Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в упорных и опорных подшипниках с гидродинамическим смазочным слоем для машин и, в частности, для опор прокатных станов, где имеют место высокие окружные скорости и удельные нагрузки. Гидродинамический подшипник содержит карманы, выполненные на одной из рабочих поверхностей, образующих гидродинамический смазочный слой. При этом все карманы размещены только в части или по всей области слоя, где давление по длине слоя увеличивается, а карманы, начиная с подающего, из которого смазка поступает в слой, разделены между собой по длине слоя перегородками, имеющими заостренные вершины, заканчивающиеся уплотняющими кромками. Технический результат - увеличение минимальной толщины смазочного слоя, уменьшение тепловыделения, увеличение несущей способности подшипника, уменьшение износа. 4 з.п. ф-лы, 8 ил.

Изобретение относится к области машиностроения и может быть использовано в упорных и опорных подшипниках с гидродинамической (жидкой или газовой) смазкой для различных машин и в частности для опор прокатных станов, где имеют место высокие окружные скорости и удельные нагрузки. Известны устройства упорных и опорных подшипников с гидродинамической смазкой и вязкостным смазочным слоем, работающие по принципу Рейнольдса-Митчела, в которых образующие слой движущаяся и неподвижная рабочие поверхности выполнены гладкими, установлены между собой под некоторым углом, а давление в жидком (газовом) смазочном слое между ними создается благодаря затягиванию смазки в тонкий сужающийся слой клиновидной формы силами вязкости (силами жидкостного трения), создаваемыми движущейся рабочей поверхностью. На слой действуют и силы трения со стороны неподвижной поверхности, но они являются реакцией на движение слоя. При этом движении в слое возникают и силы инерции массы потока смазки, вызванные резким изменением (в том числе и перераспределением по сечению слоя) скоростей этого потока, в основном, под действием сил жидкостного трения со стороны неподвижной рабочей поверхности во входном участке слоя, однако эти силы существенны только у самого входа в слой на его длине (в направлении движения рабочей поверхности) не более 2 мм. Далее по длине слоя быстрых изменений скорости не происходит и существенные силы инерции не возникают. Поэтому в подшипниках, работающих по принципу Рейнольдса-Митчела, силы инерции практически не влияют на образование давления в смазочном слое. Тем более не влияют силы инерции, возникающие за смазочным слоем в его спутном потоке (в затопленной струе) в связи с ускорением вытекающей из слоя жидкости, приторможенной в нем неподвижной рабочей поверхностью. Следовательно, в смазочном слое Рейнольдса- Митчела практически действуют только вязкостные силы и вызванные ими силы гидродинамического давления. Последние раздвигают рабочие поверхности и создают между ними слой смазки определенной толщины. Недостатком подшипников, работающих по принципу Рейнольдса-Митчела, является то, что силы трения, действующие со стороны неподвижной рабочей поверхности в области слоя, где давление по его длине возрастает, непрерывно тормозят смазку при ее движении в слое. Это препятствует поступлению смазки в слой и дальнейшему ее там движению, т.е. уменьшает в нем скорости и расход смазки, что в свою очередь уменьшает минимальную толщину смазочного слоя, повышает его температуру и снижает несущую способность подшипника. Увеличивать угол клина (величину масляного зазора) для уменьшения указанного торможения - нельзя, т.к. любое его увеличение приводит к увеличению боковых утечек смазки из слоя, а увеличение угла клина свыше определенного размера - даже к возникновению у неподвижной рабочей поверхности обратного движения смазки в направлении к подающему карману (углублению в неподвижной рабочей поверхности, откуда смазка подается в слой). Известны устройства упорных (А. Камерон, "Теория смазки в инженерном деле" с. 67, Машгиз, М., 1962) и опорных подшипников, у которых на одной из образующей гидродинамический смазочный слой поверхностей выполнены масляные карманы в виде канавок, например, как у принятого за прототип устройства по авторскому свидетельству СССР N 796508, кл. F 16 С 33/04. В таких устройствах, вследствие увеличения толщины слоя в масляных карманах и уменьшения там по этой причине сил трения со стороны неподвижной рабочей поверхности, поток в карманах ускоряется (и завихряется) подвижной поверхностью, что улучшает смазку на пусковых режимах и при не высоких удельных нагрузках уменьшает выделение тепла. Но инерционные силы в этих устройствах подшипников также не способствуют повышению давления в слое, поскольку там карманы по длине слоя разделены между собой частями неподвижной рабочей поверхности, длина которых много больше длины входных участков, на которых еще существенны силы инерции, и они не в состоянии способствовать преодолению сопротивления протяженного участка слоя между карманами и увеличению расхода, смазки. Следовательно, из-за торможения со стороны этих частей поверхности полностью гасятся силы инерции и ускоренный в карманах поток смазки не сохраняет полученную в предыдущем кармане дополнительную скорость до следующего кармана. Поэтому, занимая полезную площадь рабочей поверхности, где образуется давление, такие карманы при высоких удельных нагрузках снижают рост давления в слое и уменьшают его минимальную толщину. Цель изобретения - увеличение несущей способности, снижение энергозатрат и износа подшипников. Указанная цель достигается тем, что, как и в прототипе, на одной из рабочих поверхностей, образующих гидродинамический смазочный слой, выполнены масляные карманы, не сообщающиеся между собой. Но кроме того, согласно изобретению, все карманы размещены только в части или по всей области слоя, где давление по длине слоя увеличивается, а карманы, - начиная с подающего кармана, из которого смазка поступает в слой, разделены между собой по длине слоя только перегородками, имеющими заостренные вершины, заканчивающиеся уплотняющими кромками. Также, согласно изобретению, размер карманов по ширине слоя больше, чем по длине. Кроме того, по ширине слоя между карманами имеются промежутки. Расстояния по ширине слоя от края рабочей поверхности до карманов возрастают по длине слоя. Размер карманов по длине слоя и величина заглубления уплотняющей кромки увеличиваются тем более, чем ближе расположен данный карман к подающему. Примыкающий к гребню слой смазки в карманах, начиная с подающего кармана, не испытывая в них большого торможения со стороны неподвижной рабочей поверхности, ускоряется движущейся рабочей поверхностью и приобретает дополнительные скорости по всей своей толщине. Далее, этот слой попадает в уплотнительную щель между карманами (между уплотняющей кромкой перегородки и другой рабочей поверхностью). Вследствие малой длины этой щели поток смазки проходит в ней путь меньший, чем длина входного участка, и силы инерции в слое, наиболее существенные именно в начальной части этого участка, преодолевая на этом малом пути силы трения со стороны кромки уплотнительной перегородки и перепад давления между карманами, в значительной степени способствуют сохранению до следующего кармана тех величин дополнительных скоростей по толщине слоя, которые были приобретены в предыдущем кармане. Таким образом обеспечивается увеличение расхода смазки в слое. Вследствие того, что аналогично сужающемуся клину толщины уплотнительных щелей на выходе из карманов меньше, чем на входе - увеличенные расходы смазки при тех же толщинах слоя создают и увеличенные в нем давления, а при той же нагрузке на подшипник - увеличивают толщину слоя. Следовательно, при всех прочих равных условиях, в смазочном слое подшипника согласно изобретению средняя скорость смазки, ее расход и минимальная толщина смазочного слоя (или давление) будут больше, чем в слое Рейнольдса-Митчела и в слое прототипа. Поскольку размер кармана по длине слоя выбирается не более такого, который требуется для восстановления в кармане части скорости потока, потерянной на преодоление сопротивления на пути между карманами в уплотнительной щели, то количество карманов по длине слоя будет оптимально большим, обеспечивающим многократное (многоступенчатое) использование инерционных сил для повышения скоростей смазки в слое. В области слоя, где давление не возрастает (достигло максимума или падает), в связи с отсутствием там карманов неподвижная поверхность максимально тормозит поток смазки, как это и требуется для уменьшения падения давления. Кроме того, расположение карманов вне зоны максимального износа, происходящего в месте минимальной толщины слоя, существенно снижает износ тонких вершин перегородок между карманами. Участки рабочей поверхности между карманами и у краев слоя в области расположения карманов в основном служат уплотнениями, уменьшающими боковые утечки, а образование в слое давления обеспечивается при переходе потока смазки через уплотняющие щели из одного кармана в другой. Поэтому заглубление уплотняющих кромок относительно уровня рабочей поверхности дает возможность образовывать различные толщины слоя в уплотнительных щелях и у рабочих поверхностей и создавать оптимальные их величины как для уменьшения боковых утечек, так и для увеличения расхода смазки. Кроме того, обеспечение увеличения ширины рабочей поверхности у краев слоя, по мере роста давления по его длине, уменьшает боковые утечки. В результате общего влияния указанных конструктивных факторов увеличивается более, чем в 2 раза, минимальная толщина смазочного слоя. Следовательно, во столько же раз уменьшается тепловыделение (энергозатраты) и более, чем в 4 раза возрастает несущая способность подшипника, а также уменьшается его износ. На фиг. 1 изображена в изометрии втулка опорного подшипника с рабочими поверхностями в промежутках, разделяющих карманы по ширине слоя. На фиг. 2 показано поперечное сечение втулки, изображенной на фиг. 1, и сечение вала. На фиг. 3 показано сечение по длине смазочного слоя Рейнольдса-Митчела и распределение скоростей смазки по толщине слоя. На фиг. 4 показано сечение по длине смазочного слоя подшипника согласно изобретению и распределение в нем скоростей по толщине слоя. На фиг. 5 изображена в плане подушка упорного подшипника с переменной шириной рабочей поверхности у краев слоя в области расположения карманов. На фиг. 6 показан разрез по А-А подушки на фиг. 5. На фиг. 7 показан разрез по Б-Б подушки на фиг. 5. На фиг. 8 показан разрез по А-А втулки на фиг. 2. На изображенной на фиг. 1 и 2 втулке 1 опорного подшипника показаны: карманы 2, рабочая поверхность 3 втулки, расположенная в области, где карманы отсутствуют" перегородки 4 между карманами и участки рабочей поверхности 5 и 6, расположенные соответственно по краям втулки и между карманами по ширине втулки, уплотняющие кромки 7, выполненные на заостренных вершинах перегородок 4 и имеющие размер 8 притупления или закругления. Размер карманов по ширине слоя больше, чем по длине, и больше, чем размер по ширине слоя участков рабочей поверхности в промежутках между карманами. На сечении, изображенном на фиг. 2, дополнительно показаны: вал 9, вращающийся с окружной скоростью 10 и имеющий рабочую поверхность 11, образующую с внутренними поверхностями втулки 1 части смазочного слоя 12 и 13 соответственно в области расположения карманов 2 и вне ее, и подающий карман 14. Также показана эпюра 15 распределения давлений в смазочном слое по его длине, угол 16 - центральный угол между местом расположения максимума давления в смазочном слое и перегородкой у подающего кармана и угол 17 - центральный угол, в пределах которого расположены карманы. На фиг. 3 показано сечение по длине смазочного слоя Рейнольдса-Митчела, образованного между неподвижной рабочей поверхностью 18 упорной подушки и движущейся со скоростью 10 рабочей поверхностью 11 упорного подшипника. В слое образуется давление, у которого эпюра 19 распределения аналогична эпюре в слое опорного подшипника без карманов. До точки 20 эпюры 19 давление возрастает, а далее - падает. Перед слоем в пространстве 22 между упорными подушками (или в подающем кармане опорного подшипника), откуда смазка подается в слой, по толщине потока, равной максимальной толщине 23 смазочного слоя, эпюра 24 распределения скоростей имеет прямоугольную или близкую к ней форму. В слое, пройдя его входной участок 25, поток приобретает достаточно установившееся (медленно изменяющееся по длине слоя) распределение скорости по толщине слоя, как это показано на эпюре 26. Такое изменение формы эпюры во входном участке (от 24 до 26) происходит вследствие торможения потока неподвижной рабочей поверхностью 18, что изменяет эпюру до треугольной формы 27, и из-за торможения образующимся в слое давлением, дополнительно изменяющим эпюру до формы вогнутого треугольника 26. Как видно из сравнения эпюр 24 и 26, площадь эпюры 24, а следовательно, и расход смазки перед входом в слой, более, чем в 2 раза превосходит площадь эпюры 26 и расход смазки в слое. Следовательно, поток смазки толщиной 23 не весь входит в слой, а большая часть его расхода, соответствующая разности площадей эпюр скоростей 23 и 26, остается в подающем кармане и уносится циркулирующим там вихрем 21. Далее, при движении потока в слое, форма эпюры его скоростей, медленно изменяясь, приобретает треугольную форму 28 в месте, где давление достигает максимума, и затем в области падения давления в слое - форму выпуклого треугольника 29, в связи с тем, что там давление ускоряет движение потока. Если не учитывать течение в слое по его ширине (боковые утечки), то все площади эпюр 26, 28, 29 и соответствующие расходы смазки - равны. В смазочном слое прототипа (в подшипнике с карманами), при входе потока в слой из каждого кармана, имеет место процесс, аналогичный рассмотренному выше при входе из подающего кармана в смазочный слой. Там, перед входом в смазочный слой распределение скоростей такое же, как в подающем кармане, соответствующее эпюре 24, а в слое между карманами, поскольку длина этого слоя больше длины входного участка, устанавливается распределение скоростей, соответствующее эпюре 26. Таким образом, в прототипе во всех карманах большая часть смазки прилегающего к гребню потока толщиной, равной толщине слоя, также не входит в него, а завихряется и остается в карманах. Недостатком подшипников, работающих по принципу Рейнольдса-Митчела, в том числе и подшипников прототипа, является то, что силы трения, действующие со стороны неподвижной рабочей поверхности в области слоя, где давление по его длине возрастает, непрерывно тормозят смазку при ее движении в слое. Это препятствует поступлению смазки в слой, т.е. уменьшает скорости и расход смазки в слое, что в свою очередь уменьшает минимальную толщину смазочного слоя, повышает его температуру и снижает несущую способность подшипника. Увеличивать угол клина (величину масляного зазора) для уменьшения указанного торможения - нельзя, т.к. любое его увеличение приводит к увеличению боковых утечек смазки из слоя, а увеличение свыше определенного размера - даже к возникновению у неподвижной рабочей поверхности обратного движения смазки в направлении к подающему карману. Что же касается области слоя, где давление не возрастает (достигло максимума или падает), то там торможение со стороны не подвижной рабочей поверхности полезно, т.к. оно снижает не только боковые, но и концевые утечки, препятствует уносу смазки из слоя рабочей поверхностью. На фиг. 4 в развернутом разрезе смазочного слое опорного подшипника согласно изобретению, изображенного на фиг.1 и фиг. 2 (изложенное ниже также справедливо и для упорного подшипника), показаны: втулка 1 опорного подшипника, несообщающиеся между собой карманы 2, которые размещены только в части 12 области слоя, где давление по длине слоя увеличивается. Кроме того, эти карманы, начиная с подающего кармана 14, из которого смазка подается в слой, разделены между собой по длине слоя не участками рабочей поверхности, тормозящими смазку, а только перегородками 4, имеющими заостренные вершины, заканчивающимися уплотняющими кромками 7, выполненными заподлицо с рабочей поверхностью 5 или заглубленными относительно этого уровня на величину 30 так, чтобы на входе смазки в карман толщина щели между уплотняющей кромкой 7 и другой рабочей поверхностью 11 была больше, чем эта толщина на выходе из кармана. Размер масляных карманов 31 и 32 по длине слоя должен быть не меньше величины, при которой поток, вошедший в карман из щели между уплотняющей кромкой и другой рабочей поверхностью 11, приобретает, пройдя карман, среднюю скорость больше 2/3 скорости движущейся рабочей поверхности. Это соответствует эпюре 34. Уплотняющие кромки имеют притупления или закругления размером 8, обеспечивающим минимальное торможение потока благодаря тому, что этот размер выполнен минимальным, не больше 2 мм и меньше величины, при которой средняя по толщине слоя скорость потока в щели уменьшается на выходе из нее до величины не меньше 1/2 скорости движущейся рабочей поверхности. Это соответствует эпюре 33. Размер карманов по длине слоя (расстояние между уплотнительными перегородками) увеличивается от величины 31 до величины 32 у подающего кармана. Величина заглубления уплотняющей кромки увеличивается тем более, чем ближе расположен данный карман к подающему. Там же показаны: рабочая поверхность 3 втулки, расположенная в области 13 слоя, где карманы отсутствуют; плоскость 6, соединяющая уплотняющие кромки и показывающая контур основного ламинарного потока; рабочие поверхности 5, расположенные по краям втулки и между карманами по ширине втулки, могут совпадать с плоскостью 5, как это показано на фиг. 1 и фиг. 2; вал 9, вращающийся с окружной скоростью 10, и имеющий рабочую поверхность 11, образующую с внутренними поверхностями втулки 1 части смазочного слоя 12 и 13. Также показана эпюра 15 распределения давлений в смазочном слое по его длине, где максимум давления расположен в точке, заданной углом 16. Аналогичный вид имел бы и смазочный слой упорного подшипника согласно изобретению. Если карманы с такими перегородками разместить и в области 13, где давление падает, то это также уменьшит торможение потока, но будет способствовать уносу смазки из слоя, а это не целесообразно. Поэтому карманы следует располагать только в той области слоя, где давление по его длине возрастает. Устройство согласно изобретению работает следующим образом. Смазка в подающем кармане, как и в рассмотренном выше слое Рейнольдса-Митчела, ускоряется движущейся рабочей поверхностью 11 и прилегающий к ней поток толщиной 23, равной максимальной толщине смазочного слоя, приобретает дополнительные скорости, как это показано на эпюре 24. При этом процесс передачи кинетической энергии смазке от гребня происходит с максимальной эффективностью, так как слой по всей его толщине 23 приобретает максимально возможную скорость (скорость движущейся поверхности). Далее этот поток попадает в область 12 (где расположены карманы) смазочного слоя, который согласно изобретению представляет из себя клиновой зазор между поверхностью 11 и поверхностью 5, а также плоскостью 6. Затем смазка попадает в карманы 2 и далее в слой области 13, где карманы отсутствуют. В области 12 поток сначала попадает в зазор между уплотняющей кромкой 7 первой перегородки и рабочей поверхностью 11 (зазор между карманами). Вследствие влияния этой кромки, несмотря на малую ее поверхность трения (малую величину 8 ее притупления или закругления), а также из-за перепада давления между первым карманом 2 и подающим карманом 4, изменяются скорости потока таким образом, что эпюра 24 этих скоростей перед уплотняющей кромкой преобразуется в эпюру 33 за уплотняющей кромкой. Как видно из сравнения этих эпюр, в устройстве согласно изобретению неподвижная деталь подшипника (втулка или упорная подушка) также оказывает какое-то сопротивление потоку, но это сопротивление, как видно из сравнения эпюры 33 на фиг. 4 и эпюры 26 на фиг. 3, существенно меньше сопротивления, которое оказывает потоку неподвижная деталь в слое Рейнольдса-Митчела и в слое прототипа, поскольку площадь первой эпюры при той же скорости 10 движущейся рабочей поверхности 11 существенно больше площади второй эпюры. Следовательно, расход смазки, вносимой из подающего кармана 4 в слой подшипника согласно изобретению, существенно (более, чем в два раза) больше, чем у подшипника Рейнольдса-Митчела и у прототипа. Хотя и не весь поток смазки, толщиной 23 входит из подающего кармана в слой, а часть его, соответствующая разности площадей эпюр скоростей 24 и 33, остается в подающем кармане в составе вихря 21. Далее в первом кармане поток, аналогично, как и в подающем кармане, ускоряется и по толщине потока (толщине между плоскостью 6 и поверхностью 11) эпюра скоростей приобретает перед второй перегородкой форму 34. Эта форма не является полным прямоугольником, как форма эпюры 24, вследствие меньших, чем у подающего кармана длины и глубины карманов 2. Эти размеры кармана и особенно его длина должны быть оптимальными, чтобы количество карманов не было очень малым, но и чтобы эпюра 34 скоростей потока приобрела в кармане достаточную полноту с целью накопления им кинетической энергии для преодоления сопротивления следующего зазора между карманами без большой потери расхода. Эта потеря все же имеет место и соответствует разности площадей эпюр скоростей по обе стороны от уплотняющей щели. Смазка, не вошедшая в уплотняющую щель, остается в кармане и циркулирует там в составе вихря, аналогично вихрю 21 в подающем кармане. Увеличение давления в карманах 2 происходит потому, что зазор между уплотняющей кромкой 7 и рабочей поверхностью (толщина уплотняющей щели) на выходе из карманов меньше, чем на входе. Таким образом, увеличение расхода смазки, вносимой движущейся поверхностью, а следовательно, и рост давления в слое согласно изобретению по сравнению со слоями Рейнольдса-Митчела и прототипа происходит в основном по двум причинам: во-первых, размер 7 притупления или закругления уплотняющей кромки выполняется существенно меньшим, чем длина входного участка, поэтому гидравлическое сопротивление уплотняющей щели между карманами будет меньше настолько, что эпюра скоростей потока еще не приобретет установившуюся форму, аналогичную 26 на фиг. 3, и силы инерции помогают преодолевать сопротивление этой уплотняющей щели; во-вторых, размеры карманов по длине слоя 31 и 32 выполняется такими, чтобы поток при его движении в каждом кармане успел приобрести увеличенные скорости по всей толщине указанной щели для преодоления ее сопротивления с максимальным расходом смазки, но эти размеры также должны быть по возможности меньшими для увеличения количества карманов, чтобы процесс ускорения потока в карманах был более многократным на всем протяжении слоя, где давление повышается. Рассмотренный принцип создания давления в смазочном слое согласно изобретению аналогичен принципу образования давления в роторной турбомашине: там в каждой ступени движущимся ротором передается рабочему телу кинетическая энергия, и далее, в неподвижном направляющем аппарате эта энергия преобразуется в энергию давления. Подобно этому процессу, в смазочном слое согласно изобретению в каждом кармане на протяжении его длины движущейся рабочей поверхностью передается потоку смазки кинетическая энергия, и далее, в уплотняющих щелях между карманами эта кинетическая энергия преобразуется в энергию давления в следующем кармане, поскольку в этом зазоре силы инерции потока и силы гидродинамического трения со стороны подвижной поверхности действуют против сил давления, соответствующих перепаду давления между карманами. Участки 5 рабочей поверхности между карманами и у краев слоя в основном служат уплотнениями, уменьшающими боковые утечки, образование в слое давления обеспечивается разностью толщин уплотняющих щелей на входе и выходе из карманов. Поэтому заглубление уплотняющих кромок относительно уровня рабочей поверхности дает возможность образовывать различные толщины слоя в уплотнительных щелях и у рабочих поверхностей и создавать оптимальные их величины как для уменьшения боковых утечек, так и для увеличения расхода смазки. Для чего, толщина смазочного слоя между поверхностями 5 и 11 принимается минимальной, меньшей на величину 30, чем толщины уплотняющих щелей. Такая конструктивная мера снижает боковые утечки, увеличивая при этом количество смазки, перемещаемой движущейся рабочей поверхностью. В области слоя, где давление не возрастает (достигло максимума или падает), в связи с отсутствием там карманов неподвижная поверхность максимально тормозит поток смазки, как это и требуется для уменьшения падения давления. Кроме того, расположение карманов вне зоны максимального износа, происходящего в месте минимальной толщины слоя, существенно снижает износ тонких уплотнительных перегородок между ними. В области расположения карманов ширина рабочей поверхности у краев слоя может возрастать по длине слоя, по мере роста давления в слое, что еще больше уменьшает боковые утечки. На фиг. 5 изображена в плане подушка упорного подшипника, у которой в области расположения карманов ширина рабочей поверхности у краев слоя возрастает по длине слоя. На фиг. 6 и фиг. 7 показаны сечения этой подушки соответственно по АА и по ББ. На этих фигурах показаны: область 12, где расположены карманы 2; область 13 на выходе из слоя, где карманы отсутствуют; эпюра 15 распределения давления по длине слоя; наименьший 35 и наибольший 36 размеры ширины рабочей поверхности у краев слоя; наименьший 37 и наибольший 38 размеры кармана по длине слоя (длина кармана); размер 39 кармана по ширине слоя (ширина кармана), эпюра 40 распределения давления по ширине слоя. На фиг. 8 показано сечение по АА (фиг. 2) по ширине втулки опорного подшипника, у которой кроме участков рабочей поверхности у краев слоя, имеющих размер 41, карманы 2 разделены между собой по ширине слоя участками рабочей поверхности, имеющими размер 42. Там же показана эпюра 43 распределения давления по ширине слоя. Устройство согласно изобретению, изображенное на фиг. 5-8, работает как и показанное на фиг. 4. Дополнительно к изложенному выше следует отметить, что увеличение ширины рабочей поверхности по длине слоя у его краев от размера 35 до размера 36 (фиг. 5) уменьшает величину утечек из слоя, поскольку большая ширина создается в месте возникновения большего давления (см. эпюру 15 на фиг. 6). Кроме того, увеличение размеров карманов по длине слоя от величины 37 до величины 38 (фиг. 6) у подающего кармана обеспечивает оптимальные условия для восстановления в карманах скоростей потока, уменьшенных в уплотняющих щелях на входе в карманы, поскольку, чем больше толщина щели (толще вносимый в карман поток), тем больше необходимо расстояние между уплотняющими щелями для восстановления скоростей потока. Из этого условия, а также учитывая реальные размеры толщин уплотнительных щелей и целесообразность образования, большего количества карманов, размеры карманов 39 (фиг. 7 и фиг. 8) по ширине слоя должны быть больше, чем по длине. Что же касается соотношения между размерами 39 (фиг. 8) карманов и размерами 42 участков рабочей поверхности в промежутках между карманами, то учитывая, что эти участки предназначены только для уменьшения перетекания смазки по ширине слоя из кармана в карман, - размеры 32 должны быть меньше размеров 39. В результате общего влияния указанных конструктивных факторов более, чем в 2 раза увеличивается минимальная толщина смазочного слоя. Следовательно, во столько же раз уменьшается тепловыделение (энергозатраты) и более, чем в 4 раза возрастает несущая способность подшипника, а также уменьшается его износ.

Гидродинамический подшипник – это машиностроительный узел. Основная нагрузка внутри этого элемента приходится на тонкий слой, состоящий из изолирующей смазывающей жидкости. В конструкцию она нагнетается при помощи смазываемого вала. Такие изделия часто называются ещё гидравлическими.

Об особенностях применения механизма

Это достаточно надёжные и простые конструкции, благодаря чему они и получили такое широкое распространение. Состоят они всего из двух элементов: внешнее и внутреннее кольцо тороидальной формы. В местах стыков имеются уплотнения с максимальной герметичностью. Изделия отличаются минимальными эксплуатационными затратами, либо вообще полным их отсутствием. Кроме того, при изготовлении они предъявляют более низкие требования к качеству и точности работы, по сравнению с шарико-, роликоподшипниками. И шума такие подшипники издают меньше, чем обычные подшипники качения. То же самое касается вибраций, их уровень минимален. В ряде случаев такие конструкции обладают неплохими вибродемпфирующими свойствами.

Есть ли недостатки?

Они не обходятся без своих недостатков, как и другие механизмы. Потери энергии у этих деталей бывают значительными. Они обычно зависят от температурных режимов в окружающей среде. Очень сложно рассчитать оптимальный температурный уровень, при котором негативное воздействие сведётся к минимуму. При внештатных ситуациях именно гидродинамические подшипники чаще подвержены авариям, чем другие узлы. Они так же чувствительны к неточности при изготовлении валов, других аксессуаров в системе. Это надо учитывать, ещё проводя первый расчёт.

В процессе эксплуатации есть вероятность утечки рабочей среды. Потому часто устанавливают две и больше цапфы с обеих сторон, чтобы возможные утечки предотвратить.

Немного о принципе действия

Такие подшипники в общем случае делятся на несколько видов:

1. Гидростатические.
2. Газо- или гидродинамические. Расчёт у каждой разновидности будет своим.

Гидростатические подшипники отличаются от аналогов тем, что у них внешний насос поддерживает высокое давление внутри. Вода или масло используются в качестве рабочей жидкости. Необходимо нагнетать жидкость внутрь, используя ту самую силу внешнего насоса. Из-за этого есть энергия, которая подводится только к самому подшипнику, для остальных частей в системе она не имеет никакого значения. Но, если бы насоса не было, эта энергия уходила бы на то, чтобы преодолевать силу трения.

Гидродинамический подшипник устроен несколько иначе . Жидкость увлекается в пространство между элементами трения за счёт вращения специального вала, который находится внутри конструкции. Можно сказать, что система сама обеспечивает собственную смазку. Это своеобразная разновидность подшипника скольжения. Масляный клин становится достаточно толстым за счёт следующих элементов:

• Свободная подача смазки.
• Достаточная скорость вращения.
• Геометрия.

Контактное трение исключается полностью, в любых рабочих режимах. Расчёт благодаря этому становится точнее. Эти подшипники всегда устроены так, что вращение вала способствует более глубокому проникновению жидкости внутрь. В другие направления вода уходит так же за счёт вращения этого элемента. Но слой жидкости будет недостаточно толстым, если сам вал вращается недостаточно активно. Это означает, что детали будут слишком активно контактировать друг с другом.

Срок службы подшипника уменьшается, если такое происходит достаточно часто. И энергия уходит в больших количествах. Для предотвращения подобных проблем часто ставят дополнительный внешний насос, либо вторичный подшипник. Они включаются в работу в момент запуска, либо торможения системы. Расчёт это так же берёт во внимание.

Антифрикционные и износостойкие материалы способны уменьшать износ деталей. Иногда валы окружаются не обычными жёсткими втулками, а несколькими упругими лепестками. Используется и разрезное кольцо из пружинящей фольги, на упругой опоре. Такая конструкция помогает равномерно распределить нагрузку по всем деталям.

Какие ошибки механики допускают чаще всего во время ремонта?

1. Они часто используют тормозные жидкости, параметры которых для этих систем не подходят.
2. Внутрь механизма во время работы попадает грязь.
3. Используются смазки или чистящие средства, способные повредить соединение.
4. Неправильно проводится прокачка системы. Например, много раз нажимают на педаль сцепления во время прокачки. В руководстве по ремонту всегда написано, что это надо делать только один раз.
5. Попытка прокачки внутренних цилиндров вручную. Из-за этого детали просто ломаются.
6. Устанавливают новое уплотнения, хотя элементы старого ещё остались внутри. Из-за этого гидравлическая жидкость не может течь в обратном направлении. Что приводит к утечкам, повреждению нового механизма.
7. Перетягиваются фиксирующие болты.
8. Неравномерная установка уплотнения. Из-за этого цилиндр начинает наклоняться. Расчёт становится неточным.

Подшипники скольжения и их расчёт

Характер трения – основной параметр, который влияет на расчёт . Трение скольжения бывает трёх основных разновидностей:

• Жидкостное.
• Смешанное
• Граничное.

Сами подшипники бывают радиальными и упорными, это тоже необходимо учитывать. У радиальных подшипников в конструкции всего три или четыре сегмента. Опора заправляется маслом с помощью гидродинамической системы. От этого расчет тоже зависит. Что касается смазки для подшипников, то чаще всего выбирают марку Л. Главное требование к подшипникам – чтобы их сегменты могли свободно менять своё положение, в любом из доступных направлений. Тогда давление внутри опоры не будет слишком большим. Это надо учитывать, проводя расчёт.

Ещё о некоторых особенностях подшипников скольжения

По сравнению с подшипниками качения, подшипники скольжения проще и доступнее в изготовлении. Они обладают бесшумностью, постоянным параметром жёсткости. В режиме любой смазки долгое время работают практически без износа. Расчёт индивидуальный на это не влияет. Но система смазки у них достаточно сложная для обеспечения жидкостного трения, для некоторых это серьёзный недостаток. Кроме того, они требуют обязательного применения цветных металлов. Среди минусов стоит отметить так же увеличенные размеры в осевом направлении, повышенные пусковые моменты.

О конструкциях и материалах

Подшипник скольжения – это корпус и вкладыш, собранные в одной конструкции. Она более простая, чем у тех же подшипников качения. Корпус выпускается разъёмным или цельным. Разъёмные корпуса скрепляются болтами или шпильками. В виде втулки выполняется вкладыш. Если корпус неразъёмный, эта деталь будет выглядеть как две отдельные половинки, верхняя и нижняя. Втулка просто запрессовывается в корпус. Самоустанавливающиеся подшипники используют, если есть вероятность появления повреждений на валу, либо при невозможности точного монтажа механизма. Или используются скольжения.

При изготовлении конструкции скольжения используются следующие материалы:

• Пластмасса
• Чугун
• Бронза

Особенно востребованными стали лёгкие антифрикционные разновидности материалов скольжения. У некоторых моделей вкладыши стоят деревянные. Лучше брать другие материалы. Иногда выпускаются вкладыши, которые могут долгое время работать без смазки. Рабочие поверхности подшипников скольжения обладают различной геометрией. В разных условиях применяются такие формы:

• Сферические.
• Плоские.
• Конические.
• Цилиндрические. Это тоже важно для тех, кто проводит расчёт.

Сферические и конические формы применяются реже всего. Они удобны лишь при определённых условиях, когда нагрузки направлены на определённую часть механизма. Минимальный износ валов, минимум потерь на трение – главное требование к подшипникам скольжения. Прочности и жёсткости должно хватать для того, чтобы механизм мог работать в самых жёстких условиях. Достаточными должны быть и размеры поверхностей. Их должно хватать для создания эффективной системы по отводу тепла. Тогда возникающее при работе давление будет восприниматься без крайних реакций.

Гидродинамический, или, как часто его называют, гидравлический подшипник – это машиностроительный узел, в котором рабочим телом, непосредственно воспринимающим нагрузку вала механизма, является тонкий слой изолирующей смазывающей жидкости, нагнетаемой в конструкцию при помощи смазываемого вала.

История изобретения подшипника

История изобретения подшипника насчитывает не одну тысячу лет. Первые примитивные подшипники скольжения относятся к эпохе неолита. Люди изготавливали их из камней и использовали в сверлильных приспособлениях для добывания огня и различных приспособлениях для прядения. С развитием человеческой цивилизации примитивные подшипники скольжения начали применяться во многих механизмах, использующих принцип колеса: в повозках, для изготовления глиняной посуды круглой формы при помощи гончарного круга, в ветряных мельницах для подъёма воды и привода жерновов.

Первые сведения о подшипниках качения относятся к 330 году до н.э. В этот период древнегреческий инженер Диад разработал конструкцию тарана для разрушения крепостных стен. В этой конструкции подвижная часть передвигалась на специальных роликах по направляющим.

Впервые металлический подшипник качения был изготовлен в ХУ111 веке в Англии для ветряной мельницы. Конструктивно он состоял из двух чугунных колец, представлявших собой направляющие, между которыми было помещено до сорока чугунных шаров.

В ХХ веке работы учёных О.Рейнолдса и Н.П.Петрова, работавших независимо друг от друга, привели к замечательному открытию. Они установили, что если скорость вращения машинного вала в подшипнике скольжения, наполненном смазкой, достаточно велика, то на валу создаётся как бы искусственная невесомость, при которой вал перестаёт давить на подшипник. Техническое применение этого открытия привело к разработкам подшипников скольжения, обладающих весьма малыми коэффициентами трения. Дальнейшие разработки открытия привели к созданию подшипников, в которых смазывающая рабочая среда нагнетается снаружи при помощи специального насоса.

Особенности применения гидродинамических подшипников

Современные гидродинамические подшипники используются в разнообразных прецизионных механизмах, когда обычные шарико- или роликоподшипники не удовлетворяют необходимым требованиям, предъявляемым к работе тех или иных конструкций и узлов. Например, при необходимости обеспечения минимальной вибрации, малого уровня шума, минимальных габаритов в стеснённых эксплуатационных условиях, достаточно большого срока службы. В процессе дальнейших разработок и усовершенствований такие подшипники становятся всё более и более конкурентоспособными в связи с уменьшающейся себестоимостью изготовления.

Отличие гидростатических подшипников от гидродинамических заключается в том, что в первых необходимое рабочее давление жидкости создаётся при помощи специального насоса, а в последних самосмазывание обеспечивается рабочим валом при его вращении. Следует учитывать, что эффект самосмазывания имеет достаточную эффективность только при достижении паспортных скоростей вращения вала, в противном случае прослойка смазки под валом имеет недостаточную толщину, а это неизбежно приводит к возрастанию сил трения и, как правило, к преждевременному износу механизма. Поэтому, для предотвращения подобных случаев, которые могут происходить достаточно часто, например, при пусках и остановках механизмов, бывает целесообразно предусмотреть специальный «пусковой» насос, который будет использоваться только при вышеупомянутых переходных режимах.

Эксплуатационные достоинства гидродинамических подшипников

Конструктивно гидродинамические подшипники достаточно просты и надёжны.Как правило, они состоят из внешнего и внутреннего колец тороидальной формы, имеющих герметичные уплотнения в местах стыков. Эксплуатационные затраты минимальны или вообще отсутствуют. Подшипники обладают практически, неограниченным сроком службы. Требования к точности их изготовления гораздо ниже, чем к точности изготовления шарико- или роликоподшипников. Уровень шума от таких подшипников гораздо ниже шума, создаваемого подшипниками качения. Вибрации минимальны. Исходя из конструктивных особенностей, подшипники в ряде случаев обладают огромной демпфирующей способностью.

Недостатки гидродинамических подшипников

Нельзя не отметить недостатки гидродинамических подшипников.

Они обладают значительными потерями энергии. Эти потери варьируются в связи с наружными температурными режимами, что значительно затрудняет проведение необходимых температурных расчётов. Гидродинамические подшипники чаще подвержены внезапным авариям при внештатных ситуациях. Подшипники весьма чувствительны к неточностям изготовления валов и их аксессуаров. Возможны утечки рабочей среды в процессе эксплуатации. Поэтому достаточно часты практики установки двух и более цапф в подшипниках для предотвращения утечек с одной стороны.

Область применения

Подшипники применяются, чаще всего, в компьютерных установках, для жёстких дисков, для вентиляторов охлаждения персонального компьютера. Возможно применение для металлообрабатывающих станков, для ядерных реакторов.

Применяются в шлифовальных станках.

На схеме приведен многоклиновый гидродинамический подшипник. F 1 , F 2 , F 3 – силы от действия масляных клиньев.

Создаются несколько клиновых зазоров, куда вращающимся валом увлекается масло. Возникает результирующая гидродинамическая сила F д , которая воспринимает внешнюю нагрузку F в любом направлении.

Клиновые зазоры создаются с помощью башмаков, самоустанавливающихся от внешней нагрузки.

1 – башмаки; 2 – опоры

Самоустановка башмаков достигается их поворотом на сферических опорах.

Рассчитывают длину башмака вдоль оси шпинделя, длину его по дуге и максимально допустимую нагрузку на один башмак.

Кроме этого, расчет гидродинамических подшипников сводится к определению нагрузочной способности F g подшипника и определению жесткости подшипника.

,

к – число вкладышей.

,

где - жесткость слоя смазки;

- жесткость элементов и сопряжений конструкции.

Недостатки гидродинамических опор : изменение положения оси шпинделя при изменении частоты его вращения.

Гидростатические подшипники.

Обеспечивают высокую точность вращения, обладают демфирующей способностью, высокой долговечностью, высокой нагрузочной способностью при любой частоте вращения шпинделя.

Различают осевые и радиальные гидростатические подшипники.

Осевой гидростатический подшипник.

Насос нагнетает масло под давлением, которое заполняет зазоры как показано на схеме. Образуется масляной слой, исключающий контакт сопряженных поверхностей при неработающем шпинделе.

Радиальный гидростатический подшипник.

По окружности располагаются полости – карманы, куда через дроссели подается масло от насоса. При приложении внешней нагрузки F вал занимает смещенное положение: h 1 > h 2 . Это приводит к повышению давления в одних карманах и понижению в противоположных. Разность давлений создает результирующую силу, воспринимающую внешнюю нагрузку F .

Расчет гидростатических подшипников сводится к определению нагрузочной способности F с , жесткости масляного слоя , расхода масла и потерь на трение.

,

где е – относительное смещение шпинделя в опоре;

Δ – диаметральный зазор Δ =(0,0008÷0,001)∙Д (мм);

Д – диаметр шейки шпинделя,

l – расстояние между опорами;

Р н – давление нагнетаемое насосом.

- жесткость слоя смазки.

[мм 3 /с] – расход масла.

где μ – динамическая вязкость масла (1÷10)∙10 3 Па 3 ∙с.

l 0 =0,1∙Д – размеры перемычек, ограничивающих карманы.

- потери на трение.

Р Т – потери на трение в рабочем зазоре.

Р Q – потери на прокачивание масла.

Недостатки гидростатических опор : сложная система питания и сбора масла.

Применение : шпинделя особо точных станков и тяжело-нагруженных станков с низкой частотой вращения, где образовывается масляной слой за счет гидродинамического эффекта.

Опоры с газовой смазкой.

По конструкции аналогичны гидростатическим опорам, только вместо масла используется сжатый воздух под давлением Р =0,3÷0,4 МПа.

Преимущества : малые потери на трение.

Недостаток : малая нагрузочная способность.

Применение : прецизионные станки небольших размеров.

Привод подач станков.

Принцип работы гидродинамических подшипников . Гидродинамический подшипник представляет собой опору жидкостного трения. Эти подшипники бывают радиальными и упорными. Радиальный подшипник имеет три или че­тыре сегмента (башмака) 1 (рис. 7.6). С помощью гидравлической системы опора заполняется маслом. Под действием силы тяжести невращающийся шпиндель 3 опускается на сегменты. Когда шпиндель приводится во вращение, он своей шероховатой поверхностью увлекает масло в зазоры между ним и сегментами. Конструкция сегмента, в частности смещенное положение его опоры 2 относительно оси симметрии, позволяет ему поворачиваться под действием давления масла, в результате чего образуется клиновый зазор, су­жающийся в направлении вращения шпинделя, В этом зазоре возникает гидро­динамическое давление р, удерживающее шпиндель во взвешенном положе­нии. Если шпиндель вращается на многоклиновых подшипниках с самоустанавливающимися сегментами, охватывающими его равномерно по окружнос­ти, незначительное смещение его из среднего положения под действием внеш­ней нагрузки приводит к перераспределению давления в клиновом зазоре и возникновению результирующей гидродинамической силы, уравновешиваю­щей внешнюю нагрузку.

Гидродинамические опоры рекомендуется применять для шпинделей, вра­щающихся с высокой постоянной или мало изменяющейся частотой и воспри­нимающих небольшую нагрузку, например для шпинделей шлифовальных станков. Достоинства гидродинамических подшипников заключаются в высо­кой точности и долговечности (смешанное трение только в моменты пусков и остановов), недостатки - в сложности конструкции системы питания опор Маслом, в изменении положения оси шпинделя при изменении частоты его вращения.

Масло для гидродинамических подшипников . Обычно применяют мине­ральное масло марки Л (велосит), имеющее коэффициент динамической вяз­кости у. = (4...5)10~ 3 Па-с при температуре 50 С. Масло (1...3 л/мин при давлении 0,1 ...0,2 МПа) подается в подшипник с помощью гидравлической системы, включающей фильтр тонкой очистки и холодильную установку.

Конструктивные исполнения радиальных гидродинамических подшипни­ков . Сегменты подшипников должны иметь возможность самостоятельно изменять свое положение как в плоскости, перпендикулярной к оси шпинде­ля, так и в плоскости, проходящей через ось. Последнее избавляет от возмож­ных высоких кромочных давлений в опоре, сопровождаемых перегревом масла в тонкой граничной пленке и потерей его смазочных свойств. Имеется ряд конструкций подшипников, у которых зазор между валом и сегментами автоматически изменяется в зависимости от нагрузки и частоты вращения шпинделя.

Одна из конструкций - ЛОН-88, разработанная ЭНИМС, представлена на рис. 7.7. Подшипник выполнен в виде отдельного блока, состоящего из двух колец 2, трех сегментов 1 и проставочного кольца 3. Наружная торцовая по­верхность сегментов находится в двухточечном контакте с коническими по­верхностями колец, вследствие чего сегменты имеют возможность устанавли­ваться вдоль оси шпинделя и в направлении его вращения. Проставочное кольцо своими выступами препятствует смещению сегментов по окружности. Изменяя толщину проставочного кольца, можно регулировать рабочий зазор в подшипнике.

Подшипники другой конструкции - ЛОН-34 - с сегментами 1 , устанавли­вающимися в результате поворота на сферических опорах А (рис. 7.8) , допус­кают скорость скольжения до 60 м/с при отсутствии кромочного давления* Опоры сегментов выполнены в виде винтов 2 из закаленной стали с мелкой резьбой. Перемещениями их в радиальном направлении регулируют радиаль­ный зазор в опоре и положение оси шпинделя. Для повышения жесткости за­зоры в резьбовых соединениях опорных штырей с корпусом выбирают гайка­ми 3, С целью уменьшения изнашивания сегментов в моменты пуска и тормо­жения шпинделя они выполнены биметаллическими: на стальную основу спо­собом центробежного литья нанесен слой бронзы Бр ОФ10-0,5 , Бр 0С10-10 или другого антифрикционного материала. Параметр шероховатости Ra рабо­чих поверхностей сегментов должен быть не выше 0,32 мкм, шеек шпинделя - не выше 0,04...0,16 мкм. Размеры сегментов и опорных винтов приведе­ны в табл. 7.1 и 7.2.

Пример конструкции шпиндельного узла . В передней и задней опорах шпиндельного узла шлифовального станка (рис. 7.9) установлены гидродина­мические подшипники 1 типа ЛОН-88. Осевые нагрузки воспринимаются дву­сторонним упорным подшипником, образованным дисками 2 и 4, С ними контактирует бурт 3 шпинделя. Смазочный материал в этот подшипник под­водится через отверстия Б и 5. Вытеканию масла из шпиндельной бабки пре­пятствуют уплотнения щелевого типа. По каналу Г масло из полостей уплотне­ний сливается в корпус бабки.

Конструктивные параметры подшипников. Диаметр D шейки шпинделя выбирают по условиям жесткости. Длина I подшипника для шлифовальных станков - 0,751), для прецизионных токарных и расточных станков - (0,85- 0,9) D. Длина дуги охвата вкладыша (0,6-0,8)1. Диаметральный зазор = 0,003 D. Обычно применяют подшипники с тремя или четырьмя вкладыша­ми.

Расчет гидродинамических радиальных подшипников . Расчет выполняется с целью определить размеры подшипника в зависимости от заданной нагрузоч­ной способности опоры и ее жесткости. Кроме того, определяют потери на тре­ние в опоре.

Ниже изложена методика расчета радиальных гидродинамических подшип­ников с тремя или четырьмя самоустанавливающимися сегментами для опор со скоростями скольжения до 30 м/с [ 67].

Исходные данные: конструктивные параметры подшипника, частота вра­щения шпинделя, наибольшая радиальная нагрузка, требуемая радиальная жесткость опоры.

Нагрузочная способность (Н) одного сегмента при центральном положе­нии шпинделя

где динамическая вязкость масла, Па-с; n -частота вращения шпинделя, об/с; D - диаметр расточки сегментов, мм; В - хорда дуги сегмента, мм; L - длина сегмента, мм; ; расчетный диаметральный зазор, мм.

Под действием результирующей силы шпиндель смещается из начального положения на е миллиметров, и его новое положение характеризуется относи­тельным эксцентриситетом Если результирующая сила направлена по оси опоры сегмента, нагрузочная способность трехсегментного подшипника