Упорные подшипники скольжения

Упорные подшипники скольжения

Упорные подшипники скольжения

По функциональному признаку различают следующие упорные подшипники скольжения:

- торцовые опоры, служащие для фиксации валов в осевом направлении и несущие незначительные нагрузки при умеренных частотах вращения;

- упорные подшипники, предназначенные для восприятия больших осевых сил при повышенных частотах вращения.

Торцовые опоры выполняют в виде фланцев на втулках или шайб, опирающихся на торцы радиального подшипника. Смазка в них обычно полужидкостная.

Упорные подшипники делают в виде опор жидкостной смазки, гидродинамической или гидростатической.

Упорные подшипники, устанавливаемые на вертикальных валах, объединяют под общим названием подпятников.

Торцовые опоры

В простейших конструкциях торцовых опор несущей поверхностью служит фланец на втулке подшипника, в который упирается буртик (рис. 715, а) или насадной диск (вид б) вала.

Торцовые опоры

Фланцы большого диаметра усложняют изготовление подшипников.

Если корпус подшипника изготовлен из твердого металла (сталь, чугун), то часто ограничиваются упором вала в обработанные торцы корпуса (вид в). В корпусах, изготовленных из мягких сплавов или металлов с плохими антифрикционными свойствами, на торцах подшипников устанавливают шайбы бронзовые (вид г) или биметаллические (вид д) — стальные диски с заливкой антифрикционным металлом.

Шайбы делают толщиной (0,05—0,10)·D, где D — наружный диаметр шайбы (нижние пределы для шайб диаметром до 50 мм, верхние — больше 50 мм).

Толстые шайбы стопорят штифтами, запрессованными в корпус и входящими в отверстия (виды г, д) или пазы (вид е) шайбы. Концы штифтов утапливают по отношению к поверхности трения на величину s > 0,5 мм, учитывая возможность ее износа. Выходящие на поверхность трения кромки отверстия должны быть скруглены.

В конструкции (ж) штифт вынесен за пределы несущей поверхности, и, следовательно, высота его свободного конца не ограничена. Однако этот способ требует значительного увеличения диаметра шайбы.

Для фиксации шайбы в плоскости, перпендикулярной к оси вала, необходима установка двух диаметрально противоположных штифтов, а в конструкциях (е, ж) — трех штифтов, расположенных под углом 120°.

Если шайбы центрированы по втулке подшипника (вид з) или в корпусе (вид и), то достаточно одного стопорного штифта.

Центрирования шайбы по валу (вид к) следует избегать, так как крутящий момент трения, проворачивая шайбу относительно стопорного штифта, вызывает местный износ вала.

Поверхности трения упорных фланцев и шайб, работающих при небольших нагрузках, обычно смазывают маслом, вытекающим из торцов подшипника. Для увеличения прокачки масла в подшипниках проделывают продольные канавки (вид л) или подводят масло непосредственно под упорную шайбу из отверстия в вале (вид м).

Фиксация тонкостенных шайб

Тонкостенные (1,5—2 мм) шайбы стопорят высечками на наружной (рис. 716, а, б), средней (вид в) или внутренней (виды г, д) окружностях шайбы, входящими в пазы корпуса (рис. 717, а—ж). Для центрирования шайб необходимо не менее трех пазов. При центрировании по втулке подшипника (рис. 717, з) достаточно одного паза.

Фиксация тонкостенных шайб

На поверхностях трения (обычно на поверхности из мягкого материала) проделывают маслораспределительные канавки, сквозные (рис. 718, а) или глухие (вид б). Косые (вид в) и спиральные (вид г) канавки с наклоном по направлению вращения увеличивают прокачку масла, а с противоположным наклоном — уменьшают.

Маслораспределительные канавки

Канавки делают глубиной s = 0,3—0,6 мм для толстых и s = 0,1—0,3 мм для тонких шайб (вид е) и снабжают скосами под углом α = 5—15° по направлению вращения (виды е, ж). В реверсивных узлах скосы делают по обе стороны канавки (виды д, з—к).

Ошибочно считают, что эти скосы создают гидродинамический масляный клин. В действительности несущий масляный слой возникает лишь при углах наклона не более 5—10°, выполнимых только на шайбах большого диаметра.

Несущая способность торцовых опор (в Н)

Uporn podsh 5

где D и d — наружный и внутренний диаметры шайбы, мм; F — суммарная площадь маслораспределительных канавок, мм2; [k] — допустимая удельная нагрузка, [k] = 0,1—0,3 МПа.

В ненагруженных торцовых опорах нередко возникают случайные, не поддающиеся определению нагрузки, обусловленные неточностями изготовления и монтажа (торцовое биение опорных поверхностей вала и подшипника, перекос вала и т. д.), вызывающие износ опорных поверхностей.

В конструкции (а) (рис. 719) прямозубое цилиндрическое колесо оперто на узкий кольцевой буртик подшипниковой втулки. Несмотря на отсутствие расчетных осевых сил (за исключением незначительного веса колеса), буртик быстро изнашивается. В правильной конструкции (вид б) втулка выполнена с фланцем большого диаметра.

Конструкции торцовых опор

В узле установки колеса на горизонтальной оси (вид в) ошибка, заключающаяся в недостаточности опорных поверхностей, усугублена тем, что одна из опорных поверхностей образована торцом кольцевой гайки, обеспечить перпендикулярность которого относительно оси подшипника практически невозможно.

В правильной конструкции (вид г) зубчатое колесо зафиксировано упором в шайбы большого диаметра.

Если колесо нагружено осевыми силами (случай косозубого зубчатого колеса, вид д), то обязательно применение антифрикционной пары (бронзовый фланец 1, опирающийся на стальную шайбу 2).

При двусторонней фиксации вала (фиксирующие подшипники) необходимо предусматривать осевой зазор для компенсации тепловых деформаций и колебаний осевых размеров вала и подшипника.

В узлах, работающих при умеренных температурах, зазор в среднем делают s = (0,003—0,005)·L, где L — длина подшипника (рис. 720, а).

Фиксирующие подшипники

Для подшипников, работающих при повышенных температурах и особенно установленных в корпусах из легких сплавов, к этой величине необходимо прибавить температурный зазор st, учитывающий изменение осевых размеров системы при нагреве:

Uporn podsh 8

где L — длина подшипника, мм; αк и αв — коэффициенты линейного расширения материалов соответственно корпуса и вала; tк и tв — рабочие температуры соответственно корпуса и вала; t0 — температура сборки.

Пусть L = 100 мм; αк = 24·10–6 (алюминиевый сплав); αв = 11·10–6 (сталь); tк = tв = 90°С; t0 = 20°С. Тогда st = 100·(24–11)·10–6·(90–20) ≈ 0,1 мм.

Принимая холодный зазор s = 0,003·L = 0,3 мм, ходим общий зазор s + st = 0,3 + 0,1 = 0,4 мм.

При необходимости регулирования осевого зазора упорный диск устанавливают на калибровочных шайбах 1 (вид б).

Для точной фиксации применяют упорные шайбы двустороннего действия (виды в, г). Осевой зазор при этом может быть доведен до нескольких сотых миллиметра.

В сильно нагруженных подшипниках целесообразно применять сферические опорные шайбы (вид д).

Подшипники с плавающими шайбами

При повышенных частотах вращения, когда возникает опасность перегрева подшипника, применяют плавающие шайбы. В простейшем подшипнике одностороннего действия (рис. 721, а) бронзовая плавающая шайба 2 установлена между насадным диском 1 вала и стальным неподвижным диском 3. Масло подводится через отверстие в вале и по клиновым выборкам в шайбе поступает на поверхности трения.

Подшипники с плавающими шайбами

При очень высокой частоте вращения дли уменьшения тепловыделения устанавливают последовательно несколько плавающих шайб.

В многодисковом подшипнике одностороннего действия (вид б) бронзовые плавающие шайбы 5 центрированы ступицами на штуцере 4, запрессованном в вал. Между ними установлены стальные плавающие шайбы 6 с клиновыми выборками, центрированные по наружным поверхностям ступиц. Пакет шайб опирается с одной стороны на диск штуцера, а с другой — на бронзовую шайбу 7 со сферической опорной поверхностью.

В подшипнике двустороннего действия (вид в) нагрузку воспринимают пакеты чередующихся бронзовых и стальных шайб, расположенные по обе стороны упорного диска 8 вала. Система замыкается бронзовыми самоустанавливающимися шайбами 9 и 10.

Суммарное тепловыделение в подшипниках с плавающими дисками меньше, чем в подшипниках с неподвижной опорной поверхностью, в 2 раза при одном плавающем диске, в 3 раза при двух и т. д. Многодисковые подшипники могут работать при очень высокой частоте вращения (~ 20000 об/мин).

Гребенчатые подшипники

Гребенчатый подшипник представляет собой ряд дисков, выполненных как одно целое с валом (рис. 722, а) или, чаще, на насадной втулке (вид б), входящих в кольцевые выточки корпуса, изготовленного из антифрикционного материала. В крупных подшипниках поверхности трения корпуса заливают баббитом или свинцовой бронзой. Между каждым диском и рабочими поверхностями оставляют зазор несколько сотых миллиметра.

Гребенчатые подшипники

Несущая способность подшипника (в предположении равномерного распределения нагрузки между дисками)

Uporn podsh 11

где D и d — наружный и внутренний диаметры поверхностей трения, м; [k] — допустимая удельная нагрузка, Па; z — число поверхностей трения.

Масло подводят к каждой поверхности трения обычно по радиальным сверлениям в вале (рис. 722, а) или в насадной втулке (вид б). Должен быть обеспечен сток отработанного масла из каждой рабочей полости.

Конструкции (а, б) предназначены для радиальной сборки (корпус, разнимающийся в меридиональной плоскости). При осевой сборке диски вала и гребенки корпуса делают наборными (вид в). Масло подводят через торцовые канавки h, профрезерованные на дисках. Корпус сажают в постель жестко (виды а—в) или, предпочтительнее, на самоустанавливающихся опорах (вид г).

Основное условие правильной работы подшипника — одновременное прилегание всех дисков к опорным поверхностям — вызывает повышенные требования к точности обработки. Рабочие поверхности вала и корпуса обрабатывают гребенчатыми резцами и притирают в сборе. В конструкциях с наборными дисками осевые размеры дисков выполняют с жесткими допусками.

Подшипники со сферическими упорными поверхностями

Особый вид упорных подшипников представляют подшипники, воспринимающие нагрузку путем упора в сферу с центром по оси вращения вала. Так как площадка контакта очень мала, то скорость относительного движения в пятне контакта незначительна.

Несущая способность таких подшипников определяется контактными напряжениями, которые зависят от формы соприкасающихся поверхностей. Наиболее высокие напряжения возникают при контакте двух сфер, меньшие — при контакте плоской поверхности со сферой и наиболее низкие — при контакте сферы со сферической вогнутой поверхностью радиусом, равным 1,01—1,02R сферы. Во всех случаях напряжения уменьшаются с увеличением диаметра сфер.

Опорные тела изготовляют из шарикоподшипниковых сталей типа ШХ15, ШХ15CГ и подвергают термической обработке до твердости HRС 62—65.

Допустимую нагрузку на сферы принимают в пределах 0,01—0,02 от разрушающей нагрузки при сжатии. Для сферы диаметром, например, 10 мм разрушающая нагрузка при сжатии между двумя плоскостями равна 500 кН; допустимая нагрузка (0,01—0,02)·500 = 5—10 кН.

Разновидности сферических упоров представлены на рис. 723.

Подпятники со сферическими упорными поверхностями

В конструкции (а) сферический наконечник, запрессованный в вал, опирается на плоскую пяту, установленную в корпусе. Конструкция (б) со сферической пятой отличается более высокой несущей способностью. Конструкция (в) с полной сферой обладает тем преимуществом, что сфера вследствие практически всегда имеющейся несоосности опорных поверхностей проворачивается при работе и износ распределяется достаточно равномерно по поверхности сферы. В конструкции (г) сфера дополнительно фиксируется с помощью втулки, центрируемой по нижней пяте.

В конструкции (д) с плавающим сухарем и упорными сферическими поверхностями большого радиуса скорость относительного движения на площадках контакта уменьшается примерно в 2 раза. Опоры, предназначенные для восприятия больших осевых сил при повышенных частотах вращения, выполняют в виде пакета самоцентрирующихся плавающих менисковых шайб (вид е).

Подшипники со сферическими опорами применяют при односторонней нагрузке преимущественно в узлах с вертикальными валами, где легче обеспечить самоцентрирование сферических тел трения.

Гидравлические подпятники

В гидравлических подпятниках осевую нагрузку воспринимает масляная подушка в замкнутой полости, питаемом насосом. Вал поддерживаемся в постоянном вертикальном положении посредством маслораспределительных устройств.

В простейшей конструкции (рис. 724, а) масло подается в кольцевую канавку m подпятника, откуда через лыску n и радиальное отверстие в вале поступает в замкнутое пространство под торцом вала.

Гидравлические подпятники

Положение, изображенное на рисунке (кромка лыски касается кромки кольцевой канавки), является равновесным: маслоподводящая канавка перекрыта; масло под торец вала не подается. При опускании вала радиальное отверстие сообщается с кольцевой канавкой, масло поступает под торец вала, возвращая его в исходное положение. Таким образом, вал непрерывно колеблется с небольшой амплитудой возле равновесного положения.

Лыска, обеспечивающая открытие сразу больших сечений, способствует уменьшению амплитуды колебаний.

Упорная шайба 1, расположенная с небольшим зазором относительно фланца подпятника, служит для фиксации вала на стоянках.

В конструкции (б) подпитка масляной подушки осуществляется посредством игольчатого клапана, управляемого валом. Равновесным является положение, когда торец вала слегка прикасается к хвостовику клапана, находящегося в закрытом состоянии. При опускании вал открывает клапан, и масло поступает в полость, возвращая вал в исходное положение.

Несущая способность гидравлических подпятников зависит от давления подачи масла и площади сечения вала. При давлении 3—4 МПа нагружаемость сравнима с несущей способностью механических подпятников тех же радиальных размеров.

Если диаметр d = 50 мм, давление подачи р = 3 МПа, то несущая способность P = 0,785·d2·p = 0,785·502·3 = 6 кН.

Трение (имеется в виду трение по масляной подушке) незначительно.

Если масляная подушка питается от насоса с независимым приводом, то в периоды пуска и выбега полужидкостное трение на шайбе 1 отсутствует.

Недостатками гидравлических подпятников являются высокое давление масла, относительно большая затрата мощности на создание масляной подушки и недостаточно точная фиксация вала в осевом направлении.

Гидравлические подпятники применяют для валов небольшого диаметра (в среднем до 50 мм), нагруженных силами до 10 кН. При больших нагрузках целесообразно применять энергетически более выгодные гидростатические подшипники.

Гидродинамические упорные подшипники

Подшипники с наклонными несущими поверхностями

Схема подшипников с наклонной несущей поверхностью показана на рис. 725. Плоскость 1 движется со скоростью v относительно неподвижной поверхности 2 длиной L и шириной B, наклоненной под углом α.

Схема подпятника с наклонной несущей поверхностью

Масло, увлекаемое плоскостью, попадая в суживающийся зазор, стремится растечься к боковым торцам и входной кромке поверхности 2. Силы вязкости масла, препятствующие течению, вызывают повышение давления в масляном слое (эпюр сверху). Оставшееся после истечения масло, проходя через самое узкое место зазора, отодвигает плоскость 1 от наклонной поверхности, создавая непрерывно возобновляемый масляный слой, минимальная толщина которого равна h0. Силы, развивающиеся в масляном слое, позволяет системе выдерживать нагрузки, перпендикулярные к направлению движения. Равнодействующая R сил давления масляного слоя находится на расстоянии l = (0,55—0,65)·L от передней кромки наклонной поверхности.

Обязательное условие образования масляного клина — плавное закругление передней (по направлению движения) кромки несущей поверхности.

Минимальная толщина h0 масляного слоя пропорциональна вязкости масла η, скорости движения v, обратно пропорциональна нагрузке Р и зависит от отношения L/B и угла наклона α. Если h0 превышает критическую величину hкр, при которой возможно соприкосновение металлических поверхностей, то в подшипнике происходит чисто жидкостная смазка.

Как показывает теория, несущая способность определяется безразмерным фактором (число Гюмбеля)

Uporn podsh 15

где Р — осевая нагрузка, Н; η — вязкость масла, Па·с; v — скорость движения, м/с; L и В — соответственно длина и ширина наклонной поверхности, м; h0 — минимальная толщина масляного слоя, м; k = Р/LB — удельная нагрузка, Па.

Несущая способность подшипника согласно уравнению (270)

Несущая способность подшипника

На рис. 726 приведена для различных L/B зависимость величины Gü от h0/t, где t — максимальная высота скоса. Значение Gü (а, следовательно, и несущая способность подшипника) максимально (Gü = 0,07) при h0/t = 0,8 и L/В = 1. Коэффициент трения при этом близок к минимальному.

Uporn podsh 17

Небольшие отклонения от оптимальных значений существенно не влияют на величину Gü. При h0/t = 0,6—1,2 (заштрихованная область на графике) и L/B = 1—1,4 величина Gü колеблется в пределах 0,065—0,070. Этих значений h0/t, L/B и следует придерживаться при проектировании.

На том же графике построена кривая l/L (l — расстояние равнодействующей сил давления от передней кромки наклонной поверхности). При оптимальном значении h0/t = 0,8 (точка A) отношение l/L ≈ 0,58.

В подшипниках описываемого типа (t = const) отношение h0/t, а с ним и Gü изменяются при колебаниях рабочего режима вследствие изменения h0. Опасно уменьшение h0 (увеличение нагрузки, падение вязкости масла), поэтому для создания резерва несущей способности целесообразно при расчете на номинальном режиме применить несколько повышенные значения h0/t = 1—1,2 с тем, чтобы при увеличении нагрузки подшипник переходил в оптимальный режим.

Коэффициент трения

Коэффициент трения

Мощность потерь на трение  

Мощность потерь на трение

Секундное тепловыделение  

Секундное тепловыделение

Секундное истечение масла из-под наклонной поверхности

Секундное истечение масла из-под наклонной поверхности

Уравнение теплового баланса (в предположении, что вся теплота поглощается маслом)

Уравнение теплового баланса (в предположении, что вся теплота поглощается маслом)

где ρ —плотность масла, кг/м3; с — удельная теплоемкость масла, Дж/(кг·°С); t0 и t — температура масла соответственно на входе и выходе из подшипника.

Средняя температура масляного слоя

Средняя температура масляного слоя

В дисковых упорных подшипниках наклонные поверхности выполняют в виде сегментов, разделенных маслоподводящими канавками (рис. 727). Обычно число сегментов 6—8.

Схема дискового упорного подшипника

Ширина сегмента

Uporn podsh 25

где D и d — наружный и внутренний диаметры диска.

Скорость по средней окружности

Uporn podsh 26

где w — угловая скорость вала, рад/с; n — частота вращения вала, об/мин.

Длина сегмента по средней окружности

Uporn podsh 27

где z — число сегментов; β — коэффициент использования поверхности;

Uporn podsh 28

где m — ширина маслоподводящих канавок по средней окружности (с учетом галтелей на кромках канавок). Обычно β = 0,8—0,85.

Из уравнений (278) и (279) получаем

Uporn podsh 29

На основании этого выражения построен график (рис. 728) зависимости D/d от z при различных отношениях L/B (принято β = 0,85). Область наиболее употребительных значений L/B и D/d заштрихована.

Uporn podsh 30

Суммарная несущая способность опоры согласно уравнению (271)

Uporn podsh 31

или

Uporn podsh 32

где η — вязкость масла, Па·с; F — несущая площадь подшипника, м2; h0 — минимальный зазор, мкм; n — частота вращения вала, об/мин.

Значения Gü находят по графику (см. рис. 726) в зависимости от принятых h0/t и L/В. При оптимальных значениях h0/t = 0,6—1 и L/B = 1 (Gü = 0,07) формула (283) принимает вид

Uporn podsh 33

где обозначения те же, что в формуле (283).

Как видно из выражений (283) и (284), нагружаемость опоры существенно повышается с увеличением несущей площади F и уменьшением минимального зазора h0.

Угол α наклона несущей поверхности определяется из выражения

Uporn podsh 34

При оптимальном значении t = 1,25·h0

Uporn podsh 35

При обычных в дисковых опорах отношениях h0/L = 0,00025—0,00050

Uporn podsh 36

При проектировочном расчете обычно бывают заданы нагрузка Р, частота вращения n, вязкость масла η; требуется найти размеры опоры.

Минимальную величину h0 (мкм), обеспечивающую жидкостную смазку, определяют по эмпирической формуле

Uporn podsh 37

При тщательном изготовлении и сборке а = 0,7—1; для опор нормальной точности а = 1—1,5.

Задаваясь приблизительным значением dср, определяют по этой формуле h0 и, принимая предварительно β = 0,85, находят по формуле (283) несущую площадь подшипника F.

Выбирая d по конструктивным соображениям, вычисляют отношение D/d по формуле

Uporn podsh 38

и по графику рис. 728 определяют ближайшее целое число сегментов z (желательно четное), обеспечивающее приемлемые значения L/B = 1—1,4.

После этого уточняют величину β и при необходимости производят перерасчет.

Наружный диаметр

Uporn podsh 39

Средний диаметр

Uporn podsh 40

Если величина dср значительно отличается от значения, принятого при определении h0 по формуле (283), то производят перерасчет.

Удельная нагрузка на несущих поверхностях

Uporn podsh 41

В исполненных конструкциях удельная нагрузка в среднем составляет 2—5 МПа, а при тщательном изготовлении и монтаже достигает 10 МПа.

Согласно формуле (272) коэффициент трения

Uporn podsh 42

Угол наклона α по формуле (285)

Uporn podsh 43

При проверочном расчете (заданы размеры и режим подшипника) определяют величину h0 и сравнивают ее с допустимым значением по формуле (287).

Тепловой расчет ведут методом последовательного приближения. Задаются пробным значением средней температуры масляного слоя, находят (для заданного сорта масла) рабочую вязкость масла и вычисляют секундное тепловыделение по формуле (274).

Суммарное секундное истечение масла

Uporn podsh 44

где z — число сегментов; Q — истечение масла из-под сегмента, определяемое по формуле (275).

По уравнениям (276) и (277) находят среднюю температуру tср масляного слоя. Если полученное значение tср отличается от предварительного, расчет ведут вновь до совпадения.

Основные разновидности подшипников с наклонными опорными поверхностями показаны на рис. 729, а—д. На схемах приведены максимальные значения Gü.

Схемы подшипников с наклонными опорными поверхностями

Для облегчения изготовления сегменты обычно выполняют с плоскими площадками m (вид б), являющимися базой для обработки наклонных поверхностей. Гидродинамически оптимальная ширина площадки 0,2L. Остальные геометрические соотношения, несущая способность, а также порядок расчета сегментов с плоскими площадками такие же, как для наклонных сегментов.

Сегменты реверсивных опор выполняют с двумя симметричными скосами противоположного наклона (вид в). Несущая способность их приблизительно в 2 раза меньше, чем сегментов с односторонним скосом. Коэффициент трения выше, чем у одноклиновых опор.

Uporn podsh 46

Реверсивные подшипники синусоидального профиля (вид г) при одинаковом h0/t обладают несколько большей несущей способностью, чем подшипники с двусторонними скосами. Механическая обработка их значительно сложнее. В конструкции (д) волнистость создается упругой деформацией несущего диска 1 посредством клиньев 2. Конструкция допускает регулирование величины t.

Целесообразнее реверсивные опоры с промежуточной плавающей шайбой 2 (рис. 730, а), установленной между упорным диском 1 вала и неподвижной опорной поверхностью 3.

Реверсивный подшипник с промежуточной плавающей шайбой

На верхней и нижней поверхностях шайбы проделаны зеркально обращенные скосы. При вращении упорного диска по часовой стрелке (вид б) масляные клинья образуются на верхней стороне шайбы. На противоположной стороне, где гидродинамический эффект отсутствует, возникает полужидкостная смазка, удерживающая шайбу относительно опорной поверхности 3.

При вращении вала в обратном направлении (вид в) шайба вращается вместе с упорным диском 1 вала по масляным клиньям, образующимся на поверхности 3.

Несущие поверхности подшипников небольшого и среднего размеров выполняют в виде дисков из антифрикционной бронзы с фрезерованными наклонными площадками и маслораспределительными канавками. В серийном производстве рабочие поверхности изготовляют холодной калибровочной штамповкой, которая обеспечивает высокую точность и малую шероховатость поверхностей.

Несущие поверхности подшипников с постоянным направлением вращения делают с односторонними скосами (рис. 731, а), реверсивных подшипников с двусторонними (вид б).

Диски с наклонными несущими поверхностями

Глубина маслоподводящих канавок k = 1—1,5 мм; ширина m = 2—5 мм. Кромки канавок скругляют плавными галтелями; на внутренней окружности дисков снимают фаски под углом 45° с катетом, по меньшей мере равным m.

Диски подшипников, несущих нагрузку постоянного направления, центрируют в корпусе по наружному диаметру и стопорят от вращения штифтами (рис. 732, а).

Установка дисков в корпусах

При наличии в системе осевого зазора целесообразнее крепить диск затяжкой с помощью шайбы 1 (вид б), устанавливаемой на упругой прокладке 2. Центрирующий диаметр D1 при этом должен быть больше диаметра D рабочей поверхности.

Масло подводят к рабочим поверхностям через вал (вид а) или корпус (вид б).

Диски подшипников двустороннего действия крепят обычно затяжкой. Для выхода масла предусмотрены кольцевые канавки (вид в) или рабочие поверхности делают выше крепежных (вид г).

Масло подводят из корпуса по радиальным отверстиям в диске (виды в, г) или через вал (вид д).

Для устранения перекосов опорные шайбы целесообразно устанавливать на сферах (вид е).

В крупных подшипниках сегменты делают наборными (рис. 733); рабочую поверхность сегментов заливают баббитом или свинцовой бронзой.

Самоустанавливающийся сегментный подшипник двухстороннего действия

Одно- и двухклиновые упорные подшипники

Простейший способ образования одноклиновых опор состоит в придании поверхности диска 1 (рис 734, а) или опорной шайбы 2 (вид б) регламентированного перекоса относительно плоскости вращения.

Одноклиновые опоры с косыми поверхностями

Между поверхностями образуется клиновидный зазор, расширяющийся в окружном направлении по обе стороны от точки А наибольшего сближения поверхностей и в радиальном направлении по мере приближения к центру. Если угол клина по окружности достаточно мал, то в суживающейся по направлению вращения части зазора возникает гидродинамическое давление, распространяющееся на угол ~60° от точки А в сторону, противоположную вращению (заштрихованные площадки). Давление максимально в точке А и падает в окружном и радиальном направлениях по мере увеличения зазора.

При косом диске зона давления перемещается вместе с валом относительно шайбы, а при косой шайбе неподвижна.

Масло обычно вводят через центральное отверстие в вале или шайбе.

Наклон поверхностей определяется условием равенства угла клина по окружности гидродинамическому углу α (tg α = 0,0003—0,001).

Торцовое биение b диска (или шайбы)

Uporn podsh 52

Угол ϕ перекоса шайбы

Uporn podsh 53

Если, например, tg α = 0,0006 и D = 100 мм, то tg ϕ = 1,57·0,0006 ≈ 0,001; b = 0,001·100 = 0,1 мм.

Поверхность, сопряженная с наклонной поверхностью, должна быть строго перпендикулярна к оси вращения. Если обе поверхности выполнены с наклоном (рис. 734, в), то вал приобретает колебания в осевом направлении с амплитудой b и с частотой, равной частоте вращения.

Если углы наклона поверхностей диска и шайбы близки по абсолютной величине, то один раз за каждый оборот (при совпадении наклонов) клиновидность зазора становится равной нулю (вид г), вследствие чего в подшипнике периодически возникает полужидкостная смазка.

Недостатком одноклиновых подшипников является эксцентричное приложение равнодействующей сил давления масляного слоя (эксцентриситет в среднем равен 0,8D/2). Вал подвергается изгибающему моменту Mизг ≈ 0,4PD (где Р — осевая сила) в плоскости при косом диске — неподвижной, а при косой шайбе — вращающейся относительно вала.

Центральное приложение силы обеспечивают двухклиновые опоры. Наиболее простой способ образования двух клиньев — придание поверхности диска или шайбы слегка вогнугой (рис. 735, а, г) или выпуклой (виды б, в) цилиндрической формы.

Двухклиновые опоры с цилиндрическими поверхностями

Зоны давления при этом расположены симметрично в квадрантах, примыкающих к точкам А наибольшего сближения со стороны, противоположной направлению вращения. Величина b в этих подшипниках должна быть вдвое меньше, чем в одноклиновых. Плоские поверхности должны быть строго перпендикулярны к оси вращения.

Подшипники этих типов используют для восприятия небольших нагрузок, когда применение более сложных многоклиновых опор экономически не оправдано.

Другой способ образования масляных клиньев — установка опорных шайб на сфере. Масляный клин образуется в результате наклона шайбы при ее перемещении в сферическом ложе.

Наиболее простой способ получения наклона заключается в регламентированном смещении оси стопорного штифта на ложе относительно оси гнезда под штифт на шайбе.

Если расположить ось стопора выше оси гнезда на Δh (рис. 736, а), то шайба при установке на штифт приподнимается по ложу, причем образуется зазор, клиновидно расширяющийся от точки А наибольшего сближения шайбы и диска (вид б). В квадранте, примыкающем к точке А со стороны набегания диска, образуется зона давления (вид в).

Схема образования масляного клина в подшипниках со сферической опорой

Если стопор расположен ниже центра гнезда, то шайба при установке опускается по ложу, и клиновидный зазор образуется на нижней стороне шайбы.

При стопорении двумя штифтами, входящими в пазы шайбы, наклон достигается смещением штифтов на расстояние Δh по отношению к центру ложа (вид г) или сдвигом штифтов на Δh по отношению к горизонтальной оси ложа (вид д).

Определим величину Δh, обеспечивающую создание гидродинамического клина.

Uporn podsh 56

Пусть расстояние центра гнезда (точка А, рис. 737, а) от оси шайбы

Uporn podsh 57

где β — номинальный угол установки штифта; Rсф — радиус сферы; a = Rсф/D — отношение радиуса сферы к диаметру D шайбы (а = 0,8—1).

При обычном расположении штифта по средней окружности шайбы

Uporn podsh 58

и согласно формуле (293)

Uporn podsh 59

Пусть центр штифта (точка А) расположен со смещением Δh, т. е. на расстоянии h + Δh от оси ложа. При установке на штифт (совмещение точек А и А’, вид б) шайба перекашивается на угол ϕ, определяемый из выражения

Uporn podsh 60

Подставляя в это выражение значение h из уравнения (293), получаем

Uporn podsh 61

Для создания гидродинамического клина должно быть выдержано условие

Uporn podsh 62

где α — гидродинамический угол (tg α = 0,0003—0,001).

Пусть D = 100 мм; d/D = 0,5; а = 1 и tg α = 0,0006 (α = 2'20"). Тогда

Uporn podsh 63

Из выражения (294) получаем

Uporn podsh 64

Таким образом, смещение, необходимое для создания гидродинамического клина, весьма незначительно и при рядовой точности изготовления лежит в пределах допусков. В исполненных конструкциях почти всегда наблюдается смещение такого порядка и, следовательно, в большем или меньшей степени обеспечивается гидродинамическая смазка. Главным образом этим и объясняется давно замеченная, но не находившая объяснения повышенная несущая способность шайб на сферических опорах. Регламентируя смещение, можно обеспечить устойчивую гидродинамическую смазку с оптимальными параметрами.

При стопорении сферических шайб одним штифтом гидродинамический клин создается также в результате перемещения шайбы силами трения.

Шайба, застопоренная штифтом 1 (рис. 738, а), под действием сил трения Т поворачивается вокруг штифта в сторону, противоположную вращению (вид б), и, перемещаясь по сферической поверхности, перекашивается, причем на участке А (вид в) край ее приподнимается, а в смежном квадранте, на стороне набегания диска, образуется зона давления (вид г).

Схема образования масляного клина под действием сил трения

Степень клиновидности зависит от соотношения момента сил трения и осевой нагрузки, стремящейся вернуть шайбу в центральное положение.

Недостатком сферических шайб является эксцентричное приложение равнодействующей сил давления масляного слоя. В двухклиновых опорах шайбы разрезают в экваториальной плоскости (рис. 739, а), обеспечивая клиновидность разносом стопорных штифтов 1 (штифты 2 предотвращают проворачивание полушайб), раздвижением полушайб с помощью штифтов 3, установленных в разрезе (вид б), или используя поворот полушайб силами трения (вид в).

Двухклиновые подшипники на сферических опорах

Конструктивный пример упорного подшипника со сферической шайбой показан на рис. 740.

Конструктивный пример упорного подшипника со сферической шайбой

Отношение d/D обычно принимают равным 0,5. Радиус сферы Rсф = (0,8—1)D. При больших значениях Rсф затрудняется самоустанавливаемость, а при меньших осевые размеры опоры значительно увеличиваются.

Обязателен подвод масла к поверхности сферы. На рабочей поверхности шайб проделывают маслораспределительные канавки с односторонними скосами при вращении постоянного направления и двусторонними для реверсивных подшипников.

Подшипники со ступенчатыми несущими поверхностями

В подшипниках со ступенчатыми несущими поверхностями (рис. 741, а) жидкостный слой образуется вследствие нагнетания масла в зазор h между упорным диском и неподвижными сегментами и дросселирования потока масла в узкой щели h0 между ступенькой и диском.

Подшипники со ступенчатыми несущими поверхностями

При оптимальных соотношениях (относительная длина выборки λ ≈ 0,7; h0/t = 0,8—1) несущая способность ступенчатых подшипников примерно такая же, как клиновых.

Повышенной несущей способностью обладают ступенчатые подшипники с запорными кромками (виды б, в), ограничивающими истечение масла в радиальных направлениях.

Зависимость Gü от h0/t для различных L/B (при оптимальных для каждого значения L/B величинах λ) показана на рис. 742. Для сравнения на графике приведена кривая Gü (пунктирная линия) для клинового подшипника с оптимальным отношением L/B = 1.

Uporn podsh 69

Как видно из графика, несущая способность ступенчатых подшипников с запорными кромками в 2—2,3 раза выше, чем клиновых. Несущая способность возрастает с увеличением отношения L/B свыше 1, тогда как у клиновых подшипников несущая способность имеет максимум при L/B = 1 (см. рис. 726).

Однако максимумы нагружаемости ступенчатых подшипников, особенно при больших отношениях L/B, заключены в очень узких пределах h0/t, откуда следует, что такие подшипники весьма чувствительны к колебаниям рабочего режима.

Учитывая эту особенность, значение L/B выбирают в пределах 1—1,5 (нижние значения применяют при высоких частотах вращения, верхние — при низких). При этом оптимальные значения h0/t = 0,6—1, λ = 0,76—0,80, а Gü = 0,12—0,14, т. е. превышают в 1,7—2 раза число Гюмбеля для клинового подшипника с оптимальными параметрами.

В остальном расчет ступенчатых подшипников такой же, как клиновых.

Реверсивные ступенчатые подшипники выполняют с симметричными выборками (рис. 743, а) или с плавающей промежуточной шайбой (см. рис. 730).

Реверсивные ступенчатые подшипники

В конструкции по рис. 743, б реверсивность обеспечена обратными клапанами 1 и 2, установленными на маслоподводящих отверстиях. При вращении в направлении, указанном сплошной стрелкой, клапан 1 закрыт давлением масла в выборке, а клапан 2 открыт давлением, создаваемым насосом. При обратном направлении вращения (штриховая стрелка) клапан 2 закрыт, а клапан 1 открыт. Вследствие этого при любом направлении в выборке создается несущий масляный слой.

Подшипники этого типа могут работать в пусковой период как гидростатические, а на рабочем режиме — как гидродинамические.

Целесообразно применять самоустанавливающиеся ступенчатые сегменты (вид в), сохраняющие расчетное значение h0/t независимо от колебаний режима.

На рис. 744 представлено конструктивное оформление дисков со ступенчатыми опорными поверхностями для одностороннего (а) и двустороннего (б) вращения.

Диски со ступенчатыми опорными поверхностями