У рухливих з'єднаннях для найбільш відповідальних деталей, які повинні працювати в умовах рідинного тертя, зазори підраховуються на основі гідродинамічної теорії тертя. Найбільш поширеним типом відповідальних рухомих сполук є підшипники ковзання, що працюють з мастилом.
Для забезпечення найбільшої довговічності необхідно, щоб при будь-якому режимі роботи підшипники працювали з мінімальним зносом. Це досягається, коли сполучається поверхню і поверхню вкладиша підшипника повністю розділені маслом - шаром мастила, і тертя між металевими поверхнями є внутрішнім тертям в мастильної рідини.
Найбільшого поширення мають гідродинамічні підшипники. Рідинне тертя в них створюється тоді, коли при певних конструктивних і експлуатаційних факторів мастило захоплюється обертається цапфою в поступово звужується зазор між цапфою і вкладишем підшипника і виникає гідродинамічний тиск, що перевищує навантаження на опору і прагне розклинити поверхні цапфи і вкладиша. В результаті вал відділяється від поверхні вкладиша і зміщується у напрямку обертання в навантаженої зоні.
Поверхні цапфи і вкладиша розділені змінним зазором, рівним hmin в місцях їх найбільшого зближення, hmax на діаметрально протилежному боці.
Масляний клин в підшипнику ковзання виникає тільки в області певних зазорів між цапфою і валом.
Завданням запропонованого розрахунку є знаходження оптимального зазору, а також найменшого і найбільшого зазорів і вибір стандартної посадки для з'єднання.
На ріс.1.а показано положення вала в підшипнику в стані спокою, коли він під впливом власної маси і зовнішнього навантаження Р видавлює мастило (бабіт) і стикається з підшипником по нижньої твірної. За верхнім утворюючим є зазор S і вісь вала знаходиться нижче осі підшипника на S / 2. У діючій парі масло, як говорилося вище, потрапляє в постепено звужується (клиновий) зазор між цапфою і вкладишем підшипника. Внаслідок цього виникає гідродинамічний тиск, що прагне розклинити поверхні цапфи і вкладиша, і змістити цапфу в сторону обертання в навантаженої зоні (рис. 1.б). Положення деталі в підшипнику характеризується абсолютним ексцентриситетом е. При цьому зазор по лінії центрів вала і отвору S ділиться на дві нерівні частини: hmin - товщину масляного шару (зазор в місці найбільшого зближення поверхні і отвори підшипника) і hmax - залишилася величину зазору.
Розглядаючи механізм роботи гідродинамічного підшипника ми спостерігаємо:
- сухе тертя - в неробочому стані (стані спокою);
- напівсухе тертя - на початку роботи рідина затікає під вал;
- рідинне тертя, коли немає контакту вкладиша і цапфи (метал з металом не контактують) в той час, коли вал «сплив» працює підшипник ковзання.
Посадку для гідродинамічних підшипників ковзання з постійними швидкостями і навантаженнями вибирають по оптимальному зазору, що забезпечується максимальну надійність рідинного тертя. При роботі з чистою мастилом такі підшипники не зношуються. Наше завдання - визначити такий hmin. при якому виконувалося б умова рідинного тертя і, на підставі цього, призначити посадку підшипника.
Вихідними даними для розрахунку в курсовій роботі є:
R - радіальна навантаження на підшипник (Н);
n - число обертів вала (об / хв); tп - фактична температура масла (о С);
Розглянемо спрощений метод розрахунку зазорів і вибір посадок для підшипників ковзання з гідродинамічним режимом роботи:
1) визначення «оптимального» зазору (той зазор, при якому товщина масляного шару досягає максимального значення):
d - номінальний діаметр з'єднання;
# 968; опт - «оптимальний» відносний зазор.
# 956; - динамічна в'язкість масла, залежить від марки масла і температури навколишнього середовища (Па # 8729; с);
n - число обертів вала (об / хв);
р - середній питомий тиск на опору, визначається як
R - радіальна навантаження на підшипник (Н);
l - довжина з'єднання (підшипника), (м);
При обліку клімату, в якому працює з'єднання, розраховується динамічна в'язкість при даній кліматичній температурі:
t - фактична температура масла (0 С);
# 956; 50 - динамічна в'язкість масла при температурі 50 0 С (таблиця 1-2 додатка 1);
n 1 - показник ступеня, що залежить від кінематичної в'язкості масла, визначається по таблиці 1-3 додатка I.
У таблиці 1-3 додатка I наведені значення динамічної в'язкості # 956; при робочій температурі 50 0 С.
Отже, визначили оптимальний зазор.
2) Визначення максимально можливої товщини масляного шару між поверхнями ковзання.
d- номінальний діаметр з'єднання, (м);
Нmax- максимально можлива для даного режиму відносна товщина масляного шару;
3) Визначення середнього зазору.
Вибір посадки з стандартів здійснюється за середнім зазору:
St - температурний зазор в підшипнику (враховує розширення матеріалів втулки та валу при нагріванні, що виникає в процесі роботи, (м);
# 945; A. # 945; B - коефіцієнти об'ємного розширення матеріалів втулки та валу відповідно (таблиця 1-4, додаток 1);
tп - робоча температура підшипника, ° С.
Розрахувавши значення Sср, ми можемо вибирати посадку по стандарту ІСО.
4) Методика вибору посадки.
а) для заданого номінального розміру d в стандарті ІСО [2, стор.145] визначають рядок, елементи якої представляють собою значення Smax іSmin. Для кожного елемента обраного рядка визначається TS = Smax -Smin. За формулою (1) визначають значення коефіцієнта # 951; . Якщо значення коефіцієнта # 951; відповідає умові (1), то посадка прийнятна.
У роботі необхідно вписати всі прийнятні посадки із зазначенням значень Smax, Smin і TS.
б) на підставі робіт, проведених в розділі а) можна отримати безліч посадок, відповідних умові формули (1). На цьому безлічі вибирають одну посадку, для якої # 951; = Min> 1.
За наведених вище розрахунках не були враховані похибки поверхонь вала і втулки. Реальні поверхні завжди мають невелику шорсткість, яка впливає на гідродинаміку мастила і зміна товщини масляного шару (рис.1). Тому діючий зазор визначають з урахуванням шорсткості і температурних деформацій.
5) Визначення чинного зазору в з'єднанні.
Smах і Smin - максимальний і мінімальний зазори обраної посадки;
St- температурний зазор в підшипнику;
6) Визначення мінімального і максимального відносних зазорів в з'єднанні (діючої товщини масляного шару).
l абсолютний ексцентриситет вала в підшипнику при зазорі s.
p - середній питомий тиск, Па;
μt - динамічна в'язкість змащуючого масла при робочій температурі підшипника, Па: с;
d - номінальний діаметр з'єднання.
7) Перевірка умови рідинного тертя.
Для забезпечення рідинного тертя необхідно умова, щоб найменша товщина масляної плівки hgmin була б більше всіх похибок форми, взаємного розташування поверхонь і граничних висот нерівності поверхні, присутніх в з'єднанні:
KA і KB - конусообразность отвору і валу (в курсовій роботі приймається - 0,125 · 10 3);
# 916; RВ - радіальне биття (в курсовій роботі приймається - 10 мкм);
# 957; - кут перекосу осі цапфи внаслідок прогину вала (розрахункова величина в спрямують, і з огляду на незначну величину в розрахунку курсової роботи не враховується).
Якщо дана умова виконується, розрахунок виконаний вірно. В іншому випадку необхідно вибрати іншу посадку. У тому випадку, якщо умова рідинного тертя не виконується, необхідно змінити технічне завдання.