56. Особенности расчета нагрузки радиально-упорных (ру) подшипников.

а) конструктивная схема

б ) расчетная схема

Особенности расчета связаны с наклоном контактных линий на угол  к торцовой плоскости подшипника. Нагрузки в зацеплении приведены к оси вала:

F_r = (F_t² + F_r²)^1/2 M = F_а d_m1 / 2

F_M – нагрузка (F) от муфты.

Силы F_r1 и F_r2 определяют по двум уравнениям равновесия:

 F = 0 M₀ = 0

Для определения осевых нагрузок F_а1 F_а2 имеется только одно уравнение:

 Х = 0 или F_а - F_а1 + F_а2 = 0

F_а1  F_а2 в общем случае, поэтому для них необходимы дополнительные условия. Наклон контактных линий приводит к тому, что радиальные нагрузки F_ri (см рис. в) сопровождаются внутренними осевыми силами S_i, которые стремятся раздвинуть кольца подшипников. Этому препятствуют буртики вала и корпуса с реакциями F_а1 и F_а2. Очевидно, что F_а1  S₁ , а F_а2  S₂ ,

S_i = е  F_ri – для РУ шариковых ПК,

S_i = 0,83  е  F_ri – для роликовых конических

е – параметр осевого нагружения (в табл.)

Далее принимают, что в одном из подшипников F_аi = S_i, например, в левом F_а1 = S₁ => F_а2 = S₁ - F_а и если при этом получится, F_а2  S₂, то осевые силы определены правильно, если окажется, что F_а2 < S₂, то принимают F_а2 = S₂ и находят F_а1 = S₂ + F_а. При этом обязательно будет выполняться условие F_а1 > S₁.

57. Определение расчетных нагрузок в подшипниках качения при переменном режиме нагружения.

P – эквивалентная нагрузка

L – долговечность

L_ = L₁ + L₂ + L₃

Р асчет проводится по эквивалентной нагрузке Р_Е

Р_Е = К_Е  Р_МАХ (у нас Р_МАХ = Р₁)

где К_Е - коэффициент эквивалентной нагрузки, зависит от режима работы.

Режим	0	1	2	3	4	5
КЕ	1	0,8	0,63	0,56	0,5	0,4

58. Подшипники скольжения. Область применения. Режимы работы. Диаграмма Герси.

Это опора, в которой опорная поверхность вала (цапора) скользит по поверхности вкладыша.

Различают упорные (У) и радиальные (Р) подшипники.

Область применения:

1. при высоких вибрационных и ударных нагрузках

2. при низких и особо высоких частотах вращения

3. при работе в агрессивных средах (воде)

4. при необходимости применения диаметрального разъема (в коленчатых валах)

5. при очень малых диаметральных размерах

6. для особо точного и равномерного вращения.

Состоит:

для восприятия радиальных нагрузок для восприятия осевых нагрузок

Различают подшипники по виду трения:

1. полужидкостные – для сухого и граничного трения f_тр = 0,008 … 0,1

2. жидкостные f_тр = 0,001 … 0,005

Проследим за изменением коэффициента трения f_тр в зависимости от параметра режима работы  =    / Р_m, где  - динамическая вязкость масла [Па  с],  - частота вращения, с ^-1

Р_m – удельная нагрузка = F_r / ( l d )

f (  ) – диаграмма Герси

 - диаметральный

зазор;

 - радиальный

зазор;

 = 2

При малой угловой скорости эксцентриситет l_max =  / 2 = 

С увеличением угловой скорости коэффициент трения f резко уменьшается в связи с нагнетанием жидкости под цапфу. Начиная с  = _критич, при который f = f_min вал «всплывает», смещается в направлении вращения (е). Последующее увеличение  приводит к увеличению f из-за гидравлических потерь в смазочном слое. Min толщина = h_min =  - е =  (1 - ), где  = е /  - относительный эксцентриситет.

У часток ab- участок сухого трения;

bc - полужидкостного;

cd - жидкостного