- •Часть 1. Основы расчета
- •Глава 1
- •§ 1 Общие сведения о деталях и узлах машин и основные требования к ним
- •§ 2. Прочностная надежность деталей машин (методы оценки)
- •§ 3. Износостойкость деталей машин
- •§ 4. Жесткость деталей машин
- •§ 5. Стадии конструирования машин
- •Глава 2
- •§ 1. Машиностроительные материалы
- •§ 2. Точность изготовления деталей
- •Часть 2. Передаточные механизмы
- •Глава 3
- •§ 1. Ремни и шкивы
- •§ 2. Усилия и напряжения в ремне
- •§ 3. Кинематика и геометрия передач
- •§ 4. Тяговая способность и кпд передач
- •§ 5. Расчет и проектирование передач
- •§ 6. Передачи зубчатыми ремнями
- •Глава 4
- •§ 1. Виды механизмов и их назначение
- •§ 2. Кинематика и кпд передач
- •§ 3. Расчет передач
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика зубчатых передач
- •§ 3. Элементы теории зацепления передач
- •11 Г. Б. Иосилевич и др.
- •§ 5. Геометрический расчет эвольвентных прямозубых передач
- •§ 6. Особенности геометрии косозубых и шевронных колес
- •§ 7. Особенности геометрии конических колес
- •§ 8. Передачи с зацеплением новикова
- •§ 9. Усилия в зацеплении
- •§ 10. Расчетные нагрузки
- •§ 11. Виды повреждений передач
- •§ 12. Расчет зубьев на прочность при изгибе
- •§ 13. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев
- •§ 14. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения для зубчатых колес
- •§ 15. Особенности расчета и проектирования планетарных передач
- •§ 16. Конструкции зубчатых колес
- •Глава 21 гиперболоидные передачи
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Геометрический расчет передачи
- •§ 3. Кинематика и кпд передачи.
- •§ 4. Расчет на прочность червячных передач
- •§ 5. Материалы, допускаемые напряжения и конструкции деталей передачи
- •Глава 22
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематические характеристики и кпд передачи
- •§ 3. Расчет несущей способности элементов передачи
- •Глава 23
- •§ 1. Цепи и звездочки
- •§ 2. Кинематика и быстроходность передач
- •§ 3. Усилия в передаче
- •§ 4. Расчет цепных передач
- •§ 5. Особенности конструирования и эксплуатации передач
- •Часть 3. Валы, муфты, опоры и корпуса
- •Глава 24
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Конструкции и материалы валов и осей
- •§ 3. Расчет прямых валов на прочность и жесткость
- •§ 4. Подбор гибких валов
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Нерасцепляемые муфты
- •§ 3. Сцепные управляемые
- •Глава 26
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы подшипников
- •§ 3. Конструкции и виды повреждений подшипников
- •§ 4. Нагрузочная способность подшипников скольжения
- •Глава 27 подшипники качения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика и динамика подшипников
- •1'Нс. 27.4. План скоростей в Рис. 27.5. Контактные напряжения и план скоростей в радиально-упорном подшипнике
- •§ 3. Несущая способность подшипников
- •§ 4. Выбор подшипников
- •§ 5. Конструкции подшипниковых узлов
- •Детали корпусов, уплотнения, смазочные материалы и устройства
- •§ 1. Детали корпусов
- •§ 2. Уплотнения и устройства для уплотнения
- •I'm. 28.2. Конструктивные формы прокладок:
- •§ 3. Смазочные материалы и устройства
- •Часть 4. Соединения деталей (узлов) машин и упругие элементы
- •§ I. Сварные соединения
- •§ 2. Проектирование и расчет соединений при постоянных нагрузках
- •§ 3. Расчет на прочность сварных соединений при переменных нагрузках
- •§ 4. Паяные соединения
- •§ 5. Клеевые соединения
- •Глава 30 заклепочные соединения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений при симметричном нагружении
- •§ 3. Расчет соединений
- •Глава 31
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений
- •Глава 32
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы резьбовых соединений
- •§ 3. Виды разрушений и основные расчетные случаи
- •§ 4. Особенности расчета групповых (многоболтовых) соединений
- •Глава 33
- •§ 1. Шпоночные соединения
- •§ 2, Шлицевые соединения
- •§ 3. Профильные соединения
- •§ 4. Штифтовые соединения
- •Глава 34
- •§ 2. Расчет витых цилиндрических пружин сжатия и растяжения
- •§ 3. Резиновые упругие элементы
- •Глава 35
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Общие принципы построения систем автоматизированного проектирования
- •§ 3. Структура математической модели
- •§ 4. Цели и методы оптимизации
- •Глава 36
- •§ 1. Расчет вала минимальной массы
- •§ 2. Расчет многоступенчатого редуктора минимальных размеров
§ 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:
Рт = wМт = vpfld,
где v — окружная скорость цапфы; / и d — длина и диаметр цапфы; р = Fr/(ld) — условное контактное давление в подшипнике при действии радиальной силы Fr.
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
Параметры |
|
Значения параметров для материалов |
вкладыша |
| |||
|
СЧ 20 |
АСЧ-2 |
БрОФЮ-1 |
БрАЖ9-4 |
Б16 |
ЛКС80-3-3 |
Капрон |
ϋ, м/с (менее) |
0,5 |
1 |
10 |
4 |
12 |
2 |
4 |
\р], МПа |
4 |
12 |
15 |
15 |
15 |
12 |
15 |
МПа*м / с
|
- |
12 |
15 |
12 |
10 |
10 |
15 |
Примечание:Значения ϋ максимально допустимые. |
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 Fr 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; Кх — 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
Температура, °С |
Вязкость μ масел, Пас | |||
|
турбинного т46 |
индустриального И-40А |
турбинного Т3о |
индустриального И-20А |
35 50 70 90 |
0,11 0,045 0,018 0,008 |
0,1 0,04 0,017 0,007 |
0,06 0,027 0,011 0,006 |
0,043 0,018 0,008 0,005 |
Для работы подшипника в режиме жидкостного трения необходимо, чтобы толщина слоя смазочного материала в узкой части клина hmin (см. с. 434) обеспечила бы выполнение условия (26.1) с некоторым запасом
nχ = hmin/hкр.
где hкр = Rzц + Rzn + уц - критическое значение толщины слоя смазочного материала; последнее слагаемое учитывает перекос цапфы относительно среднего значения в результате изгиба вала под нагрузкой. Для двухопорного вала уцFrL2l/(15EJ) (здесь L—расстояние между серединами опор; EJ — жесткость сечения вала при изгибе).
Обычно принимают пх > 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; Fr = 5000 Η, d = 100 мм, I = 50 мм; средний зазор =150 мкм; Rza = Rzц = = 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 Кх = 1,12 при l/d = 0,05 находим χ = 0,75 и по формуле на с. 436 вычисляем
Полагая уц = О, определяем hкр = 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.