пни машин с быстровращающимися уравновешенными роторами показывает, что устойчивость цапф сохраняется и при значительно меньших х; например, центробежные воздушные нагнетатели, газовые турбины и центрифуги работают при скорости пращения п > 10 ООО об/мин и х~0,4-ь0,5, но вибрации цапфы U смазочном слое не возникает.

Следовательно, приближенные критерии могут в некоторых случаях создать излишние затруднения при проектировании опор. Поэтому можно рекомендовать такой метод проверки устойчивости цапфы в смазочном слое: в предварительном расчете пользоваться приближенным критерием, и если результат будет положительный, то, конечно, необходимость в уточнении отпадает; если же приближенный критерий покажет, что цапфа находится в условно неустойчивой зоне (в особенности, если это будет вблизи от границы с устойчивой зоной), то целесообразно пыполнить уточненный расчет и проверить устойчивость цапфы 110 критерию (150), и в случае необходимости внести соответствующие коррективы в параметры подшипника.

Однако конструкция нормального цилиндрического подшипника с гладкой рабочей поверхностью ограничивает демпфирующие свойства смазочного слоя; при возрастании скорости вращения и уменьшении удельной нагрузки величины Фр и х уменьшаются, если [1 и 1 остаются без изменения, но компенсировать нлияние (о и р на Фр изменением г]; и ц не всегда возможно; увеличение i5 ухудшает центровку вала, а уменьшение вязкости ограничено ассортиментом смазочных масел; большой эффект может дать в этом отношении только переход на воздушную смазку, однако несущая способность такого смазочного слоя весьма мала.

Для обеспечения устойчивости цапфы при высокой скорости пращения и малой нагрузке применяют специальные конструкции подшипников, рассмотренные ниже.

§ 22, ПОДШИПНИКИ С ПЛАВАЮЩЕЙ ВТУЛКОЙ

К подшипникам сепараторов, центрифуг, газовых турбин п других машин с быстровращающимся ротором предъявляется специальное требование: они должны обеспечивать устойчивость цлпфы в масляном слое как при весьма малой радиальной на-г)узке, так и при некотором дисбалансе. Если ротор хорошо уравновешен и центробежные силы от начального дисбаланса малы по сравнению с постоянной радиальной нагрузкой на опору, то устойчивость вращения ротора может быть обеспечена при установке вала на подшипниках качения. Однако с увеличением скорости вращения ротора подбор таких подшипников :1атрудняется. Например для шарикоподшипника № 205 нормальной точности (легкая серия, внутренний диаметр 25 мм) допустимая скорость вращения не должна превышать

9* т

J3 000 o6fMUH; при большей угловой скорости приходится переходить к подшипникам высоких классов точности (В, АВ, С). Но и для них существует предельная угловая скорость порядка 30 000-50 000 об/мин. При такой высокой скорости увеличение дисбаланса может вызвать аварию, так как подшипники качения не обладают демпфирующей способностью. В процессе эксплуатации центрифуг, газовых турбин и аналогичных машин наблюдается такое резкое возрастание центробежных сил от неуравновешенных масс (например, при отрыве одной лопатки диска турбины), что опоры качения разрушаются в течение нескольких секунд/Логично было бы для таких машин проектировать оцоры на подшипниках скольжения, работающих в ре-

3 2 1

Фиг. 27. Подшипник с плавающей втулкой:

а - схема подшипника; б - продольный разрез подшипника; 1 - плавающая втулка; 2 - цапфа; 3 - неподвижный вкладыш.

жиме жидкостного трения, так как масляная пленка обладает при определенных условиях значительной демпфирующей способностью. Однако при малом относительном эксцентрицитете в обычных гладких цилиндрических подшипниках могут возникать автоколебания цапфы в масляном слое, а при резком возрастании дисбаланса не исключена возможность контакта поверхностей цапфы и подшипника. Для устранения этих недостатков приходится усложнять конструкцию подшипника скольжения специальными устройствами - самоустанавливающимися сегментами, различными выемками на рабочей поверхности и пр. Изготовление и расчет таких подшипников весьла зслож-няется. Наиболее простой путь для повышения виброустойчивости опоры скольжения и увеличения ее несущей способности - установка в обычный подшипник плавающей втулки. Схема такого подшипника показана на фиг. 27,а, продольный разрезка фиг. 27,6. Цилиндрическая втулка,/, внутри которой вра щается цапфа 2, установлена во вкладыш 3 с зазором. При постоянной скорости вращения цапфы вокруг ее центра Ог

R масляном слое 2-J между цапфой и плавающей втулкой возникает несущая сила, равная внешней нагрузке, и момент тре-1П1Я, вызывающий вращение втулки 1 вокруг ее центра Oj. вследствие этого в масляном слое /-3 между втулкой и вкла-дьпнем 3 также возникнет несущая сила, равная внешней на-)узке, и соответствующий момент трения. Такая конструкция опор применена в установке ЦНИИТМАШ для испытания дисков газовых турбин при п = 30 000 об/мин (34]. Введем следующие обозначения:

(В - угловая скорость цапфы 2 относительно вкладыша 3; 21 - угловая скорость цапфы 2 относительно втулки /; o)i3 - угловая скорость втулки / относительно вкладыша 3.

Заметим, что ш = шд-f-Wji! Х21 - относительный эксцентрицитет цапфы во втулке; Xi3 - относительный эксцентрицитет втулки во вкладыше;

- угол между осью у и линией центров ОгО,; 13 - Уол между осью у и линией центров ОО; З!. Ф13соответствующие относительные зазоры; ufj -наружный диаметр плавающей втулки; 2 - диаметр цапфы; / - длина втулки. Положение цапфы во втулке и втулки во вкладыше характеризуется величинами Х21. Хтз. 21. Для определения этих меличин гидродинамическая теория смазки дает четыре уравнения:

Лз = 1Фр:з; (157)

p=Jld,0p ; (158)

1з = -й?Фг,з; (159)

М =Ы1Фг2,: (160)

Здесь Я]з - проекция на ось у несущей силы, возникаю-1цей в масляном слое, разделяющем втулку, от вкладыша; Pj, - то же - между втулкой и цапфой; М, - соответствующие моменты трения; Фртз, Фр21 - безразмерные коэффициенты несущей силы; Фз, Фз,безразмерные характеристики трения; (1 - динамическая вязкость.

При установившемся режиме должны быть выполнены условия равновесия:

Лз = Я21; (161)

М = М2,. (162)