Псевдоеліптичний підшипниковий вузол ковзання

Корисна модель відноситься до галузі машинобудування. Відомий підшипниковий вузол ковзання, який складається із циліндричного вкладиша у вигляді тонкостінної втулки з антифрикційним покриттям, жорстко закріпленої в корпусі машини, і який охоплюється вкладишем вала, призначений для сприймання радіального навантаження, переданого валом, що обертається [1]: Чернавский А.С. Подшипники скольжения. М., 1963. - 286 с. Недоліком відомого підшипникового вузла ковзання є обмежена несуча здатність, підвищення якої можливе шляхом збільшення габаритів вказаного вузла, що неприйнятне. Найбільш близьким за технічною сутністю до запропонованого рішення є прийнятий за прототип підшипниковий вузол, у якому використовуються циліндричні вкладиші, що складаються з текстоліту або поліамідних смол. Недоліком вказаного підшипникового вузла ковзання, незважаючи на підвищення його несучої здатності, є обмежена окружна швидкість, яка не перевищує 6 м/с [2]: Чернавский А.С., Ицкович Г.М., Киселев В.А. и др. Проектирование механических передач. М. Гос. науч.-техн. изд-во машиностроит. лит-ры, 1963. -799с. Задача корисної моделі - кардинальне підвищення несучої здатності підшипникового вузла ковзання при будь-яких кутових швидкостях. Для вирішення задачі у підшипниковому вузлі ковзання, який складається з циліндричного вкладишу у вигляді тонкостінної втулки з антифрикційним покриттям, жорстко закріпленої в корпусі машини, і який охоплюється вкладишем вала, внутрішня поверхня вкладишу виконана псевдоеліптичною, у зв'язку з чим псевдо-еліпс характеризується малою a = r + d / 2 і великою b = r + d півосями, крім того, велика вісь псевдоеліпса повернена відносно вертикальної вісі на кут j a у напрямку обертання вала, при цьому радіус-вектор r ( j) , який визначає закон змінення псевдоеліптичної кривої внутрішньої поверхні вкладиша виражений залежністю d r (j ) = r + (1 + cos j ) , 2 в якій функцію cos j при будь-яких значеннях поточного кута j слід приймати у якості додатної величини, причому 0 £ j £ 2p , де r - радіус вала, що взаємодіє з вкладишем підшипника ковзання; d - радіальний зазор, що являє собою додатну пІврізницю між великою віссю псевдоеліпса і діаметром вала; j a - кут, що враховує положення вала у підшипнику, і який змінюється у межах 20°...65° у залежності від величини відносного ексцентриситету c = 0,4 ... 0,95 . Порівняльний аналіз з прототипом показує, що запропонований підшипниковий вузол ковзання відрізняється тим, що внутрішня поверхня вкладишу виконана псевдоеліптичною, у зв'язку з чим псевдоеліпс характеризується малою a = r + d / 2 і великою b = r + d півосями, крім того, велика вісь псевдоеліпса повернена відносно вертикальної вісі на кут j a у напрямку обертання вала, при цьому радіус-вектор r ( j) , який визначає закон змінення псевдоеліптичної кривої внутрішньої поверхні вкладиша визначається за раніш наведеною формулою. Порівняння технічного рішення, що заявляється, не лише з прототипом, але й з іншими технічними рішеннями, не виявило в них ознак, які б відрізняли технічне рішення, що заявляється, від прототипу, а це дозволяє зробити висновок про відповідність критерію " винахідницький рівень". На Фіг.1 зображено підшипниковий вузол ковзання, на Фіг.2 - вкладиш підшипника ковзання, а на Фіг.3 взаємодія вала з вкладишем в умовах рідинного режиму тертя. У відповідності з Фіг.1-3 маємо наступні позначення: d - діаметр вала; l - ширина підшипника, що дорівнює довжині вкладиша; D - діаметральний зазор; w - кутова швидкість вала; j a - кут, що враховує положення ділянки вала у підшипнику; j - поточне значення кута j1 , j2 – кути початку і кінця областей тиску; jm - кут, при якому гідродинамічний тиск r=rmax; rmax - максимальний гідродинамічний тиск; h, hmin, hmax - поточне мінімальне і максимальне значення товщини змащувального шару; g - кут, що характеризує положення центру обертання вала (точка O1); е - ексцентриситет; r - радіус вала; a = r + d / 2 , b = r + d - мала і велика півосі псевдоеліпса; d радіальний зазор; r ( j) - радіус-вектор псевдоеліптичної кривої. Підшипниковий вузол ковзання складається з вала 1, розміщеного у вкладиші 2 підшипника, внутрішня поверхня якого покрита тонким шаром антифрикційного матеріалу 3, наприклад бабітом. Вкладиш 2 жорстко закріплений у корпусі машини 4. Підшипниковий вузол ковзання має радіальний отвір 5, через який у змащувальну канавку б подається масло. Внаслідок наявності зазору 7 мастило, що подається, розтікається по бічній поверхні вала 1. Замкнутий профіль 8 внутрішньої поверхні вкладиша 2 являє собою псевдо-еліптичну криву з малою 9 і великою 10 півосями, яка по зовнішньому вигляду нагадує еліптичну криву, але псевдоеліптична крива, на відміну від еліптичної кривої, характеризується іншим законом її змінення у вигляді радіуса-вектора r ( j) . Мастило, що поступає через радіальний отвір 5 у змащувальну канавку 6, утворює внаслідок наявності зазору 7 між валом 1 і вкладишем 3 підшипника ковзання мастильну порожнину 11. Підшипниковий вузол ковзання працює наступним чином. При обертанні вала 1 з кутовою швидкістю w через вкладиш 2, покритий зсередини тонким шаром антифрикційного матеріалу 3, на корпус машини 4 передається радіальна сила Fr зі сторони вала. При цьому через радіальний отвір 5 і змащувальну канавку 6 у зазор 7 поступає мастило, яке заповнює порожнину між валом 1 і псевдоеліптичною внутрішньою поверхнею 8 вкладиша 2, що характеризується малою 9 і великою 10 півосями псевдоеліпса. У процесі експлуатації підшипникового вузла ковзання вал 1 спливає, а його центр обертання (точка O1) зміщується відносно точки О, через яку проходять вісі симетрії псевдоеліптичної кривої 8, на величину е, яка зветься ексцентриситетом. У зв'язку з цим між зовнішньою поверхнею вала 1 і внутрішньою поверхнею 8 вкладиша 2 утворюється зазор клиновидної форми у вигляді порожнини 11. Наявність вказаного зазору між валом і вкладишем з урахуванням кутової швидкості w і в'язкого мастила, що подається у порожнину 11, супроводжується розділенням через мастильний шар поверхонь, які труться, вала і вкладишу відносно один одного, яке характеризується рідинним режимом тертя підшипникового вузла ковзання. При цьому у межах області тертя, обмеженої кутами j1 і j2, має місце епюра тиску, результуюча величина якої у вигляді гідродинамічної сили тиску Fэл урівноважує зовнішню силу Fr, яка прикладена до вала. Форма зазору запропонованого вузла ковзання, що характеризується псевдо-еліптичним законом змінення внутрішньої поверхні вкладиша, є більш вузькою у порівнянні з формою зазорів традиційних підшипникових вузлів ковзання, у яких використовуються циліндричні вкладиші. Зазначені розходження в формах зазорів, обумовлені конструкціями вкладишів, призводять, як буде показано далі, до більших площ епюр тиску і, як наслідок, до більших значень сил Fэл гідродинамічного тиску, що сприяє підвищенню несучої здатності мастильного шару підшипникових вузлів ковзання. Для оцінки ефективності і порівняння запропонованого технічного рішення з традиційним підшипниковим вузлом ковзання знайдено рівняння гідродинамічної сили тиску Fэл, яке має вигляд Fєл = 3m 0 w ld Y 2 [0,5(1 + cos j ) + c cos j] - [0,5(1 + cos jm ) + c cosj m ]dj × [0,5(1 + cos j ) + c cos j]3 j j2 j ò ò j1 (1) 1 × cos[p - ( j + j a )] dj , де m 0 - в'язкість мастила при атмосферному тиску, Па×с; Y = d / r - відносний зазор; c = e / d - відносний ексцентриситет. Вирішення рівняння (1), як і існуючого класичного рівняння гідродинамічної сили F, у цей час відсутнє. У зв'язку з цим на практиці при інженерних розрахунках широко використовуються графічні методи вирішення класичного рівняння. Вперше вирішення класичного рівняння виконано у роботі [3]: Попов А.П. Упрощенный метод расчета подшипников скольжения: Материалы трудов Международ. науч.-техн. конф. "Современные проблемы триботехники". - Николаев, 2005.-С. 60-63. На підставі вказаної роботи вираз гідродинамічної сили тиску виглядає так: 2pm 0 wldc j1 (1 - cosj m ) cos j a ³ Fr . F= (2) Y 2 (1 + c ) 3 Використовуючи підходи і методи вирішення, виходячи із яких знайдено вираз (2), вирішимо рівняння (1), у зв'язку з чим отримаємо залежність гідродинамічної сили 2pm 0 wld(1 + 2c ) Fэл = j1 (1 - cos j m ) cos j a ³ Fr . (3) Y 2 (1 + c ) 3 Потім, поділивши праву частину залежності (3) на праву частину виразу (2), визначимо рівняння коефіцієнта j F , який характеризує підвищення несучої здатності псевдоеліптичного підшипникового вузла ковзання у порівнянні з традиційним підшипниковим вузлом ковзання, а саме: F 1 + 2c (4) j F = эл = . F 2c При виводі рівнянь (2) та (3) передбачалось, що j 2 - j1 - 2 p / 3 , а при використанні рівнянь (2)-(4) слід виходити із j1=80°...83° і jm=159°…162° [4]: Gümbel L. Zur Theorie der Schmiemittelreibung. Z. f. Techn. Physik, Bd. 3,1922, S. s. 94-101. У якості прикладу розглянемо підшипниковий вузол ковзання у якому Fr=13.103 Н; w=105с-1; m 0=1,4.10-2Па.с; l=80мм; d=100мм; Y=1,2.10-3. Припускаємо, що j1=80°...83°; jm=159°...162°. При заданих значеннях Fr, w , m 0, l, d і Y визначаємо безрозмірний коефіцієнт навантаженості СF=FrY 2/m 0w ld=1,592, виходячи з якого при кривій при l/d=80/100=0,8 знаходимо відносний ексцентриситет c=0,687, а по величині c=0,687 вибираємо кут ja=47,41° [5]: Иванов М.Д. Детали машин. - М. "Высшая школа", 1991.-383 с. Потім за формулою (2) при c=0,687 і заданих параметрах підшипникового вузла ковзання обчислюємо силу F=(13,52…14,33).103Н, яка перевищує задану величину сили Fr=13.103Н, тобто F>Fr, що вказує на забезпечення несучої здатності змащувальним шаром зовнішньої радіальної сили. За формулою (4) при %, c=0,687 визначаємо коефіцієнт jF=1,727, який вказує на те, що за рахунок змінення форми зазору між валом і вкладишем у процесі експлуатації запропонованого технічного рішення несуча здатність змащувального шару зросла у 1,727 рази, у зв'язку з чим Fэл=jFF = (23,35...27,75).103H. На підставі розрахункових даних заключаємо, що запропоноване технічне рішення дозволяє кардинально підвищити несучу здатність підшипникового вузла ковзання, причому дане рішення є новим і воно не має аналогів. Економічний ефект від впровадження запропонованого технічного рішення варто очікувати за рахунок зниження матеріалоємності підшипникового вузлу ковзання або підвищення терміну його служби. Суспільна корисність технічного рішення, що заявляється, полягає у поліпшенні віброакустичих характеристик підшипникового вузла ковзання внаслідок зниження вібрації та шуму (промсанітарія), обумовленого високою демпфіруючою здатністю змащувального шару, здатного сприймати більш високі динамічні навантаження у порівнянні з традиційною конструкцією.