опора скольжения

Формула изобретения

1. Опора скольжения, содержащая втулку, отличающаяся тем, что втулка толщиной и внутренним диаметром D₁ имеет длину установлена в обойму с радиальным зазором по отношению к шипу вала, причем на стороне полости смазки с высоким давлением втулка связана с обоймой устройством фиксации от осевого смещения, а на стороне полости смазки с низким давлением втулка установлена частью цилиндрической поверхности длиной L₁(0,1-0,3)L в обойму по посадке, образуя сопряжение с обоймой, а на стороне полости смазки с высоким давлением - кольцевую полость между втулкой и обоймой, и опирается торцевой поверхностью в упорную втулку корпуса, при этом кольцевая полость сообщена каналами с полостью смазки высокого давления.

2. Опора скольжения по п. 1, отличающаяся тем, что устройство фиксации от осевого смещения выполнено в виде разъемного соединения, например фланцевого сопряжения торцевых поверхностей втулки и обоймы, при этом втулка выполнена с фланцем на стороне полости смазки с высоким давлением.

3. Опора скольжения по п. 1, отличающаяся тем, что устройство фиксации от осевого смещения выполнено в виде неразъемного, например, сварного или паяного соединения втулки с обоймой.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к области насосо- и компрессоростроения и может найти применение в турбонасосах и компрессорах.

Известны опоры скольжения с торцовым подводом смазки [1].

Исследования подшипников с торцовым подводом смазки показали [1], что, хотя такие подшипники исследованы еще недостаточно, однако перспективы применения их в насосах и компрессорах, т.е. в устройствах, где имеется значительный гидростатический перепад давлений рабочей среды, сулят определенные экономические выгоды из-за снижения затрат на обслуживание, упрощения конструкций изделий и повышения их КПД.

Известны также подшипники скольжения для быстроходных турбомашин, у которых подшипниковая втулка выполнена в виде упругодеформируемой оболочки [2] . Выполненные исследования показали, что такие подшипники обеспечивают большую устойчивость при работе на высоких скоростях, нежели соответствующие жесткие подшипники.

Известна опора скольжения [3], содержащая корпус с размещенными в нем тонкостенной втулкой, охватывающей цапфу вала, с расположенными по обе стороны от ее центральной трубчатой части раструбами и механизмом осевого сжатия втулки, контактирующий с раструбами. При этом трубчатая часть втулки выполнена с продольными по окружности сквозными пазами, а раструбы выполнены плоской формы.

Недостатком этой конструкции опоры скольжения является образование диффузорных в направлении утечки (от центра подшипника к его торцам) форм щелей в подшипниковой паре. Радиальная жесткость такой кольцевой щели является низкой, вследствие чего шип может касаться стенки подшипниковой втулки при малых зазорах, что может привести к быстрому износу подшипника.

Известен подшипник [4], в котором между подшипниковой втулкой из керамики и охватывающим ее корпусом подшипника помещена распорная гильза, выполненная из материала, коэффициент температурного расширения которого больше, чем у материалов подшипниковой втулки и корпуса подшипника. При работе подшипника повышение температуры деталей изменяет их размеры. Однако подбор материалов корпуса, распорной гильзы и подшипниковой втулки позволяет обеспечить оптимальный размер рабочего зазора в подшипнике.

Недостатком такой конструкции подшипника является сложность оптимизации формы подшипниковой щели по изменяющейся в окружном направлении температуре деталей для обеспечения достаточной несущей способности и жесткости щели.

Наиболее близким аналогом, выбранным в качестве прототипа, является опора скольжения, содержащая деформируемую подшипниковую втулку, установленную с кольцевыми зазорами по отношению к шипу вала и снабженную устройством деформирования этой втулки [5]. Устройство деформирования выполнено в виде двух колец, установленных на концах подшипниковой втулки близ ее торцов с натягом по наружной поверхности втулки. Кольца выполнены из материала с коэффициентом линейного расширения, меньшим коэффициента линейного расширения материала втулки. При работе детали нагреваются, подшипниковая втулка деформируется и образует с шипом вала бочкообразный зазор, что защищает межконтактное пространство от выноса микрочастиц и попадания окислительной среды.

Недостатком этой конструкции опоры скольжения является низкая радиальная жесткость щели при работе опоры. Это обусловлено тем, что в месте наибольшего сближения поверхностей шипа и подшипниковой втулки минимальный зазор будет на краях подшипника, а в средней части втулки зазор будет большим из-за образования бочкообразной формы втулки.

В такой конструкции подшипника параметром влияния на эпюру давления в нагруженной (несущей) области слоя смазки, определяющим его подъемную силу, является температура деталей подшипникового узла. Управлять в подшипниковом узле температурой, от которой зависит изменение размеров деталей узла, является трудно решаемой задачей.

Значительно более простым и прямым параметром влияния на изменение формы подшипниковой щели является перепад давления на подшипнике. По этому параметру проще всего организовать оптимизацию формы подшипниковой щели для обеспечения ее максимальной несущей способности и жесткости.

Из литературных источников известно, что конусная конфузорная форма щели в подшипниках скольжения увеличивает гидростатическую центрирующую силу, так как эпюра изменения статического давления по длине подшипникового канала имеет выпуклую форму [6].

Теоретически показано [7], что для конфузорной щели подшипниковой пары оптимальным, с точки зрения устойчивости ротора, является отношение размера щели на входе к размеру щели на выходе, равное 2,2.

Технической задачей предложенного изобретения является повышение надежности и качества работы, несущей способности и жесткости узла опоры скольжения.

Поставленная задача решается тем, что предлагается конструкция опоры скольжения содержащая втулку и устройство деформирования этой втулки, отличающаяся тем, что втулка выполнена тонкостенной, толщиной , с внутренним диаметром D₁, длиной и установлена в обойму с радиальным зазором h₀ по отношению к шипу вала. Причем на стороне полости смазки с высоким давлением тонкостенная втулка связана с обоймой устройством фиксации от осевого смещения; на стороне полости смазки с низким давлением тонкостенная втулка установлена частью цилиндрической поверхности длиной L₁(0,1-0,3)L в обойму по посадке и опирается торцовой поверхностью в упорную втулку корпуса, внутренний диаметр d₁ которой больше диаметра d шипа вала на величину 2+h₀. А устройство деформирования выполнено в виде кольцевой полости, расположенной между тонкостенной втулкой и обоймой со стороны полости смазки с высоким давлением, причем эта кольцевая полость сообщена каналами с полостью смазки высокого давления.

Устройство фиксации от осевого смещения может быть выполнено в виде неразъемного, например, сварного или паяного соединения тонкостенной втулки с корпусной втулкой, или разъемного соединения, например, сопряжения торцовых поверхностей фланца тонкостенной втулки и обоймы, при этом тонкостенная втулка в продольном сечении может быть выполнена Г-образной формы с фланцем или опорным буртом на стороне полости смазки с высоким давлением.

На фиг.1 представлен разрез узла опоры скольжения до нагружения ее рабочим перепадом давления при торцовом подводе смазки. На фиг.2 показано в продольном сечении опоры скольжения поведение деформируемой тонкостенной втулки при нагружении узла опоры скольжения перепадом давления, а также эпюры гидростатических давлений, нагружающих тело тонкостенной втулки и шип вала. На фиг.3 представлены формы эпюр гидростатических и гидродинамических давлений, действующих в зазоре между тонкостенной втулкой и шипом вала в поперечном сечении опоры скольжения.

Опора скольжения содержит корпус 1, тонкостенную втулку 2, установленную в обойму 3 с радиальным зазором h₀ по отношению к шипу 4 вала.

На стороне полости 5 смазки с высоким давлением тонкостенная втулка 2 связана с обоймой 3 устройством фиксации от осевого смещения в форме разъемного соединения. Устройство фиксации выполнено в виде сопряжения 6 торцовых поверхностей фланца 7 тонкостенной втулки 2 и обоймы 3.

На стороне полости 8 смазки с низким давлением тонкостенная втулка 2 установлена частью цилиндрической поверхности длиной L₁ по посадке в обойму 3, образуя сопряжение 9.

Тонкостенная втулка 2 опирается торцовой поверхностью в упорную втулку 10 корпуса, образуя торцовое сопряжение 11. Внутренний диаметр d₁ упорной втулки 10 больше диаметра d шипа 4 вала на величину 2+h₀.

Устройство деформирования тонкостенной втулки 2 выполнено в виде кольцевой полости 12, расположенной между тонкостенной втулкой 2 и обоймой 3. Кольцевая полость 12 соединена с полостью смазки 5 высокого давления каналами 13.

Устройство фиксации от осевого смещения может быть выполнено также (фиг. 1б) в виде неразъемного (сварного или паяного) соединения 14 тонкостенной втулки 2 с обоймой 3.

Устройство работает следующим образом.

При появлении незначительного перепада давления р в опоре скольжения, между полостью смазки 5 высокого давления и полостью смазки 8 низкого давления, тонкостенная втулка 2 нагружается на наружном диаметре D в полости 12 эпюрой 15 давления, а на внутреннем диаметре D₁ - эпюрой 16 давления (фиг. 2).

Возникающие сжимающие распределенные нагрузки во втулочной части тела Г-образной тонкостенной втулки 2, максимальный уровень которых располагается со стороны ее свободного конца, заставляет изменяться тело тонкостенной втулки в сторону уменьшения ее внутреннего диаметра D₁ и, таким образом, приводит к уменьшению проходного сечения несущей подшипниковой щели между деформируемой тонкостенной втулкой 2 и шипом 4 вала.

Это приводит к перестройке эпюры давления в подшипниковой щели, что становится особенно заметным с ростом перепада давления р нагружающего узел опоры скольжения.

Величина деформирования тонкостенной втулки с ростом изменения перепада давления на подшипнике и связанное с этим изменение размера h₂ выходной щели подшипника (см. фиг.2) характеризуется двумя стадиями:

1. С ростом перепада давления до некоторого порогового значения протекает процесс изменения (уменьшение) размера h₂ выходной щели подшипника;

2. При перепаде давления на подшипнике выше некоторого порогового значения становится стабильным размер h₂ выходной щели подшипника.

Стадии эти проиллюстрированы на фиг.2.

При росте перепада давления на опоре растет и эпюра нагружения наружного диаметра D деформируемой тонкостенной втулки 2. Это изменение нагрузки представлено эпюрой 17 на фиг.2. Такой характер эпюры 17 сохранится до существования торцового сопряжения поверхностей 11 тонкостенной втулки 2 и упорной втулки 10. На внутреннем диаметре D₁ втулка 2 будет испытывать, соответственно, нагружение от эпюры 18 давления. С уменьшением радиального зазора h₂ между шипом 4 вала и свободным концом деформируемой тонкостенной втулки 2 форма эпюры 18 давления будет изменяться в сторону увеличения ее полноты.

При некотором пороговом значении перепада давления на опоре скольжения тонкостенная втулка 2 из-за уменьшения текущего значения наружного диаметра D концевого участка ее втулочной части выходит из торцового контакта в сопряжении 11 свободного конца тонкостенной втулки 2 с упорной втулкой 10.

Это происходит из-за того, что наружный диаметр D концевого участка тонкостенной втулки 2 станет меньшим внутреннего диаметра d₁ упорной втулки 10. Начнется истечение смазки из кольцевой полости 12 через образовавшийся зазор между цилиндрическими поверхностями тонкостенной втулки 2 и упорной втулки 10, сопровождающееся падением давления по длине кольцевой полости 12. Эпюра давления, нагружающая тонкостенную втулку 2 со стороны кольцевой полости 12, имевшая до начала истечения смазки из этой полости характер формы, присущий эпюре 18, после начала истечения приобретает характер формы, представленный эпюрой 19. А в несущей подшипниковой щели эпюра давления, нагружающая тонкостенную втулку 2, приобретает вид 20.

При этом фактором, ограничивающим деформирование свободного конца втулки 2 из-за соблюдения условия d₁ = d+2+h₀, становится достижение в узле опоры скольжения определенного соотношения размеров входных и выходных участков щелей в кольцевой полости 12 и в несущей подшипниковой щели, определяющих формы эпюр давлений, нагружающих тонкостенную втулку по диаметру D в кольцевой полости 12 и по диаметру D₁ в несущей подшипниковой щели между этой втулкой и шипом 4 вала.

Внешние радиальные нагрузки, действующие на шип 4 вала в опоре скольжения при работе, повлияют на смещение шипа от линии центров корпуса подшипника на величину эксцентриситета в несущей подшипниковой щели. Эксцентричное положение шипа скажется на размерах радиальных зазоров в окружном направлении, а также на форме эпюр давлений от гидростатического перепада по длине щели из-за разности давлений между полостями смазки высокого и низкого давления. На фиг.3 характер эпюры давления в эксцентричной несущей подшипниковой щели от гидростатической составляющей давления в одном из поперечных сечений опоры скольжения представлен эпюрой 21. Эксцентричное положение шипа в корпусе опоры скольжения является причиной образования гидродинамической несущей силы, связанной с преодолением радиальной нагрузки на вал. Характер эпюры давления в эксцентричной несущей подшипниковой щели от гидродинамической составляющей давления в поперечном сечении опоры скольжения представлен эпюрой 22. Суммарная эпюра давления в смазочном слое от воздействия гидростатического и гидродинамического давления имеет вид эпюры 23.

Конфузорная форма несущей подшипниковой щели при нагружении и штатной работе узла в окружном и осевом направлениях в опоре обеспечивает высокую жесткость жидкостного слоя, а значит и высокую центрирующую способность его в отношении шипа вала [7].

Выполнение соотношения позволяет рассматривать цилиндрическую часть втулки как длинную оболочку и пренебречь при расчетах краевыми эффектами.

Таким образом, применение предложенной конструкции опоры скольжения позволит повысить надежность и качество работы узлов радиальных опор скольжения, несущую способность и жесткость узла опоры скольжения, увеличивая тем самым ресурс работы агрегатов.

Использование этой конструкции опоры скольжения, например, в турбонасосных агрегатах вместо традиционно применяемых опор качения, позволит повысить частоту оборотов ротора, ресурс работы агрегатов и снизить их массовые характеристики.

Источники информации

1. Подольский М.Е., Сенчурин Л.П. Гидродинамические характеристики радиальных подшипников с торцовым подводом смазки. - Машиноведение, 1986, 3, с. 74-80.

2. Оу, Роде. Теоретический анализ деформируемого газодинамического подшипника. Проблемы трения и смазки, 1, 1977 г., с. 79-86.

3. А.с. СССР 1754944, кл. F 16 C 17/02.

4. Патент Японии JР2711434 В 2 8170646 А.

5. А.с. СССР 1668761, кл. F 16 C 17/02.

6. Д.Мур. Основы применения трибоники. М., Мир, 1978, с. 145, 165.

7. Коровчинский М.В. Теоретические основы работы подшипников скольжения. М: ГНТИ Машиностроительной литературы, 1959, с. 145, 165.