дукхорное, трансмиссионное, индустриальное (машинное) масло и пр. Вязкость масла должна быть тем выше, чем больше удельная нагрузка и чем меньше скорость скольжения. Для предварительного выбора оптимального значения jj, может служить величина [So], приведенная в табл. 23; так как для обеспечения жидкостного трения должно быть выполнено условие

g<[So], (62)

то выбираемое для подшипника масло должно иметь динамическую вязкость

V.> кГсек1м\ (63)

Условие (63) дает значение нижнего предела ц и не ограничивает верхнего предела, однако это не означает, что любое масло с большей вязкостью будет одинаково приемлемо для рассчитываемого подшипника; не надо забывать, что с увеличением вязкости возрастают потери на трение в опоре, обусловленные силами сопротивления вязкой жидкости сдвигу.

Итак, определив предварительно величины d, I, v. \л, можно вычислить по выражению (61) то расчетное значение коэффициента нагруженности подшипника Фр, при котором возможен режим жидкостного трения в подшипнике. Далее из табл. 24 находят относительный эксцентрицитет соответствующий расчетному значению Фр п выбранно.му отношению -j . По формуле (55) вычисляют минимальную толщину смазочного слоя.

Для обеспечения жидкостного трения необходимо выполнить условие

a .n>V (64)

а р = г. + . + уо- (65)

Здесь Угч ./?гв ~ йысота неровностей поверхностей цапфы и-кла-дыша;

Уо - максимальный прогиб цапфы в подшипнике. Значения R в зависимости от класса чистоты поверхностей регламентированы ГОСТ 2789-59.

Класс чистоты ... 7 8 9 10 11 12 в мк...... 6,3 3,2 1,6 0,8 0,4 0,2

Обработку поверхностей скольжения рекомендуется производить по V8-- VlO;,npH большой удельной нагрузке и малой толщине смазочного/ слоя чистоту поверхностей доводят до VII -V 12 (например, в опорах прокатных станов); при повышенном зазоре (ф 0,0025) и малом относительном эксцентрицитете (х<0,6) допускается 7-й класс чистоты.

Практически в процессе приработки чистота поверхностей повышается, поэтому в предварительных расчетах можно принимать по V 8.

Величина г/о зависит от жесткости вала и опор. Она может быть определена по упругой линии вала с учетом податливости подшипника. Для вала на двух опорах прогиб шипа (т. е. цапфы, расположенной на конце вала) можно вычислить по приближенной формуле

3;о= 1,6- ушах, (66)

где ушах - стрела прогиба вала на участке между опорами; L -i расстояние между серединами опор.

С увеличением г/о возрастает неравномерность распределения давления по длине подшипника; особенно опасно появление большого давления близ торцовых участков вкладыша (так называемого кромочного давления); оно может быть причиной перегрева подшипника и даже заклинивания цапфы. Для предотвращения этой опасности надо повышать жесткость вала, но опоры делать податливыми или же применять самоустанавливающиеся подшипники. В последнем случае деформация цапфы при определении hне учитывается.

При вычислении Л , надо принимать во вни.мание еще и погрешности формы цапфы и вкладыша, т. е. эллипсность, конусность, вогнутость и прочие отклонения от правильной цилиндрической формы. Влияние этих факторов на работоспособность подшипника ис.следовано профессором Е. М. Гутьяром [М]. Если погрешности формы не выходят за пределы допусков размеров то при определении их можно не учитывать.

Теоретически оптимальный режим работы подшипника реализуется при/fmin = K;7, когда коэффициент трения хминимален [точка 2 кривой Герси-Штрибека (см. фиг. 1)], но при этом нет запаса толщины слоя смазки. Для большей надежности принимают

Т>1,1. (67)

кр

Формула {&) не ограничивает верхнего предела . Ввы-

полненных конструкциях величина этого отношения колеблется в широких пределах, доходя иногда до 10 и даже 20. Такие

большие значения -j~ свидетельствуют об излишней толщине

смазочного слоя; с увеличением Атш возрастает сопротивление вязкой жидкости сдвигу, и потери на трение в опоре увеличи-. ваются. С другой стороны, увеличение при выбранном за-

зоре S означает уменьшение отнооительного эксцентрицитета; цапфа может оказаться в такой зоне смазочного слоя, в которой 72

возникают автоколебания системы, весьма опасные для прочности опоры и всей машины.

Условия устойчивости цалфы рассмотрены в главе VI.

Пример. Требуется определить основные параметры подшипника скольжения, несущего лостоянную нагрузку Р=1000/сГ при скорости вращения цалфы п=.600 об/мин; подшипник должен работать в режиме жидкостного трения с углом охвата 180° (половинный подшипник). Расстояние между середина.ми опор вала L =400 мм; диаметр вала на участке, расположенном между опорами, afg =120 мм; нагрузка Q, приложенная в середине пролета, равна 2Р = 2000 кГ и направлена вертикально вниз.

Решение. Учитывая галтели, принимаем диаметр цапфы d=dg - 20=100 мм (при расчете вала опасное сечение цапфы должно быть проверено на прочность); задаемся отношением

=0,8, откуда /=0,8uf=0,8 100f=80 мм; выбираем .предварительно г) = 0,002. Из табл. 23 находим [So] = 2,7. Для выбора сорта масла определяем наименьшее значение из условия (63)

Здесь угловая скорость

тт 3,14 600

зо 30 =62,8 eg;. Следовательно,

. 12,5 . 10* 4 10-6 - 62 8 2 7-~ 0,003 кГсек/м

fj, = 0,003 9807 29,5 спз.

Кинематическая вязкость по формуле (9) ;

(j. 29,5

Предполагаем в первом приближении, что средняя температура смазочного слоя в несущей зоне будет лорядка 50° С. По табл. 11 находим, что по кинематической вязкости v5o>-33 ест подходит .масло индустриальное 45, имеющее V5o = 3852 ест; дальнейший расчет ведем ло средней кинематической вязкости \5с = 45ссг; соответствующая динамическая вязкость m5o=v5oy5o= = 45-0,940,5 слз=41,3- 10-* кГсек/м.

По выражению ,(61) вычисляем безразмерный коэффициент нагруженности подшипника

гр 12,5- 104.4- 10-0

~[хо) -~ 4,13,- 10-3 . 62,8 -