книги из ГПНТБ / Огородников, В. Б. Подшипники скольжения судовых поршневых машин

В. Б. Огородников, В. А. Нечипоренко, Г. Ф. Сластникова

ПОДШИПНИКИ

СКОЛЬЖЕНИЯ

СУДОВЫХ ПОРШНЕВЫХ МАШИН

Издательство „Судостроение“ Ленинград 1974

УДК 629.12.06-233.2

В брошюре дан краткий обзор методов расчета и анализ конструкций подшипников скольжения с качательным движе­ нием. Приведены конструкции специально изготовленных стен­ дов и результаты исследований на них модельных и натурных подшипников. Ряд опытных данных получен впервые.

Результаты исследований могут быть использованы при проектировании судовых компрессоров и других типов судо­ вых поршневых машин.

Брошюра рассчитана на инженерно-технических и науч­ ных работников, занимающихся вопросами конструирования, исследования, изготовления и эксплуатации судовых поршне­ вых машин.

Ил. 23. Литерат. 16 назв.

Научный редактор В. И. Суворов

© Издательство «Судостроение», 1Ѳ74 г.

ПРЕДИСЛОВИЕ

Под группой движения кривошипной машины понимают комп­ лект поршня с пальцем, ползуны, шатун и коленчатый вал с про­

тивовесами и подшипниками.

Вгруппах движения поршневых машин (двигателей внутрен­ него сгорания, компрессоров, насосов) находят широкое примене­ ние подшипники скольжения. При малых осевых габаритах под­ шипники скольжения обладают высокой надежностью в условиях больших динамических нагрузок и высоких рабочих температур.

Они технологичны в изготовлении и монтаже, чем выгодно отли­

чаются от подшипника качения.

Внастоящей работе рассмотрены вопросы проектирования и

исследования одной из обладающих рядом специфических особен­

ностей разновидностей подшипников скольжения, устанавливае­

мых в поршневых головках шатунов (в дальнейшем для краткости

назовем их поршневыми подшипниками).

Поршневые подшипники работают в сложных условиях воз-

вратно-качательного движения при высоких удельных давлениях,

создаваемых газовыми и инерционными силами. Высокие удель­

ные давления обусловлены ограниченными габаритами и конструк­

тивными особенностями подшипниковых узлов и вызваны боль­

шими рабочими нагрузками. Качательный режим движения, в от­

личие от кругового, ограничивает циркуляцию масла в подшипни­ ке, препятствуя тем самым отводу тепла от зоны трения. К тому же, в результате смены направления движения при качании ша­

туна, в зону трения частично поступает масло повышенной темпе­

ратуры, отработавшее в предыдущей фазе качания. При этом про­

исходит перегрев масла в нагруженной зоне подшипника, приводя­

щий нередко к разрушению смазочной пленки, после чего возмож­

но схватывание между трущимися поверхностями и последующий

их износ.

Особенно тяжелы условия эксплуатации подшипников, рабо­ тающих без перекладки зазора, т. е. нагруженных односторонне

действующей силой (когда газовые силы больше инерционных).

К такому типу .относятся поршневые подшипники высших ступеней

компрессоров, насосов и двухтактных двигателей внутреннего сго-

3

рання. В этих подшипниках отсутствует возможность улучшения теплообмена за счет смены рабочих поверхностей в течение цикла л циркуляции масла между зонами, являющимися попеременно

рабочей и нерабочей.

Надежность работы поршневых подшипников во многом опре­ деляет надежность и долговечность машины в целом. Так, выход

из строя подшипников компрессоров приводит к нарушению рабо­

ты всей машины и других важных агрегатов, а иногда — к потере

судном хода. Объем и стоимость ремонтных работ весьма велики.

В большинстве случаев замене подлежат все детали поршневой

группы, а зачастую и корпусные детали. При выходе из строя

поршневых подшипников большое значение имеют не только эко­

номические потери, ио и критерии безопасности и надежности

судна в целом.

Исследования, направленные на повышение надежности и дол­ говечности поршневых подшипников, весьма актуальны и требуют

дальнейшего развития. Имеющиеся в литературе данные по иссле­ дованию и расчету поршневых подшипников крайне ограничены.

Это, по-видимому, объясняется сложность«? условий их работы

(качательный режим движения, нестационарные динамические на­

грузки) и трудностью воспроизведения этих условий на экспери­

ментальных установках. Определенные трудности возникают и при

теоретических исследованиях, особенно при выборе расчетной

схемы.

Конечная цель расчета подшипников — определение их несу­ щей способности, зависящей от множества факторов. Особенно большое влияние на несущую способность подшипников оказы­ вают процессы, происходящие в смазочном слое (процесс форми­ рования смазочной пленки, теплонапряженность подшипника, рас­

ход смазки и др.).

Критические замечания и пожелания просим присылать по адресу: 191065, Ленинград, ул. Гоголя, 8, издательство «Судо­

строение».

4

ГЛАВА I

ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

§ 1. Краткий обзор теоретических и экспериментальных исследований

подшипников рассматриваемого типа

Данная работа посвящена исследованию подшипников сколь­ жения верхней головки шатуна поршневых машин, именуемых в

дальнейшем поршневыми подшипниками.

Шатун совершает сложное качательное движение и подвергает­

ся переменной по величине и направлению нагрузке от давления

газов и сил инерции звеньев. В связи с этим поршневой подшип­ ник также имеет сложное динамическое нагружение при неустано-

вивщемся качательном режиме движения.

По режиму работы к поршневым подшипникам компрессоров

наиболее близки поршневые подшипники двигателей внутреннего

сгорания (подшипники ДВС). Основной задачей теоретических

исследований динамически нагруженных подшипников ДВС яв­

ляется определение траектории центра шипа при произвольном

нагружении -• подшипника, т. е. в конечном счете (как и во всех классических исследованиях подшипников скольжения) определе­

ние толщины смазочной пленки.

Большинство теоретических исследований подшипников с качательным движением основано на предположении, что несущая спо­

собность этого подшипника обусловлена главным .образом эффек­ том сдавливания смазочной пленки, т. е. возвратно-поступатель­

ным движением пальца относительно втулки; качательное движе­

ние пальца во внимание не принимается. Это допущение идет в

запас надежности подшипника, так как расчетная толщина сма­

зочной пленки меньше действительной.

В настоящее время наибольшее распространение получили сле­

дующие методы теоретических исследований поршневых подшип­

ников: импульсный, метод подвижности и контактно-гидродинами­

ческий.

1. Импульсный метод (для подшипников, работающих без пе­ рекладки зазора) позволяет получить приближенные соотношения

между действующей нагрузкой, геометрическими параметрами под­

шипника, толщиной масляной пленки, вязкостью смазки и другими

(рис. 1, а).

5

a}

Є

Конечные результаты теоретических исследований импульсным

методом, проведенные отечественными и зарубежными авторами,

несколько различны, несмотря на общие предпосылки; В работе

нечный зазоры между рабочими поверхностями пальца и вклады­

ша до и после приложения импульса

На специальной опытной установке проведена эксперименталь­

ная проверка полученных теоретических зависимостей. Результаты

показали удовлетворительное совпадение теории и эксперимента

(например, зависимости величины импульса от зазора- в подшип­ нике, длины втулки, диаметра подшипника и др.).

Для расчета подшипников автор работы [3] рекомендует гра­

В последние годы исследования подшипников импульсным ме­

тодом проводят с применением электронно-счетных машин [4].

Минимальную толщину смазочной пленки определяют по площа­

дям фигур, заключенных под двумя участками кривой зависимости

ную сложность. Основные выводы из исследований импульсным

8

—буферная способность масляной пленки резко увеличивается при уменьшении ее толщины;

—малая сила, действующая в течение длительного времени,

может вызвать такие же перемещения шипа, что и большая, дей­

ствующая короткое время.

Точность результатов импульсного метода, полученных с-помо-

щью диаграмм, ограниченна, так как при анализе вводят ряд до­ пущений, например:

—угловые перемещения шипа и вектора нагрузки отсутствуют;

—геометрия подшипников идеальна;

—параметры смазки постоянны;

—протяженность масляной пленки в окружном направлении равна 180° (на ненагруженной части подшипника она разру­

шается).

Недостатком импульсного метода исследования можно считать,

также неприемлемость использования диаграмм при малом уровне

силы, когда не выполняется условие наличия кавитации, так как

поведение сдавливаемой пленки без кавитации коренным образом: отличается от ее поведения при кавитации.

2. Метод подвижности с использованием круговых карт векто­ ра подвижности и вектора максимального давления, как правило.,

применим для качественных оценок характеристик подшипника

и сравнительного анализа, так как абсолютные значения получен­

ных величин (минимальная толщина смазочной пленки и макси­ мальное давление) вызывают сомнение [1; 2].

Центр цапфы в подшипнике скольжения с постоянной нагруз­

кой при изменении величины коэффициента режима l∕ξ движется

приблизительно по полукругу, диаметр которого равен радиаль­

ному зазору C = R—г, а верхняя точка совпадает с центром под­

шипника (рис. 1, г). Траектория центра цапфы в подшипнике, вос­ принимающем динамическую нагрузку, несколько иная (рис. 1, д).. В начальный момент после приложения нагрузки направление'

скорости цапфы совпадает с направлением нагрузки. По мере по­ гружения цапфы в подшипник скорость ее уменьшается (благода­

ря демпфирующему действию масляной пленки) и увеличивается

отклонение ее в сторону вращения под действием масла, увлекае­

мого вращающейся цапфой. Состояние равновесия достигается в- тот момент, когда скорость цапфы становится равной нулю, а ее центр занимает в подшипнике положение на одной из точек полу­ круга с диаметром с (как при постоянной нагрузке).

При изменении нагрузки не только по направлению, но и повеличине, за расчетное необходимо принимать максимальное ее

значение, при котором цапфа приближается к вкладышу па мини­

мальное расстояние. Расчет минимальной толщины пленки можно проводить так же, как и при статической .нагрузке. В момент до­ стижения нагрузкой максимума скорость цапфы, проходя через

нуль, меняет свое направление и цапфа начинает удаляться от вкладыша, увеличивая тем самым толщину пленки.

Положение цапфы в подшипнике полностью определяется от-

⅛

носительным эксцентриситетом γ,=e c и углом φ2 (между линией

действия нагрузки и линией центров подшипника и цапфы). Каж­

дому значению коэффициента режима l∕ζ соответствуют опреде­

ленные значения χ и φa. При малых значениях коэффициента ре­

жима (низкая частота вращения, малая вязкость масла, большая

удельная нагрузка) центр цапфы расположен в нижней части по­

лукруга диаметром с и при l∕ζ=0 происходит контакт металличе­

ских поверхностей, сопровождающийся их износом (толщина плен­ ки стремится к нулю). C возрастанием коэффициента режима

(увеличение частоты вращения цапфы, повышение вязкости смаз­

ки и уменьшение удельной нагрузки) цапфа всплывает на масля­

ном слое, центр цапфы приближается к центру подшипника и тол­ щина пленки стремится к значению с. Очевидно, что чем больше

толщина пленки, тем надежнее работа подшипника, так как умень­ шается возможность контакта трущихся поверхностей и их износ.

Вот почему толщина пленки, определяемая траекторией движения

цапфы в подшипнике, находится в центре внимания теории и прак­

тики подшипников скольжения.

Метод подвижности используется для определения минималь­

ной толщины масляной пленки и давлений в пленке при различ­

ных условиях работы подшипника. Задача решается с помощью

круговых карт подвижности и круговых карт давления, построен­ ных по результатам вычисления с помощью ЭВМ уравнений, свя­

зывающих основные параметры подшипника, при многочисленных

вариантах сочетаний его характеристик.

Карта подвижности отображает траектории, по которым центр

цапфы движется из различных начальных точек к общему полюсу под действием направленной вниз нагрузки.

На рис. 1, е приведена карта вектора подвижности для чисто сдавливаемой пленки (отсутствует вращение цапфы, втулки и на­

грузки). В этом случае давление в пленке обусловлено только от­

носительной нормальной скоростью опорных . поверхностей втулки

и цапфы.

На рис. 1, ж приведена круговая карта вектора относительного 'максимального давления. Изобары и линии направления на кар­ тах давления дают величину и направление максимального отно­

сительного давления в пленке (безразмерное отношение макси­ мального давления в пленке к удельной нагрузке).

Использовав круговые карты подвижности, можно построить

■траекторию цапфы в подшипнике, а использовав круговые карты

давления, — получить полный цикл нагружения подшипника.

10