Навигация

Главная » Мануалы

1 ... 16 17 18 19


наличии круговых канавок в подшипнике нет необходимости ослаблять цапфы дуговыми канавками.

Через круговые маслораспределительные канавки масло перетекает из нагруженной зоны подшипника в ненагруженную, понижая несущую способность масляного слоя. Круговая канавка при достаточной ее ширине для протекания по ней масла делит подшипник на два подшипника уменьшенной длины, в которых отношение диаметра к половине длины подшипника может значительно отклоняться от его оптимального значения. Вследствие этого уменьшается возможная грузоподъемность подшипника,

как это схематически по-/ казано на фиг. 296, где

по оси абсцисс отложена длина / цапфы подшипника, а по оси ординат - удельное давление к на единицу ее проекции.

Круговые канавки целесообразно применять в том случае, когда расстояние между осями цилиндров настолько велико, что можно увеличить длину подшипника до величины примерно в 2 раза больше той, которая соответствует оптимальному

значению у. В этом случае, разделяя круговой канавкой подшипник на два, можно для каждого из них осуществить наивыгоднейшее отношение . Если же расстояние между осями цилиндров

недостаточно для развития длины подшипника, то выгоднее применять дуговые канавки на цапфах, как это показано на фиг. 295.

Распределение масла по длине подшипника достигается долевыми и спиральными канавками. Устройство маслораспределительных канавок изображено на фиг. 288-294. На фигурах 297-298 показано влияние сквозных и несквозных долевых канавок в подшипнике на развитие и распределение давлений в подшипнике. Из диаграммы, показанной на фиг. 297, видно, что гидродинамическое давление масляного слоя резко уменьшается в местах расположения сквозных продольных канавок вследствие утечки через них масла.

В случае продольных канавок, не доходящих до торца подшипника, гидродинамическое давление в местах их расположения падает не так резко, как при сквозных канавках.

На фиг. 298 изображены эпюры давлений р, экспериментально полученные при трех разных нагрузках Р на подшипник. На этих эпюрах показано влияние несквозных долевых канавок на несущую способность масляного слоя.

На основании фиг. 297 и 298 нетрудно прийти к заключению, что долевые и спиральные канавки целесообразно делать только в ненагруженной или менее нагруженной части подшипника, а в последнем случае эти канавки не следует доводить до торцов подшипника.

Фиг. 297. Влияние сквозных продольных канавок на распределение давления в масляном слое.

Фиг. 298. Влияние несквозных продольных канавок на распределение давления в масляном слое.



При односторонней нагрузке на подшипник (как, например, в двухтактном двигателе при малой инерционной нагрузке) сквозные долевые-канавки в ненагруженной зоне подшипника способствуют охлаждению его маслом. Однако при этом необходимо увеличивать производительность масляного насоса. При подводе масла к шатунному подшипнику при помощи черпачка целесообразно маслораспределительные канавки располагать так, чтобы при любом изменении направления нагрузки один из маслоподводя-щих каналов был не закрыт и чтобы через него продолжало поступать масло в подшипник (фиг. 299).

Перекосы шейки в подшипнике, вызванные ее изгибом или другими причинами, и форма щели между цапфой и

подшипником оказывают влияние на распределение давлений в масляном слое.

В случае недостаточного заполнения зазора маслом грузоподъемность масляного слоя уменьшается. Поэтому необходимо каналы, проводящие масло, а также дуговые канавки или лыски выполнять с таким расчетом, чтобы количество масла, поступающего через них в подшипник, не было меньше количества масла, вытекающего через торцевые зазоры и другие каналы.

§ 2. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ Основы расчета

Гипотеза о жидкостном трении твердых, обильно смазанных тел теоретически разработана в 1882 г. русским ученым- профессором Петербургского технологического института Н. П. Петровым.

Составляющие по координатным осям удельной силы жидкостного трения можно выразить следующими уравнениями:


Фиг. 299. Расположение дуговых маслораспределитель-ных канавок в подшипнике двигателя СТЗ-ХТЗ.

ду = 0;

(260)

где jc, у н Z - координаты элемента жидкости, движущейся в прямоугольной системе координат;

и я W - проекции скорости его перемещения в этих координатах; т] - абсолютная вязкость масла. Полагая масло несжимаемым и пренебрегая изменением его вязкости, а также силами тяжести и силами инерции, нетрудно установить следующие выражения градиентов давлений:

др д^и = )



дх \ дх )

По уравнению (266) определяют распределение давления в пространственном слое при любой кривизне трущихся поверхностей, поэтому оно применимо как для расчета упорных подшипников с плоскими трущимися поверхностями, так и для опорных цилиндрических подшипников скольжения.

Гидродинамическое давление в несущем масляном слое цилиндрического подшипника

Опыты с подшипниками скольжения показывают, что при вращении нагруженной цапфы она располагается в подшипнике эксцентрично, как это схематически показано на фиг. 300.

Высоту зазора в любом его сечении, координированном углом р к линии центров, можно выразить следующим уравнением:

h = R - rcos 7 - е cos (180 - f), (267)

где R - радиус подшипника; г - радиус цапфы;

е - смещение оси вала от оси подшипника; Так как cos у = 1, то зазор между цапфой и подшипником

/г = г ф (1 -f X cos ср). (268)

е

где --относительное смещение;

Д

ф = --относительный зазор;

8 - радиальный зазор между цапфой и подшипником; Д - диаметральный зазор Следовательно, зазор в том сечении, в котором давление достигает максимума, равен

Ло = г<1;(1-f xcoscfo), (269)

где <pQ - угол наклона радиальной плоскости, проведенной через сечение зазора, в котором гидродинамическое давление достигает максимального его значения. Для опорного подшипника

= =.*s.n,. (270)

В этом случае по уравнению неразрывности

да dv dw

где V - проекция скорости перемещения элемента жидкости.

Из уравнений (261) видно, что гидродинамическое давление при условии, положенном в основу вывода этих уравнений, не зависит от ординаты у. Поэтому интегралы первого и третьего уравнений (261) после подстановки в них произвольных постоянных, найденных из граничных условий, можно выразить следующими уравнениями:

1 др . . , . Кп - 1

-У^-У^ (264)

где Л - зазор между цапфой и подшипником в данном сечении; % - окружная скорость вращения цапфы; Ui:- окружная скорость вращения подшипника. Из уравнения (262)

dv / ди , dw \

-Ы--ж)- (265)

После подстановки производных из выражений (263) и (264) в уравнение (265) и после интегрирования в пределах изменения величины у от О до h, получают следующее урав нение:



1 ... 16 17 18 19