автомобильных двигателей=25…35 МПа∙м/сек. Окружная скорость трения , м/сек: , где – частота вращения вала, об/мин. Допускаемые давления и особенно характеристики подшипниковколеблются в очень широких пределах. Это связано с многообразием факторов, влияющих на работу подшипников. К ним относятся в первую очередь материалы, качество изготовления, кромочные давления, смазка, охлаждение, условия пуска, цикл работы и т.д.

7.2. Подшипники качения

7.2.1 Общие сведения

Подшипники качения являются основным видом опор валов и осей. Для снижения трения при вращении используются тела качения. Подшипники качения состоят из наружного и внутреннего колец с дорожками качения, тел качения (шариков или роликов), сепараторов, разделяющих и направляющих тела качения. В совмещенных опорах одно или два кольца могут отсутствовать. В них тела качения катятся непосредственно по канавкам вала или корпуса. Подшипниковые узлы, кроме непосредственно подшипников качения, включают корпуса с крышками, детали крепления колец подшипников, защитные и смазочные устройства. Подшипники качения – группа изделий, наиболее широко стандартизированных в международном масштабе, взаимозаменяемых и централизованно изготовляемых в массовом производстве. В мире ежегодно выпускается несколько миллиардов подшипников нескольких десятков тысяч типоразмеров от 0,5 мм до 2 (и более) метров, массой от нескольких грамм до нескольких тонн. Основные типы подшипников качения показаны на рис. 7.8.

а б в г
д е ж з
Рис. 7.8. Основные типы подшипников качения
  • Меньшие моменты сил трения и теплообразование. Малая зависимость моментов сил трения от скорости;
  • Значительно меньшие (в 5-10 раз) пусковые моменты;
  • Большая несущая способность на единицу ширины подшипника;
  • Относительно малая стоимость благодаря массовому производству;
  • Значительно меньшие требования по уходу, меньший расход смазочных материалов;
  • Меньший расход цветных металлов, меньшие требования к материалу и термообработке валов.
  • Повышенные диаметральные габариты;
  • Меньшая способность демпфировать динамические нагрузки;
  • Ограниченная быстроходность;
  • Повышенный шум при высоких скоростях;
  • Высокая стоимость при мелкосерийном производстве.

Условный расчет подшипников скольжения

Условный расчет подшипников скольжения проводят по среднему давлению q на рабочих поверхностях и удельной работе qv сил трения, где v — окружная скорость точек поверхности цапфы.

Расчет по среднему давлению q (см. эпюру на рис. 27.6, в) обеспечивает достаточную износостойкость, а расчет по qv — нормальный тепловой режим и отсутствие заедания.

Для подшипников, работающих в режиме несовершенной смазки, условный расчет является основным, его выполняют в большинстве случаев как проверочный; для подшипников, работающих в условиях жидкостной смазки,как основание для выбора материала вкладыша.

При условном расчете должны быть выполнены условия:

где Rr = ^RrB +Ргг ~ суммарная опорная радиальная сила, действующая на подшипник; А — площадь проекции поверхности цапфы на диаметральную плоскость:

где d и / — диаметр и длина шипа (шейки), которые определяют при расчете и конструировании вала.

Рекомендуется / = (0,5. 0,9)d.

Значения [гф q] и [qv] зависят от материала вкладыша:

Материал вкладыша [v], м/с q, Н/мм 2 [qv], МН • м/(м 2 ? с)

Бр04Ц4С17. 2 • с) 2 • с); условие (28.2) выполняется.

Подшипник для заданного режима работы пригоден.

5. Момент трения скольжения на шейке оси [формула (28.3)] при f. = 0,10:

Особенности расчета подшипников скольжения

Данные для цитирования: . Особенности расчета подшипников скольжения // Евразийский Союз Ученых — публикация научных статей в ежемесячном научном журнале. Технические науки. ; ():-.

Подшипником скольжения называют опору для поддержания вала (или вращающейся оси). В таком подшипнике цапфа вращающегося вала (или оси) проскальзывает по опоре.

В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки подшипники скольжения различают:

– радиальные (воспринимают радиальные нагрузки);

– упорные (подшипники) – воспринимают осевые нагрузки;

– радиально-упорные – одновременно воспринимают радиальные и осевые нагрузки.

Радиальные подшипники скольжения (или просто подшипники скольжения) предназначены для восприятия радиальной нагрузки. В таких подшипниках поверхности цапфы вала (или оси) и подшипника находятся в условиях относительного скольжения. При этом возникает трение, кото­рое приводит к изнашиванию пары вал (ось) — подшипник.

Подшипники скольжения применяются ограниченно и лишь в тех областях, где они сохранили свои преимущества, а именно: для весьма быстроходных валов, в режиме работы которых долговечность подшипников качения очень мала; для осей и валов, требующих весьма точной установки; для валов очень большого диаметра (при отсутствии стандартных подшипников качения); когда по условиям сборки подшипник должен быть разъемным; при работе подшипника в воде, агрессивной среде для тихоходных валов неответственных механизмов и в особых условиях.

Подшипник скольжения должны удовлетворять следующим основным требованиям:

а) конструкции и материалы должны быть такими, чтобы потери на трение и износ их и вала были минимальными;

б) должны быть достаточно жесткими и прочными;

в) размеры их трущихся поверхностей должны быть достаточными для восприятия действующего на них давления;

г) сборка, установка и обслуживание должны быть простыми.

Для уменьшения трения и нагрева, повышения КПД подшипники смазывают.

Условный расчет подшипников скольжения и подпятников

Подшипники скольжения чаще всего выходят из строя вследствие абразивного изнашивания или заедания. В машинах, где подшипники вос­принимают большие ударные и вибрационные нагрузки, возможно устало­стное разрушение рабочего слоя вкладышей.

Условный расчет подшипников скольжения проводят для подшипни­ков, работающих в условиях граничного трения (режим полужидкостной смазки), когда трущиеся поверхности гарантированно не разделены слоем смазочного материала, а на рабочей поверхности вкладыша имеется лишь тонкая масляная пленка, которая может разрушиться. Этот расчет проводят для обеспечения износо­стойкости и отсутствия заедания. К таким подшипникам относятся подшипники грубых тихоходных механизмов, машин с частыми пусками и остановками, неустановившимся режимом нагрузки, плохими условиями подвода смазки и т. д.

Для подшипников жидкостного тре­ния производят специальный расчет, основанный на гидродинамической теории смазывания.

Интенсивность изнашивания зависит от давления между цапфой и вкладышем, материалов, из которых они изготовлены, стойкости масляной пленки и долговечности сохранения смазывающих свойств масла.

Подшипники, работающие в условиях граничного трения, рассчитывают по условной методике. Во-первых, ограничивают среднее давление рс между цапфой и вкладышем, что обеспечивает ограничение износа и не выдавливание смазки между рабочими поверхностями вкладыша подшипника и цапфы. Во-вторых, по произведению рсv (v – окружная скорость вращения цапфы) пару «цапфа – вкладыш» рассчитывают на нагрев с тем, чтобы обеспечить нормальный тепловой режим работы подшипника. Произведение рс∙v характеризует удельную мощность трения, поэтому при превышении допускаемого значения [рсv] температура локально повышается настолько, что происходит разрыв масляного слоя, и, как следствие, схватывание поверхностей цапфы и вкладыша.

Одна из основных условностей расчета состоит в том, что давление считают равномерно распределенным по поверхности контакта цапфы и вкладыша, как показано на рис.1. Установить истинный закон распределения давлений практически невозможно, так как он зависит от большого числа факторов, в частности, от жесткости цапфы и вкладыша, погрешностей монтажа, режима эксплуатации и т. д.

Рис.1

Расчет по среднему давлению рс гарантирует не выдавливаемость сма­зочного материала и представляет собой расчет на износостойкость, а расчет по pсv обеспечивает нормальный тепловой режим и отсутствие за­еданий.

Условие нормальной работоспособности подшипников скольжения и подпятников в условиях граничного трения:

где рс — действительное среднее давление между цапфой и вкладышем (или пятой); v окружная скорость цапфы; [рс] — допускаемое давление и [pcv] — допускаемое значение критерия (можно выбирать по табл. 1).

Если при расчете условия не выполняются, то необходимо изменить материал или ширину вкладыша и повторить расчет.

Условный расчет для подшипников, работающих в условиях гранично­го трения, является основным, его выполняют в большинстве случаев как проверочный, а для подшипников жидкостного трения — как ориентиро­вочный.

Таблица 1.

Допускаемые значения давления [рс] и критерия [pcv] для подшипников скольжения и подпятников

Материал цапфы и вкладыша [pc], МПа [pcv]
Сталь по чугуну 2-4 1-3
Сталь по бронзе БрОбЦбСЗ 4-6 4-6
Сталь закаленная по бронзе БрА9Ж4 15-20 18-12
Сталь по антифрикционному чугуну АЧК-1, АЧК-2

Среднее рабочее давление между цапфой и вкладышем (рис.2) определяют по формуле

где F r — радиальная нагрузка на подшипник; d — диаметр цапфы; l — дли­на цапфы; dl проекция опорной поверхности на диаметральную плос­кость.

Длину цапфы назначают в зависимости от диаметра вала l=?d, где φ= 0,5…1,2 выбирают из опыта эксплуатации.

Рис.2. Расчетная площадь смятия подшипника

Расчетная окружная скорость цапфы

Особенности расчета подшипников скольжения

где ω — угловая скорость цапфы; d — ее диаметр.

Среднее рабочее давление под пятой

Особенности расчета подшипников скольжения

К = 0,8…0,9 — коэффициент, учитывающий уменьшение опорной по­верхности из-за наличия смазочных канавок.

Расчетная окружная скорость вала

Особенности расчета подшипников скольжения

где ω — заданная угловая скорость вала;

— приведенный радиус;

Список литературы :

  1. Абакумов, А.Н. Проектирование приводного вала конвейера: метод. указания к курсовому проекту по деталям машин / А.Н. Абакумов. – Омск. : Изд-во ОмГТУ, 2005. – 24 с.
  2. Аврущенко В.Х. Резиновые уплотнители Л.: Химия, 1978.
  3. Автоматизация поискового конструирования. Под ред.А.И. Половинкина. — М.: Радио и связь, 1981. — 344с.
  4. Автономов В.Н. Создание современной техники. Основы теории и практики. — М.: Машиностроение, 1991. — 304с.
  5. Агейчик В.А. и др. Детали машин и основы конструирования. Методическое пособие по выполнению курсового проекта для студентов специальностей агроинженерии. Минск, 2007, 197 с.
  6. Александров А.В., Каштанов В.Д., Державин Б.П. Детали машин. М.: Высшая школа, 2003[schema type=»book» name=»Особенности расчета подшипников скольжения» description=»В данной статье рассматривается особенности расчета подшипников скольжения. «Что такое подшипник скольжения, на какие группы делиться , в каких областях используется, какие требования должны удовлетворять и какую формулу нужно использовать для расчета подшипников скольжения ?» — это все можно будет рассмотреть в статье.» author=» Бекмуродова Озода Абдулла кызы, Каратаев Оскар Робиндарович» publisher=»БАСАРАНОВИЧ ЕКАТЕРИНА» pubdate=»2017-01-25″ edition=»ЕВРАЗИЙСКИЙ СОЮЗ УЧЕНЫХ_31.10.15_10(19)» ebook=»yes» ]

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *