Файл: Баренбойм, А. Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры.pdf

2) Опорные поверхности приработаны.

Практика эксплуатации таких пят показывает, что износ прира­ ботавшейся пяты происходит равномерно.

Мерой износа является удельная работа сил трения, выража­ емая зависимостью

2тсхп .

-вГР*Р = const-

Вэтом выражении переменным является произведение рхх. Следовательно, если Л0 = const, то и

Давление на элементарную площадку будет

dpx = 2r.xpxdx = 2nC0dx.

Условие равновесия (проекция сил на вертикальную ось) напи-

шется

Яі

1 2nCbdx = Q,

к,

Формула (583) показывает, что давление в пяте в радиальном на­ правлении распределяется по гиперболическому закону, как пока­ зано на рис. (565). При этом при дг=0 рх-+оо. Значит, если бы пята была не кольцевой, а сплошной, то в центре ее возникали бы очень большие удельные давления. Зависимость (583) получена, исходя из ряда допущений (постоянство коэффициента трения, равномерный износ). В действительности, закон распределения давления будет более сложным, но справедливым остается поло­ жение, что к центру пяты удельное давление увеличивается.

Таким образом, при сплошной пяте в центре ее может иметь место заедание, а поэтому рациональнее будет применять кольце­ вую пяту, используя отверстие в центре пяты для подачи смазки.

279

Максимальное удельное давление будет При X = р г

Обычно принимают

^ = 1 , 5 - 1 , 8

и тогда

= 1,25^-1,4.

Рср

Элементарный момент сил трения будет d M x = \y.Rdpx.

Подставляя значение рх из (584, а), получим dM x = 2npRCndx. Следовательно,

где /Итр н кгм.

Кольцевую пяту рассчитывают обычно по допускаемому сред­

280

Проверка на нагрев производится по формуле

рсpT>cp < А 1 кгм/сек ■см2.

Гребенчатая пята состоит из ряда гребней (рис. 232) и рас­ считывается как кольцевая

Проверку на нагрев производят так же, как и для кольцевых пят, принимая значения А\ в два раза меньшими, чем приведенные в табл. 62. Высота гребня h рассчитывается на изгиб.

§ 8 1 . подшипники жидкостного ТРЕНИЯ

Основные положения гидродинамической теории смазки

При относительном скольжении твердых поверхностей, при их непосредственном соприкосновении имеет место сухое трение, что вызывает значительную затрату работы, переходящей в тепло.

281

Поэтому между скользящими поверхностями вводят смазку, кото­ рая должна отделить одну трущуюся поверхность от другой, заменяя сухое трение трением жидкостным. Очевидно, что в послед­ нем случае потери на трение будут значительно меньше, так как вместо затраты энергии па трение твердых тел, что имеет место при сухом трении, энергия должна быть затрачена на смещение одного слоя жидкости по отношению к другому.

Очевидно также, что для существования жидкостного трения не­ обходимо наличие следующих условий.

иметь место полужидкостное или полусухое. Гидродинамическая теория дает возможность определить пара­ метры подшипников, при которых будет обеспечено жидкостное

трение.

Основные положения, вытекающие из гидродинамической тео­ рии, следующие:

а) для того чтобы тонкий масляный слой, находящийся между трущимися поверхностями, обладал несущей способностью (грузо­ подъемностью) и мог бы уравновесить внешнее давление на цапфу, необходимо, чтобы зазор между трущимися поверхностями имел клинообразную форму и тем самым было бы обеспечено создание масляного клина (рис. 233);

б) чем меньше минимальный зазор масляного клина Лтіп, тем больше грузоподъемность масляного слоя. Но минимальный зазор должен быть больше неровностей, остающихся после обработки поверхностей, а также значения величины о, учитывающей пепрямолинейносі ь, эллипсность и прогиб цапфы //тіІ, )> г, -)- г2~'г о,

но, лучшая обработка поверхностей способствует увеличению грузоподъемности масляного слоя;

в) в зоне масляного клина не должно быть никаких внезапных изменений сечения (канавок). В противном случае грузоподъем­ ность масляного слоя может резко упасть;

282

1") с увеличением скорости вращения вала грузоподъемность масляного слоя увеличивается.

Из гидродинамической теории смазки известно, что смазочный слой будет обладать грузоподъемностью лишь при наличии движе­ ния жидкости.

В период пуска и остановки вала, т. е. при недостаточной ско­ рости, цапфа или пята могут касаться опорной поверхности и вместо жидкостного трения будет трение полужидкостное или даже полу­ сухое.

Поэтому в машинах, работающих с частыми пусками и оста-, новками, как, например, в грузоподъемных машинах, потери на трение больше, чем в работающих непрерывно.

Расчет радиальных подшипников

Для создания масляного клина необходимо диаметр цапфы сделать меньше диаметра неподвижной части (вкладыша). Относи­ тельный диаметральный зазор между цапфой и вкладышем для

причем меньшие значения — для тихоходных и сильно нагруженных валов; здесь d — диаметр цапфы и А — диаметральный зазор,

Д = — г/,

где da—диаметр вкладыша.

На рис. 233 показано взаимное положение цапфы 1 и вкла­ дыша 2 в состоянии покоя.

При вращении цапфы по часовой стрелке при установившемся движении в клиновом зазоре образуется избыточное давление

283

масляного слоя, благодаря которому цапфа при работе сместится в сторону, как указано на рис. 234, и несколько приподнимется. При этом центр 0\ переместится в 0 2 и аб будет наименьшим размером клинового зазора.

Так как величина [/?ср] определяет допускаемую максималь­ ную нагрузку на цапфу, а следовательно, и грузоподъемность масляного слоя, то она должна определяться из условия обеспе­ чения жидкостного трения. Согласно гидродинамической теории, среднее удельное давление может быть определено по прибли­ женной формуле

где ei и Ё2— выступы на поверхности цапфы и вкладыша, а вели­ чина б учитывает прогиб, непрямолинейность и конусность цапфы.

Для стальной цапфы можно пользоваться следующими ориен­ тировочными данными

Для вкладыша из баббита при тщательной обработке может быть принято s2 = 15 м к , при последующей обработке уплотняю­ щими роликами — 5 мк. Наименьшее допускаемое значение обычно колеблется в пределах 0,01—0,03 мм.

* Формулы (587)—(588) действительны для угла обхвата 180° п для значе­

281