Расчёт и проектирование подшипников скольжения

Проектирование подшипников скольжения предусматривает выбор материала для изготовления их деталей, определение основных размеров вкладышей и выбор сорта смазочного материала. Наиболее благоприятным режимом трения, как уже отмечалось, является жидкостное трение. Однако, оно возможно лишь при условии соблюдения необходимого соответствия между нагрузкой подшипника, скоростью движения, свойствами смазочного материала и размерами поверхностей трения. Расчёт подшипников на жидкостное трение основывается на гидродинамической теории смазки и имеет своей целью установления оптимальных соотношений между перечисленными параметрами.

При неустановившихся режимах, например при частых пусках и остановках, не исключено нарушение слоя смазочного материала, и тогда режим трения в подшипнике будет граничным.

Нагрузочная способность подшипников сухого и граничного (полужидкостного) трения зависит от интегрального параметра режима работы – мощности P_Т, расходуемой на трение.

Для радиального подшипника (рис. 29)

P_Т = ωМ_Т (32)

где ω – угловая скорость вала,

, (33)

здесь V - окружная скорость цапфы;

М_Т – момент трения в подшипнике,

, (34)

здесь F_{Т –} сила трения в подшипнике,

, (35)

здесь F_r – радиальная сила, действующая на опору, равная реакции в опоре;

f – коэффициент трения в опоре.

Подставляя (33)…(35) в (32) и учитывая что

, (36)

находим

, (37)

где p - удельная нагрузка на подшипник при действии радиальной силы F_r;

l и d – длина и диаметр цапфы (рис. 29).

Эта мощность косвенно характеризует выделяемую в подшипнике теплоту. Обычно для упрощённой оценки износостойкости подшипников используют лишь первых два сомножители – произведение pV, и условие триботехнической надёжности принимает вид

pV ≤ [pV], (38)

где [pV] - допускаемое произведение удельной нагрузки на скорость (табл. 2). В случае удовлетворения условия (38) полагают, что тепловой режим подшипника обеспечит достаточную стойкость против заедания.

При небольших скоростях скольжения условие триботехнической надёжности упрощают, принимая удельную нагрузку на подшипник из (36),

p = ≤ [p ] (39)

где [p] – допускаемая удельная нагрузка.

Расчёт плоского подпятника (рис. 30 г) выполняется аналогично.

Таблица 2

Допускаемы значения[p] и [pV] для подшипников скольжения

Параметры	Материал вкладыша
СЧ20	АСЧ-2	БрО10Ф1	БрА9Ж3Л	Б16	ЛКС80-3-3	Капрон
V, м/с (менее)	0,5	1	10	4	12	2	4
[p],МПа	4	12	15	15	15	12	15
[pV], МПа·м/с	-	12	15	12	10	10	15

Условие надёжности в этом случае имеет вид

(40)

где А – площадь опорной поверхности;

V_m – средняя расчётная скорость,

V_{m =} ωR_m. (41)

Для сплошной пяты R_m = d/3.