НАУКОВИЙ РЕФЕРАТ
на тему:
Вали і осі, їх опори
ПЛАН
1. Загальні відомості про вали і осі.
2. Конструктивні елементи. Матеріали валів і осей.
3. Критерії працездатності валів і осей.
4. Проектувальний розрахунок валів.
5. Перевірочний розрахунок валів.
6. Розрахунок осей.
7. Рекомендації з конструювання валів і осей.
8 Загальні відомості про підшипники ковзання.
9. Види змащення.
10. Матеріали вкладишів.
11. Мастильні матеріали.
12. Види руйнування вкладишів.
13. Умовний розрахунок підшипників ковзання.
14. Робота вкладишів в умовах рідинного змащення.
15. Підведення мастильного матеріалу. ККД.
16. Рекомендації з конструювання.
17. Загальні відомості про підшипники кочення.
18. Класифікація і маркування підшипників кочення.
19. Основні типи підшипників кочення і їхні матеріали.
20. Види руйнування підшипників кочення.
21. Розрахунок (підбір) підшипників кочення на довговічність.
22. Послідовність розрахунку (підбору) підшипників кочення на
довговічність.
23. Розрахунок (підбір) підшипників кочення при статичній напрузі.
24. Особливості конструювання підшипникових вузлів.
25. Змазування підшипників кочення. ККД. Ущільнювальні пристрої.
26. Монтаж і демонтаж підшипників.
1. Загальні відомості про вали і осі
Зубчасті колеса, шківи, зірочки й інші обертові деталі машин
установлюють на валах або осях.
Вал призначений для підтримки сидячих на ньому деталей і для передачі
обертаючого моменту. При роботі вал випробує вигин і крутіння, а в
окремих випадках додатково розтягання і стиск.
Вісь — деталь, призначена тільки для підтримки сидячих на ній деталей.
На відміну від вала вісь не передає обертаючого моменту і, отже, не
випробує крутіння. Осі можуть бути нерухомими (див. мал.9) або
обертатися разом з насадженими на них деталями (мал.1).
Мал.1 вісь візка
По геометричній формі вали поділяються на п р я м і (мал.2).колінчаті і
гнучкі. Колінчаті і гнучкі вали відносяться до спеціальних деталей і в
дійсному курсі не розглядаються.
Мал.2 Прямий ступінчатий вал:
1- шип; 2- шийка; 3- підшипник
Осі, як правило, виготовляють прямими (див. мал.1). По конструкції прямі
вали й осі мало відрізняються один від одного.
Прямі вали й осі можуть бути гладкими (див. мал.9) або східчастими (див.
мал.2). Утворення ступіней зв’язане с різною напруженістю окремих
перетинів, а також умовами виготовлення і зручності зборки.
По типі перетину вали й осі бувають суцільні і порожні. Порожній перетин
застосовується для зменшення маси або для розміщення усередині іншої
деталі.
2. Конструктивні елементи. Матеріали валів і осей
Цапфи — ділянки вала або осі, що лежать в опорах. Вони підрозділяються
на шипи, шийки і п’яти.
Шипом називається цапфа, розташована на кінці вала або осі і передає
переважно радіальне навантаження (див. мал.2).
Шийкою називається цапфа, розташована в середній частині вала або осі.
Опорами для шипів і шийок служать підшипники.
Шипи і шийки за формою можуть бути циліндричними, конічними і
сферичними. У більшості випадків застосовуються циліндричні цапфи.
П’ятою називають цапфу, що передає осьове навантаження (мал.3). Опорами
для п’ят служать підп’ятники. П’яти за формою можуть бути суцільними
(мал.3, а), кільцевими (мал.3, б) і гребінчатими (мал. 3, в). Гребінчаті
п’яти застосовують рідко
Мал.3 П’яти
Мал.4 Перехідні частини вала
Посадкові поверхні валів і осей під маточини насаджувальних деталей
виконують циліндричними і конічними (див. мал.2). При посадках з натягом
діаметр цих поверхонь приймають більше діаметра сусідніх ділянок для
зручності напрессовки (див. мал.2). Діаметри посадкових поверхонь
вибирають з ряду нормальних лінійних розмірів, а діаметри під
підшипниках кочення— відповідно до ДСТУ на підшипники.
Перехідні ділянки між двома ступінями валів або осей виконують:
а) з канавкою з скругленням для виходу шліфувального кола (мал. 4, а).
Ці канавки підвищують концентрацію напруг;
б) з галтелью постійного радіуса (мал. 4. б);
в) з ж галтелью перемінного радіуса (мал.4, в), що сприяє зниженню
концентрації напруг, а тому застосовується на сильно навантажених
ділянках валів або осей.
Ефективними засобами для зниження концентрації напруг у перехідних
ділянках є виконання розвантажувальних канавок (мал.5, а), збільшення
радіусів галтелей, висвердлювання отворів у ступінях великого діаметра
(мал.5. б). Деформаційне зміцнення (наклеп) галтелей обкатуванням
роликами підвищує несучу здатність валів і осей.
Мал.5 Способи збільшення прочності валів
Матеріали валів і осей. Матеріали валів і осей повинні бути міцними,
добре оброблятися і мати високий модуль пружності. Вали й осі
виготовляють переважно з вуглеродистих і легованих сталей. Для валів і
осей без термообробки застосовують сталі Ст5, Ст6; для валів з
термообробкою — сталі 45, 40. Швидкохідні вали, що працюють у
підшипниках ковзання, виготовляють зі сталей 20, 20Х, 12ХНЗА. Цапфи цих
валів цементують для підвищення зносостійкості.
Вали й осі обробляють на токарських верстатах з наступним шліфуванням
цапф і посадкових поверхонь.
3. Критерії працездатності валів і осей
Вали й обертові осі при роботі випробують циклічно змінюються напруги.
Основними критеріями працездатності є опір втоми і твердість. Опір втоми
валів і осей оцінюється коефіцієнтом запасу міцності, а твердість —
прогином у місцях посадок деталей і кутами нахилу або закручування
перетинів. Практикою встановлено, що руйнування валів і осей
швидкохідних машин у більшості випадків носить усталостний характер,
тому основним є розрахунок на опір втоми.
Основними розрахунковими силовими факторами є що крутять Мк і згинають М
моменти. Вплив що розтягують і стискають сил невеликий й у більшості
випадків не враховується.
4. Проектувальний розрахунок валів
Проектувальний розрахунок валів роблять на статичну міцність для
орієнтованого визначення діаметрів. На початку розрахунку відомий тільки
крутний момент Мк. Згинальні моменти М виявляється можливим визначити
лише після розробки конструкції вала, коли відповідно до креслення
виявиться його довжина. Крім того, тільки після розробки конструкції
визначаться місця концентрації напруг: галтелі, шпонкові канавки і т.п.
Тому проектувальний розрахунок вала роблять умовно тільки на крутіння.
При цьому розрахунку вплив вигину, концентрації напруг і характеру
навантаження на міцність вала компенсується зниженням напруг, що
допускаються, на крутіння [т]к.
При проектувальному розрахунку звичайно визначають діаметр вихідного
кінця вала. Проміжний вал не має вихідного кінця, тому для нього
розрахунком визначають діаметр під колесом. Інші діаметри вала
призначають при розробці конструкції з урахуванням технології
виготовлення і зборки.
Діаметр розрахункового перетину вала визначають по формулі, відомої з
курсу опору матеріалів:
(1)
де Мк — момент, що крутить, виникаючий у розрахунковому перетині вала і
звичайно чисельно рівний переданому обертаючому моментові Т, тобто МК=Т;
[т]к — напруга, що допускається, на крутіння. Для валів зі сталей Ст5,
Стб, 45 приймають: при визначенні діаметра вихідного кінця [т]к =
20…30 Н/мм2; при визначенні діаметра проміжного вала під колесом [т]к
= = 10.. .20 Н/мм2.
Отриманий діаметр вала округляють до найближчого стандартного значення з
ряду нормальних лінійних р о з м і р і в, мм: 25, 26, 28, 30, 32, 34,
36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 7 1 , 75, 80, 85, 90,
95, 1 00, 1 05, 1 1 0, 1 20, 1 25, 1 30, 1 40, 150, 160, 170, 180, 190,
200.
При проектуванні редукторів діаметр вихідного кінця швидкохідного вала
іноді приймають рівним (або майже рівним) діаметрові вала
електродвигуна, з яким він буде з’єднаний муфтою.
Остаточно форму і розміри вала визначають після підбора підшипників,
коли виявляться необхідні розміри цапф.
Приклад 1. Розрахувати тихохідний вал одноступінчатого циліндричного
косозубого редуктора приводу стрічкового транспортера. Обертаючий момент
на валові Т= 189,5 Н·м. Ширина вінця зубчастого колеса
b2 = 36 мм.
Рішення. 1. Матеріал вала приймаємо сталь 45. З огляду на, що вихідний
кінець вала крім крутіння випробує вигин від натягу ланцюга, приймаємо
[т]к = 25 Н/мм2.
2. Діаметр вихідного кінця вала при МК = Т [формула (1)]
По стандарті приймаємо d = 34 мм
3. Розробка конструкції вала й оцінка його розмірів по кресленню
(див.мал.8,а).
Діаметр вала в місці посадки зірочки d= 34 мм отриманий розрахунком.
Діаметр у місці посадки підшипників приймаємо dn = 40 мм. Діаметр у
місці посадки колеса беремо dk = 45 мм, щоб колесо пройшло вільно через
посадкове місце підшипника. Радіуси галтелей приймаємо r = 1,5 мм.
Конструктивно призначаємо l1=50 мм, l2 = lз = 40 мм.
5. Перевірочний розрахунок валів
Перевірочний розрахунок валів виробляється на опір утоми і твердість, а
в окремих випадках на коливання . Виконується після конструктивного
оформлення вала на основі проектувального розрахунку і підбору
підшипників.
Перевірочний розрахунок вала виконують по його розрахунковій схемі. При
складанні розрахункової схеми вали розглядають як прямі бруси, що лежать
на шарнірних опорах.
При виборі типу опори думають, що деформації валів малі, і якщо
підшипник допускає хоча б невеликий нахил або переміщення цапфи, його
вважають шарнірно-нерухомою або шарнірно-рухливою опорою. Підшипники
кочення або ковзання, що сприймають одночасно радіальні й осьові сили,
розглядають як шарнірно-нерухомі опори (мал.6, а), а підшипники, що
сприймають тільки радіальні сили,— як шарнірно-рухливі (мал.6, б).
На схемі центр шарніра опори приймають у середині підшипника кочення
(мал.6, а) або на відстані 0,3…0,4 довжини підшипників ковзання з боку
навантаженого прольоту(мал.6, б).
Основними навантаженнями на вали є сили, від передач, що розподіляються
по довжині маточини. На розрахункових схемах ці сили, а також обертаючі
моменти зображують як зосереджені, прикладені в серединах маточин
(мал..6, в). Впливом сили ваги валів і насаджених на них деталей
зневажають(за винятком важких маховиків і т.п.). Сили тертя в опорах не
враховують.
Мал.6 Розрахункові схеми
Після виконання проектувального розрахунку валів, коли діаметри вихідних
(консольних) кінців їх будуть відомі, вибирають муфти (див. нижче).
Через неспіввісність валів, що з’єднуються, (погрішності виготовлення,
монтажу і зношування) більшість муфт додатково навантажують консольні
кінці валів радіальною силою FM.
Тому що напрямок консольної сили Fм невідомо, той напрямок її приймають
рівним напрямкові дії окружної сили Ft передачі. Відстань від крапки
додатка сили Fм до середини найближчої опори призначають конструктивно.
Приклад переходу від конструкції до розрахункової схеми даний на мал.8.
Розрахунок на опір втоми. Цей розрахунок валів виконують як
перевірочний; він полягає у визначенні розрахункових коефіцієнтів запасу
міцності в приблизно небезпечний переріз, попередньо намічених
відповідно до епюрів моментів і розташуванням зон концентрації напруг.
При розрахунку приймають, що напруги вигину змінюються по симетричному
циклі, а напруги крутіння — по нулевому циклі. Вибір нулевого циклу для
напруг крутіння заснований на тім, що більшість валів передає перемінні
за значенням, але постійні по напрямку обертаючі моменти.
Перевірку на опір втоми роблять за коефіцієнтом запасу міцності s.
Згідно мал.:
амплітуда симетричного циклу нормальних напруг при вигині вала
(2)
амплітуда отнулевого пряжений при крутінні вала
(3)
— результуючий момент (Мв і Мг — згинальні моменти у вертикальній і
горизонтальній площинах); Мк — момент, що крутить;
Wнетто і Wк нетто – моменти опору згину і кручення нетто перетину вала
(табл. 1).
Коефіцієнт запасу, що допускається, міцності для валів передач приймають
[s]= 1,3.. .2,1.
Таблиця 1. Формули для визначення Wнетто і Wк нетто
Перевірочний розрахунок на опір втоми ведеться по довгостроково діючому
номінальному навантаженню без обліку короткочасних пікових навантажень,
число циклів нагружения яких невелике і не впливає на опір втоми.
Якщо в результаті розрахунку вийде s6. Розрахунок осей
Проектувальний розрахунок. Осі працюють як підтримуючі деталі і тому
навантажені тільки згинаючими навантаженнями. Проектний розрахунок осей
на статичну міцність виконують аналогічно розрахункові балок із
шарнірними опорами звичайними методами опору матеріалів, задаючи при
цьому довжинами ділянок осей у залежності від конструкції вузла.
Розрахунок нерухомих осей ведуть у припущенні зміни напруг вигину
Мал.9 Підвіска гака
1- нерухома вісь; 2- ось тримач
по отнулевому циклі — самому небажаному з усіх знакопостійних циклів.
Для осей, виготовлених зі середньовуглицевихх сталей, що допускається
напруга вигину [?]и= 100...160 Н/мм2, Менші значення рекомендуються при
значних концентраціях напруг.
Напруги в обертових осях змінюються по симетричному циклі, для них
приймають [? ]и= (0,5...0,6) [?0]и- Якщо вісь у розрахунковому перетині
має шпонкову канавку, те отриманий діаметр збільшують приблизно на 10 %
і округляють до найближчого більшого стандартного значення.
Перевірочний розрахунок. Перевірочний розрахунок осей на опір утоми і
изгибную твердість ведуть аналогічно розрахункові валів при Мк = 0.
Приклад3. Визначити діаметр осі підвіски гака, вантажопідйомна сила
якого F=10 кН (мал.9, а).
Рішення. 1. Розрахункова схема (мал.9, б) складена відповідно до
конструкції підвіски (вісь розглядається як балка із шарнірними опорами,
навантажена зосередженими силами).
2. Опорні реакції. При симетричному розташуванні блоків RA= RГ =
F/2=10•103/2 Н = =5•103 Н.
3. Епюра згинальних моментів М:
у перетині А М = 0;
Б М=- RA•50=— 5•103•50 Н•мм=- 250 Н•мм;
B M=- RГ•50 = -5•103•50 Н•мм=-250 Н•мм;
4. Для зручності виготовлення і зборки приймаємо вісь гладкої і
нерухомої. З огляду на відповідальність осі в крюковой підвісці,
вибираємо матеріал сталь Ст5 з [?0]и=125 Н/мм2.
5. Необхідний діаметр осі визначаємо з умови міцності на вигин:
звідки,
По стандарті приймаємо d = 28 mm. ;
7. Рекомендації з конструювання валів і осей
1. Вали й осі варто конструювати по можливості гладкими з мінімальним
числом уступів (див. мал.8 і 9).
2. Кожна насаживаемая на вал або вісь деталь повинна проходити до своєї
посадкової поверхні вільно щоб уникнути ушкодження інших поверхонь (див.
мал.6 і 8, а). Рекомендується приймати таку різницю діаметрів ступіней
вала, щоб при зборці можна було насадити деталь, не виймаючи шпонку,
встановлену в канавці ступіні меншого діаметра.
3. Торці валів і осей і їхні уступи виконують з фасками для зручності
насадки деталей і дотримання норм охорони праці (див. мал.2).
4. У важко навантажених валах або осях для зниження концентрації напруг
у місцях посадкових поверхонь рекомендуються перепади ступіней
виконувати мінімальними з застосуванням галтелей перемінного радіуса
(див. мал.4, в).
5. При посадках з натягом важко сполучити шпонкову канавку в маточині зі
шпонкою вала. Для обегчения зборки на посадковій поверхні вала
передбачають невелика направляюча циліндрична ділянка з полем допуску d9
(див. мал.2).
6. Для зменшення номенклатури різців радіуси галтелей, кути фасок,
ширину канавок на одному валові або осі рекомендується виконувати
однаковими. Якщо на валові кілька шпонкових пазів, то їх розташовують на
одного утворюючого вала (див. мал.8, а).
7. Вибір раціональної форми вала або осі залежить від типу виробництва.
При одиничному виробництві вали й осі виготовляють переважно з круглого
прокату, тому для зменшення механічної обробки приймають просту форму —
без буртиков (див. мал. 9, а). При масовому виробництві вали й осі
виготовляють зі спеціальних кувань, що дозволяють застосовувати завзяті
бурти (див. мал.2).
8. Для збільшення зжимної твердості валів і осей рекомендується
розташовувати деталі що надіваються ближче до опор.
9. Для підвищення несучої здатності валів і осей рекомендується
зміцнення їхніх поверхонь (загартування т.в.ч., цементація, азотування,
накатка роликом, дробеструйний наклеп).
10. При розробці конструкції вала або осі треба мати на увазі, що різкі
зміни їхніх перетинів (різьблення під настановні гайки, шпонкові пази,
канавки, поперечні наскрізні отвори під штифти й отвори під настановчі
гвинти й ін.) викликають концентрацію напруг, зменшуючи опір утоми.
8. Загальні відомості про підшипники ковзання
Підшипники є опорами валів і обертових осей. Вони сприймають
навантаження, прикладені до вала або осі, і передають на корпус машини.
Якість підшипників у значній мірі визначає надійність і довговічність
машин. У залежності від виду тертя підшипники поділяються на підшипники
ковзання і підшипники коченя. У залежності від напрямку сприйманого
навантаження підшипники бувають:
радіальні — сприймають радіальні навантаження перпендикулярні осі цапфи;
упорні — сприймають осьові навантаження;
радіально-упорні — сприймають радіальні й осьові навантаження.
Упорні підшипники часто називають підп'ятниками.
Конструкції підшипників. У більшості випадків підшипники ковзання
складаються з корпуса, вкладишів і пристроїв, що змазують. Конструкції
підшипників різноманітні і визначаються конструкцією машини. У
найпростішому виді підшипник ковзання являє собою втулку (вкладиш),
вбудовану в станину машини (мал.1).
Мал.1 Нерозємний підшипник, встроєний в станину машини
1-втулка, 2-смазочна канавка, 3-штопорний гвинт, 4-станина машини
На рис.2 і 3 підшипник має окремий корпус, що кріпиться на станині
машини. Основним елементом підшипника ковзання є вкладиш 1, що
встановлюють у корпусі підшипника (мал.3) або безпосередньо в станині
або рамі машини (мал.1). У процесі роботи тертьові поверхні цапфи і
вкладиша знаходяться в стані відносного ковзання.
Мал.2 Фланцевий нерозємний підшипник
Підшипники ковзання поділяються на нероз'ємні (див. мал.2) і рознімні
(див. мал.3).
Мал.3 Підшипник з розємним корпусом і вкладишем
Нероз'ємні (глухі) підшипники застосовують при малій швидкості ковзання
з перервами в роботі (механізми керування й ін.).
Рознімні підшипники мають основне застосування в загальному й особливо у
важкому машинобудуванні. Вони полегшують монтаж валів.
При великій довжині цапф застосовують саме підшипники, що
встановлюються, (мал.4). Сферичні виступи вкладишів дозволяють їм
самовстановлюватися, усуваючи тим самим перекоси цапф від деформації
вала і неточностей монтажу, забезпечуючи рівномірний розподіл
навантаження по довжині вкладиша.
Приклад конструкції підп'ятника показаний на мал.5.
Переваги підшипників ковзання. 1. Надійно працюють у високошвидкісних
приводах (підшипники кочення в цих умовах мають низьку довговічність).
2. Здатні сприймати великі ударні і вібраційні навантаження внаслідок
дії масляного шару, що демпфірує. 3. Працюють безшумно. 4. Мають
порівняно малі радіальні розміри (див. мал.2). 5. Рознімні підшипники
допускають установку їхній на шийки колінчатих валів; при ремонті не
вимагають демонтажу муфт, шківів і т.д. 6. Для тихохідних машин можуть
мати досить просту конструкцію (див.мал.2)
Мал.4 Самовстановлючийся підшипник
Мал.5 Підпятник
1- бабітова заливка
Недоліки. 1. У процесі роботи вимагають постійного нагляду через високі
вимоги до змазування і небезпеки перегріву; перериви в подачі
мастильного матеріалу веде до виходу з ладу підшипника. 2. Мають
порівняно великі осьові розміри. 3. Значні втрати на тертя в період
пуску і при недосконалому змащенні. 4. Велика витрата мастильного
матеріалу.
Застосування. 1. Для валів з ударними і вібраційними навантаженнями
(молоти, поршневі машини й ін.). 2. Для колінчатих валів, коли за
умовами зборки потрібні рознімні підшипники. 3. Для валів великих
діаметрів, для яких відсутні підшипники кочення. 4. Для високошвидкісних
валів, коли підшипники кочення непридатні (центрифуги й ін.) 5. При
високих вимогах до точності роботи вала (шпинделі верстатів і ін.). 6. У
тихохідних машинах. 7. При роботі у воді й агресивних середовищах, у
яких підшипники кочення непрацездатні.
9. Види змащення
У підшипниках ковзання може бути напіврідинне і рідинне змащення, що
переходить послідовно одна в іншу в міру зростання кутової швидкості
вала від нуля до визначеного значення.
Обертовий вал захоплює мастильний матеріал у клиновий зазор між цапфою і
вкладишем і створює гідродинамічну піднімальну силу, внаслідок якої
цапфа спливає в міру збільшення швидкості (мал.6).
У період пуску, коли швидкість ковзання мала, велика частина поверхні
тертя розділена тонкою масляною плівкою. При збільшенні швидкості цапфа
спливає і товщина шару, що змазує, збільшується, але окремі виступи
тертьових поверхонь залишаються не розділеними мастильним матеріалом.
Змащення в цьому випадку буде напіврідинне.
Мал. 6 Положення цапфи в підшипнику в стані спокою (а) і при обертанні
(б) 1-епюра тиску в масляному шарі
При подальшому зростанні кутової швидкості і дотриманні визначених умов
(див. нижче) з'являється суцільний стійкий шар олії, цілком поділяючої
шорсткості поверхонь тертя (мал.7). Виникає рідинне змащення, при якій
зношування і заїдання відсутні.
Мал.7 Розміщення поверхней тертя при жидкісній змасці 1-цапфа,
2-вкладиш, 3-шар масла
При малій кутовій швидкості вала створюється граничне змащення, коли
тертьові поверхні не розділені шаром змазочного матеріалу, але на
поверхнях цапфи і вкладиша мається тонка адсорбована масляна плівка
товщиною порядку 0,1 мкм.
Рідинне змащення виникає лише в спеціальних підшипниках при дотриманні
визначених умов. Більшість підшипників ковзання працює в умовах
напіврідинного змащення, а в періоди пуску й зупинки — в умовах
граничного змащення.
Граничне і напіврідинне змащення поєднуються одним поняттям —
недосконале змащення.
10. Матеріали вкладишів
Матеріали вкладишів підшипників повинні мати: 1. Достатню зносостійкість
і високу опірність заїданню в періоди відсутності рідинного змащення
(пуск, гальмування й ін). Зношуванню повинні піддаватися вкладиші, а не
цапфа вала, тому що заміна вала значно дорожче вкладиша. Підшипник
ковзання працює тим надійніше, чим вище твердість цапфи вала. Цапфи, як
правило, гартують. 2. Високу опірність тендітному руйнуванню при дії
ударних навантажень і достатній опір втоми. 3. Низький коефіцієнт тертя
і високу теплопровідність з малим розширенням.
Вкладиші виконують 3 наступних матеріалів.
Бронзові вкладиші широко використовують при середніх швидкостях і
великих навантаженнях. Найкращими антифрикційними властивостями
володіють олов'яні бронзи (БрО10Ф1, БрО5Ц5С5 і ін.). Алюмінієві (Бра9ЖЗА
й ін.) і свинцеві (БрСЗО) бронзи викликають підвищене зношування цапф
валів, тому застосовуються в парі з загартованими цапфами. Свинцеві
бронзи використовують при знакоперемінних ударних навантаженнях.
Вкладиш з бабітовою заливкою застосовують для відповідальних підшипників
при важких і середніх режимах роботи (дизелі, компресори й ін.). Бабіт є
одним із кращих антифрикційних матеріалів для підшипників ковзання.
Добре приробляється, стійкий проти заїдання, але має невисоку міцність,
тому бабіт заливають лише тонким шаром на робочу поверхню сталевого,
чавунного або бронзового вкладиша (див. мал.4). Кращими є високооловяні
бабіти Б86, Б83.
Чавунні вкладиші без заливання застосовують у маловідвісних тихохідних
механізмах. Найбільше застосування одержали антифрикційні чавуни АЧС-1 і
ін.
Металокерамічні вкладиші виготовляють пресуванням і наступним спіканням
порошків міді або заліза з додаванням графіту, олова або свинцю.
Особливістю цих матеріалів є велика пористість, що використовується для
попереднього насичення гарячою олією. Вкладиші, просочені олією, можуть
довго працювати без підведення мастильного матеріалу. Їх застосовують у
тихохідних механізмах у місцях, важкодоступних для підведення олії.
Для вкладишів з неметалічних матеріалів застосовують антифрикційні
пластмаси, що самозмазують, (АСП), деревослоїсті пластики, тверді породи
дерева, гуму й ін. Неметалічні матеріали стійкі проти заїдання, добре
приробляються, можуть працювати при змазуванні водою, що має істотне
значення для підшипників гребних гвинтів, насосів, харчових машин і т.п.
У масовому виробництві вкладиші штампують зі сталевої стрічки, на яку
нанесений тонкий антифрикційний шар (олов'яні і свинцеві бронзи, бабіти,
фторопласт, найлон і ін.).
11. Мастильні матеріали
Для зменшення тертя і зношування підшипники змазують мастильними
матеріалами, що повинні бути маслянистими і вязкими.
Маслянистістю називається здатність мастильного матеріалу утворювати на
поверхні тертя стійкі адсорбовані плівки.
В'язкістю називається об'ємна властивість мастильного матеріалу чинити
опір відносному переміщенню його шарів. У технічних характеристиках олій
вказують так називану кінематичну в'язкість — v в мм2/с, що залежить від
щільності. Ця в'язкість приводиться в довідковій літературі при
температурах, що наближаються до робочих, найчастіше при 50 і 100 °С
(v50 і v100).
В'язкість є найважливішою властивістю олій, що визначають їхню
здатність, що змазує. Вона істотно знижується з ростом температури.
Мастильні матеріали можуть бути рідкими, пластичними (густими), твердими
і газоподібними.
Рідкі олії є основним мастильним матеріалом. Вони мають низький
коефіцієнт внутрішнього тертя, їх легко подавати до місць змазування,
вони роблять охолоджуючу дію. Недоліком є витікання олії з місць
змазування.
Рідкі олії бувають органічні і мінеральні.
Органічні олії — рослинні (касторове й ін.) і тварини (кістковий жир і
ін.) — володіють високими властивостями, що змазують, але дефіцитні і
застосовуються в спеціальних випадках.
Мінеральні олії — продукти перегонки нафти — знаходять переважне
застосування для підшипників. До них відносять індустріальні олії різних
марок, моторні й ін.
Вода застосовується для змазування підшипників із вкладишами з дерева,
гуми і деяких пластмас. Оскільки теплопровідність цих матеріалів низька,
то застосовують проточну воду, що одночасно прохолоджує опору; щоб
уникнути корозії вал виконують з покриттям або облицюванням з
нержавіючої сталі.
Пластичний мастильний матеріал (мазі) виготовляють шляхом загущения
рідких мінеральних олій милами жирних кислот або вуглеводнями. До них
відносяться солідоли, консталини й ін. Ці мазі добре заповнюють зазори,
герметизуя вузли тертя. В'язкість їх мало міняється зі зміною
температури. Застосовуються в підшипниках при малих швидкостях ковзання
й ударних навантажень.
Тверді мастильні матеріали — графіт, слюда й ін.— застосовуються в
машинах, коли за умовами виробництва не можна застосувати рідкі олії або
мазі (ткацькі верстати, харчові машини й ін.).
Газоподібні мастильні матеріали — повітря, пари вуглеводнів і ін.
застосовуються в малонагруженных підшипниках при дуже великій кутовій
швидкості вала (центрифуги, шпинделі шліфувальні й ін.).
12. Види руйнування вкладишів
Робота підшипників ковзання супроводжується абразивним зношуванням
вкладишів і цапф, заїданням і усталостним викрашуванням.
Абразивне зношування виникає внаслідок попадання з мастильним матеріалом
абразивних часток і неминучого граничного змащення при пуску й зупинці.
У звичайних конструкціях підшипників ковзання в результаті зносу вкладиш
приймає овальну форму. Для усунення цього недоліку в окремих випадках
застосовують звернену підшипникову пару, у якій цапфу виконують з
антифрикційного матеріалу, а вкладиш — з низковуглеродної сталі з
наступною цементацією і загартуванням. У цьому випадку цапфа зношується
рівномірно, зберігаючи тривалий час циліндричну форму, а вкладиш —
незначно. У звернених підшипникових парах антифрикційний матеріал на
цапфи наносять наплавленням, металізацією, напрессовкою гільз і т.п.
Заїдання виникає при перегріві підшипника, тому що внаслідок тертя
вкладиш і цапфа нагріваються. При сталому режимі роботи температура
підшипника не повинна перевищувати значення, що допускається, для даного
матеріалу вкладиша і сорту олії. З підвищенням температури знижується
в'язкість олії; масляна плівка місцями розривається, утвориться
металевий контакт із температурними піками. Відбувається заїдання цапфи
в підшипнику і, як наслідок цього, вкладиші виплавляються (див. мал.4)
або цілком захоплюються розігрітою цапфою — підшипник виходить з ладу.
Усталостное викрашування поверхні вкладишів відбувається рідко і
зустрічається при пульсуючих навантаженнях (у поршневих двигунах і
т.п.).
13. Умовний розрахунок підшипників ковзання
Критерії працездатності. Основним критерієм працездатності опор ковзання
є зносостійкість — опір зношуванню і заїданню.
Для оцінки працездатності і надійності підшипників, що працюють у режимі
недосконалого змащення, служать середній тиск на тертьових поверхнях рти
питома робота сил тертя pmv, де v — окружна швидкість поверхні цапфи.
Розрахунок по середньому тиску рт гарантує невидавлюваністьь змащення, а
розрахунок по pmv — нормальний тепловий режим і відсутність заїдання.
Для підшипників, що працюють у режимі рідинного змащення, виконують
спеціальний розрахунок, що гарантує достатню товщину масляного шару між
цапфою і вкладишем і відвід теплоти.
Розрахунок підшипників. Як вказувалося вище, більшість підшипників
ковзання працює в умовах недосконалого змащення. Через відсутність
теорії розрахунку при режимі недосконалого змащення підшипники
розраховують умовно по середньому тиску рт і значенню рт v. При цьому
повинні дотримуватися умови:
pm=Rr/A?[pm], (1)
pmv=?[pmv], ( 2)
де Rr— радіальне навантаження на підшипник; А — ллощадь проекції цапфи
на діаметральну площину.
Для шипа або шийки A=dl
Тут d і l — діаметр і довжина шипа (шийки), що визначають при розрахунку
і конструюванні вала. Для більшості підшипників l= (0,5...1,2) d.
Значення [рm] і [pm v] залежать від матеріалу поверхонь тертя.
Матеріал [рт], Н/мм2 \рт v], Мн·м/(м2.С)
Сталь по бронзі БрО5Ц5СЗ .... 4...6 4...6
Загартована сталь по бабіті . . . 6...10 15 20
Сталь по сірому чавуні ..... 2 4 1 3
Розрахунок підп'ятників аналогічний розрахункові підшипників , при цьому
площа опорної поверхні п'яти залежить від її конструкції (див. мал.3).
Для підшипників, що працюють у режимі недосконалого змащення, умовний
розрахунок є основним і виконується в більшості випадків як
перевірочний; для підшипників, що працюють в умовах рідинного змащення,—
як орієнтований. При незадовільному результаті розрахунку змінюють
розміри цапфи або приймають інший матеріал вкладиша, і розрахунок
повторюють.
Приклад 1. Перевірити підшипник осі візка (див. мал.1) якщо розміри
шийки: d = 60 мм і l=70 мм. Радіальне навантаження на підшипник Rr = 16
кН при максимальній кутовій швидкості осі w=30рад/c Матеріали вкладиша -
БрО5Ц5СЗ, матеріал осі - нормалізована сталь 45.
Рішення. 1. Окружна швидкість шийки осі
v=wd/2=30·0,06/2 м/с = 0,9 м/с.
2. Для БрО5Ц5СЗ приймаємо [рm]=4 Н/мм2 [рmv1= 4 Мн·м/(м2).
3. Середній тиск у підшипнику [формула (1)]
що припустимо.
4. Перевірка підшипника на нагрівання і відсутність заїдання
[формула(2)]:
рм v = 3,8 • 0,9 МН • м/ (м2 • с) = 3,42 МН·м/ (м2 ·с)14. Робота вкладишів в умовах рідинного змащення
Для забезпечення рідинного змащення дотримують наступні умови:
а) зазор між поверхнями тертя повинний бути необхідного розміру
(див.мал.6);
б) олія необхідної в'язкості повинне надійно заповнювати зазор і
безупинно поповнюватися (див. мал.6);
в) швидкість ковзання повинна бути достатньої для створення необхідної
гідродинамічної підтримуючої сили за рахунок заклинювання мастильного
матеріалу;
г) мастильний матеріал повинний цілком розділяти тертьові поверхні (див.
мал.7).
Режим рідинного змащення вдається одержати при правильному проектуванні
і ретельному виготовленні підшипника.
:
) (3)
де K? 2 — коефіцієнт запасу, що враховує вигин цапфи, а також неточності
виготовлення і зборки.
Гідродинамічний розрахунок підшипників, що працюють у режимі рідинного
змащення, є основним і виконується як перевірочний для контролю
виконання умов рідинного змащення.
15. Підведення мастильного матеріалу. К.к.д.
Мастильний матеріал підводиться в підшипник по ходу обертання цапфи в
зону зазору, де відсутнє гідродинамічний тиск (див. мал.6, б). Розподіл
його по довжині вкладиша здійснюється мастильними канавками, що
розташовують у ненавантаженій зоні вкладиша (див. мал.1 і 3). У місцях
стику вкладишів роблять неглибокі кишені-холодильники 1 (мал.8), що
прохолоджують мастильний матеріал, розподіляють його по довжині цапфи і
збирають продукти зношування.
Мал.8 Вкладиш з двох половин
Рідкі олії подаються в підшипники самопливом за допомогою мастильних
пристроїв або під тиском від шестерних і інших насосів. Мастильні
пристрої численні і різноманітні.
По характеру подачі мастильного матеріалу розрізняють пристрою для
періодичного (мал.9) і безперервного (мал.12) змазування, а в залежності
від виду мастильного матеріалу— для пластичного (мал.10) і рідкого
(мал.11).
Мал.9 Прес масленка пыд запресовку Мал.10 Масленка ковпачкова
Через прес-масельнички (див. мал.9) мастильний матеріал подається до
тертьових поверхонь під тиском за допомогою шприца. Ці масельнички
малогабаритні можуть встановлюватися у важкодоступних місцях.
Ковпачкові масельнички (див. мал.10) служать для подачі пластичного
мастильного матеріалу. Тут мазь періодично видавлюється через канал
масельнички шляхом підгвинчування ковпачка, заповненого маззю.
Ґнотові масельнички (див. мал.11) забезпечують безперервність подачі
олії, фільтруючи його при проходженні через ґніт. Ґнотове змазування
засноване на принципі сифона, здійснюваного капілярами бавовняного
ґнота. Кінець ґнота, вставлений у трубку масельнички, повинний бути
нижче дна масляного резервуара. Недоліком цих масельничок є залежність
подачі олії від його рівня в маслюку, а також витрата олії в неробочий
період.
Підведення олії кільцем (див. мал.12) є найбільш досконалий спосіб
змазування підшипників. Здійснюється вільно висячим на цапфі кільцем.
Від сили тертя між цапфою і кільцем останнє обертається, захоплює з
ванни олію і подає її на цапфу. Олія, що відробила, стікає у ванну і
знову захоплюється кільцем.
Мал.11 Масленка фытыльна Мал.12 Схема змазки кільцем
Змазування розбризкуванням застосовується в герметично закритих
механізмах (редукторах, коробках передач),в яких масло захватується
обертовими деталями і розбризкується.
В сучасному машинобудуванні широко застосовується циркуляційне
змазування, коли до тертьових поверхонь безупинно підводиться свіжа
охолоджена і профільтрована олія, а олія, що відробила, безперервне
виводиться (див. мал.13, б).
К.к.д. підшипників ковзання залежить від втрат на тертя поверхонь
ковзання. В умовах напіврідинного змащення к.к.д. однієї пари
підшипників приймають: для вкладишів з чавуна ? = 0,95...0,96; із бронзи
? = 0,97...0,98; з бабітовою заливкою ? = 0,98...0,99; із деревослоїстих
пластиків при змазуванні водою ? = 0,98.
16. Рекомендації з конструювання
1. Вкладиш виконують без буртиков (див. мал.1), з одним і двома
буртиками (див. мал.8). Буртики служать для сприйняття осьових
навантажень і фіксації вкладишів від осьового зсуву.
= 0,03d+ +(1...3) мм.
0,1...0,5 мм. Треба враховувати, що зі збільшенням товщини шару його
міцність зменшується.
Істотне значення має вибір відношення l/d вкладиша, де / — довжина
вкладиша, a d — діаметр його отвору. Для підшипників більшості машин
оптимальне відношення l/d = = 0,5...0,9. Чим більше довжина вкладиша,
тим небезпечніше перекіс осей вала і вкладиша (виникнення кромочних
тисків).
2. Вкладиші жорстко закріплюють у корпусі для запобігання від
провертання й осьового зсуву (див. мал.3).
3. Регулювання зазору в рознімних підшипниках роблять радіальним зсувом
вкладишів: підбором або під-шліфуванням прокладок, встановлених у
розніманні корпуса; або шабруванням площин стику вкладиша або корпуса
(див. мал.3).
17. Загальні відомості про підшипники кочення
Підшипники кочення (мал.1) являють собою готовий вузол, основним
елементом якого є тіла кочення — кульки 3 або ролики, установлені між
кільцями 1 і 2 і утримувані на визначеній відстані один від одного
обоймою, називаної сепаратором 4. У процесі роботи тіла кочення котяться
по доріжках кочення кілець, одне з яких у більшості випадків нерухоме.
Розподіл навантаження між несущими тілами кочення нерівномірний (мал.2)
і залежить від величини радіального зазору в підшипнику і від точності
геометричної форми його деталей.
Мал.1 Шариковий радіальний підшипник
В окремих випадках для зменшення радіальних розмірів підшипника кільця
відсутні (мал.3) і тіла кочення котяться безпосередньо по цапфі і
корпусові.
Мал.2 Схема розміщення нагрузки між тілами кочення в підшипниках
Мал.3 Блок зубчатих колес на підшипниках з голковими роликами
Підшипники кочення широко поширені у всіх галузях машинобудування. Вони
стандартизовані і виготовляються в масовому виробництві на ряді великих
спеціалізованих заводів.
Достоїнства 1. Порівняно мала вартість унаслідок масового виробництва
підшипників. 2. Малі втрати на тертя і незначне нагрівання (втрати на
тертя при пуску і сталому режимі роботи практично однакові). 3. Високий
ступінь взаємозамінності, що полегшує монтаж і ремонт машин. 4. Мала
витрата мастильного матеріалу. 5. Не вимагають особливої уваги і
відходу. 6. Малі осьові розміри.
Недоліки: 1. Висока чутливість до ударних і вібраційних навантажень
унаслідок великої твердості конструкції підшипника. 2. Малонадійні у
високошвидкісних приводах через надмірне нагрівання і небезпеку
руйнування сепаратора від дії відцентрових сил. 3. Порівняно великі
радіальні розміри. 4. Шум при великих швидкостях.
18. Класифікація і маркування підшипників кочення
Підшипники кочення класифікують по наступних основних ознаках:
за формою тіл кочення (мал.4) — кулькові (а) і роликові, причому останні
можуть бути з циліндричними (б), конічними (в), бочкоподібними (г),
голчастими (д) і крученими (е) роликами;
по напрямку сприйманого навантаження — радіальні, завзят, радіальн і
завзяті;
по числу рядів тіл кочення — однорядні і багаторядні;
по здатності самовстановлюватися — несамоустановлювані і
самоустановлювальні (сферичні);
по габаритних розмірах — на серії. Для кожного типу підшипника при тому
самому внутрішньому діаметрі маються різні серії, що відрізняються
розмірами кілець і тіл качения.
Мал.4 Тіла кочення підшипників
У залежності від розміру зовнішнього діаметра підшипника серії бувають:
надлегкі, особливо легкі, легкі, середні і важкі.
У залежності від ширини підшипника серії підрозділяються на особливо
вузькі, вузькі, нормальні, широкі й особливо широкі. ( Підшипники
кочення маркірують нанесенням на торець кілець ряду цифр і букв, що
умовно позначають внутрішній діаметр, серію, тип, конструктивні
різновиди, клас точності й ін.
Дві перші цифри праворуч позначають його внутрішній діаметр d. Для
підшипників з d = 20...495 мм розмір внутрішнього діаметра визначається
множенням зазначених двох цифр на 5. Так, підшипник 7309 має d = 45 мм.
Третя цифра праворуч позначає серію діаметрів особливо легка серія— 1,
легка — 2, середня — 3, важка — 4 і т.д. Наприклад, підшипник 7309 —
середньої серії діаметрів
Четверта цифра праворуч позначає тип подшип ника:
Кульковий радіальний ............... 0
Кульковий радіальний сферичний ........... 1
Роликовий радіальний з короткими циліндричними роликами . 2
Те ж зі сферичними роликами ............ 3
» с довгими циліндричними або голчастими роликами ... 4
» с крученими роликами ............. . 5
Кульковий радіально-упорний ............ 6
Роликовий конічний ................ 7
Кульковий упорний, шариковий упорно-радіальний ..... 8
Роликовий упорний, роликовий упорно-радіальний ..... 9
Приведений для прикладу підшипник 7309 є роликовим конічним.
П'ята або п'ята і шоста цифри праворуч позначають відхилення конструкції
підшипника від основного типу. Наприклад, підшипник 7309 основної
конструкції (див. мал.11) п'ятої цифри в позначенні не має, а
аналогічний підшипник з бортом (див. мал.12) клеймується 67309.
Сьома цифра праворуч позначає серію ширин.
Цифри 2, 4, 5 і 6, що стоять через тире спочатку цифр в основного
позначення підшипника, вказують його клас точності. Нормальний клас
точності позначається цифрою 0, що не проставляється. Надвисоким класом
точності є 2, а потім у порядку зниження точності випливає 4, 5, 6 і 0.
З переходом від класу 0 до класу 2 допуск радіального биття знижується в
5 разів, а вартість збільшується в 10 разів. Приведений як приклад
підшипник 7309 — нормального класу точності.
В умовній позначці підшипників можуть бути додаткові знаки, що
характеризують зміну металу деталей підшипника, спеціальні технологічні
вимоги і т.д.
Приклади позначень підшипників: 211 -підшипник кульковий радіальний,
легкої серії з внутрішнім діаметром d = 55 мм, нормального класу
точності; 6—405— підшипник кульковий радіальний, важкої серії з d = 25
мм, шостого класу точності; 4—2208— підшипник роликовий радіальний з
короткими циліндричними роликами, легкої серії з d = 40 мм, четвертого
класу точності.
19. Основні типи підшипників качения і їхні матеріали
Кульковий радіальний підшипник (мал.5, табл.1) найпоширеніший у
машинобудуванні. Він дешевий, допускає перекіс внутрішнього кільця щодо
зовнішнього до 0 °10'. Призначений для радіального навантаження.
Жолобчасті доріжки кочення дозволяють сприймати осьове навантаження.
Забезпечує осьове фіксування вала в двох напрямках. При однакових
габаритних розмірах працює з меншими втратами на тертя і при більшій
кутовій швидкості вала, чим підшипники всіх інших конструкцій.
Кульковий радіальний сферичний підшипник (мал.6) призначений для
радіального навантаження. Одночасно з радіальної може сприймати невелике
осьове навантаження і працювати при значному (до 2...30) перекосі
внутрішнього кільця щодо зовнішнього. Здатність самовстановлюватися
визначає область його застосування.
Таблиця 1. Кулькові радіальні однорядні підшипники (вибірка)
Умовне позначення підшипника Розміри, мм (мал. 24.5) Грузопідйомність кН
d D У d динамічна Сr статична З0r,
Легка серія:
207 35 72 17 2 19,7 13,6
208 40 80 18 2 25,1 17,8
209 45 85 19 2 25,2 17,8
Середня серія:
307 35 80 21 2,5 25,7 17,6
308 40 90 23 2,5 31,3 22,3
309 45 100 25 2,5 37,1 26,2
Тяжка серія:
407 35 100 25 2,5 42,8 31,3
408 40 ПО 27 3 49,3 36,3
409 45 120 29 3 59,2 45,5
Мал.5 Шариковий радіальний підшипник
Мал.6 Шариковий радіальний сферичний підшипник
Мал.7 Роликовий радіальний підшипник зі сферичними роликами
Роликовий радіальний сферичний підшипник (малий.7) має ту ж
характеристику, що і кулькову сферичний, але має найбільшу
вантажопідйомність із всіх інших підшипників таких же габаритних
розмірів.
Роликовий радіальний підшипник з короткими циліндричними роликами
(мал.8, а) сприймає великі радіальні навантаження. Допускає осьовий
взаємний зсув кілець. Застосовується для коротких твердих валів, а також
у якості опор, щоплавають, (для валів шевронних шестірень і ін.).
При необхідності осьової фіксації валів в одному напрямку застосовують
підшипники з додатковим буртом (мал.8, б), а для осьової фіксації в двох
напрямках — підшипники з додатковим буртом і з завзятою шайбою (мал.8,
в) Вантажопідйомність підшипника складає в середньому 1,7 від
вантажопідйомності кулькового радіального.
Мал.8 Роликовий радіальний підшипник з короткими циліндричними роликами
Роликовий радіальний підшипник з голчастими роликами (мал.9) сприймає
тільки радіальне навантаження. При порівняно невеликих габаритних
розмірах володіє високою радіальною вантажопідйомністю.
Мал.9 Роликовий радіальний підшипник з голчастими роликами
Кульковий радіально-завзятий підшипник (мал.10) призначений для
комбінованих (радіальних і осьових) або чисто осьових навантажень.
Підшипники, змонтовані попарно, сприймають осьові сили, що діють в обох
напрямках. Застосовуються при великій частоті обертання.
Мал.10 Шариковий радіально-упорний підшипник
Роликовий конічний підшипник (мал.11 і 12) сприймає одночасно радіальну
й осьову навантаження. Застосовується при середніх і низьких швидкостях
обертання. Має велику вантажопідйомність. Зручно регулюється. Підшипники
цього типу, як і попередні, установлюють попарно.
Мал.11 Роликовий конічний підшипник Мал.12 Роликовий конічний підшипник
з упорним бортом
Кульковий завзятий підшипник (мал.13, а) сприймає однобічне осьове
навантаження. При дії осьових сил поперемінно в обох напрямках
установлюють подвійний завзятий підшипник (мал.13, б). Щоб уникнути
заклинювання кульок від дії відцентрових сил цей підшипник застосовують
при середній і низькій частоті обертання.
Мал.13 Шариковий упорний підшипник
Матеріали підшипників. Тіла качения і кільця виготовляють з високоміцних
шарикопідшипникових хромистих сталей ШХ15 і інших з термообробкою і
наступним шліфуванням і поліруванням. Кручені ролики виготовляють
нави-ванием зі сталевої смуги. Твердість загартованих тіл качения і
кілець 61...66 HRC3. Сепаратори найчастіше штампують з м'якої листової
сталі. Для високошвидкісних підшипників сепаратори виготовляють
масивними з бронзи, латуні, легких сплавів або пластмас.
20. Види руйнування підшипників кочення
Основні причини втрати працездатності підшипників кочення наступні.
Усталостное викрашування робочих поверхонь тіл кочення і доріжок кочення
кілець у виді раковин чи відшаровування (шелушения) унаслідок циклічного
контактного нагруження. Усталостное викрашування є основним видом
руйнування підшипників, звичайно спостерігається після тривалої роботи і
супроводжується стукотом і вібраціями.
Пластичні деформації на доріжках кочення (ум'ятини) унаслідок дії
ударних навантажень або великих статичних навантажень без обертання.
Задири робочих поверхонь кочення при недостатнім змазуванні або занадто
малих зазорах через неправильний монтаж.
Абразивний знос в наслідок поганого захисту підшипника від попадання
пилу. Застосування зроблених конструкцій ущільнень підшипникових вузлів
зменшує знос робочих поверхонь підшипника.
Руйнування сепараторів від дії відцентрових сил і впливу на сепаратор
тіл кочення. Цей вид руйнування є основною причиною втрати
працездатності швидкохідних підшипників.
Розколювання кілець і тіл кочення через перекоси при монтажі або при
великих динамічних навантаженнях.
21. Розрахунок (підбір) підшипників качения на довговічність
Критерії працездатності. Основними критеріями працездатності підшипників
кочення є довговічність по усталостному викрашуванню і статичній
вантажопідйомності по пластичних деформаціях.
Розрахунок на довговічність виконують для підшипників, що обертаються з
кутовою швидкістю w?1 рад/с. Необертові підшипники або повільно обертові
(з кутовою швидкістю wТаблиця 3. Формули для визначення RA
22. Послідовність розрахунку (підбору) підшипників кочення на
довговічність
Вихідні дані:
1. Розрахункова схема вала з указівкою значення і напрямку навантажень.
2. Кутова швидкість вала w.
3. Діаметр цапф вала d.
4. Умови роботи підшипникового вузла.
Послідовність розрахунку: 1. Визначають радіальні опорні реакції у
вертикальній RB і горизонтальної Rr площинах, а потім сумарні реакції Rr
для кожної опори:
(6)
(мал. 15 і 16).
Тип підшипника вибирають виходячи з умов роботи, що діють навантажень і
намічуваної конструкції підшипникового вузла.
2. По каталозі, орієнтуючись на легку серію, по діаметрі цапфи
підбирають підшипник і виписують його дані, що характеризують:
e для підшипників кулькового радіального і
радіально-завзятих, то значення коефіцієнтів А’ і В приймають по табл.
24…2 (або каталозі);
в) при Ra/(VRr) >e для конічних роликових підшипників приймають
коефіцієнт Х = 0,4 (значення Y прийнято раніше в п. 2, в).
5. Обчислюють еквівалентне динамічне навантаження.
6. Визначають розрахункову динамічну вантажопідйомність підшипника Cr
расч [формула (1)] і оцінюють придатність наміченого підшипника за
умовою
Cr расч ? Cr (7)
Якщо розрахункове значення Crрасч більше значення базової динамічної
вантажопідйомності Cr для прийнятого підшипника, то переходять до більш
важкої серії або приймають інший тип підшипника (наприклад, замість
кулькового — роликовий) і розрахунок повторюють. В окремих випадках
збільшують діаметр цапфи вала з метою переходу на наступний типорозмір
підшипника. У цьому випадку в конструкцію вала вносять зміни.
Якщо для обох опор вала приймають підшипники одного типу й одного
розміру (див. мал.16), то розрахунок і підбiр підшипника ведуть по
найбільш навантаженій опорі. У цьому випадку зменшується кількість
типорозмірів підшипників у конструкції.
В окремих випадках придатність наміченого підшипника кочення оцінюють
зіставленням базової і необхідної довговічності. У цьому випадку в п. 6
визначають базову довговічність підшипника L10 у млн. оборотів або L10h
у годиннf[:
(8)
де RE,p и w — див. формулу (1).
Якщо базова довговічність більше або дорівнює необхідної (L10h>Lh), то
намічений підшипник придатний для заданого режиму роботи.
Приклад 1. За даними приклада 22.2 підібрати підшипники кочення для вала
редуктора (див. мал. 22.8, а). Діаметр цапф вала dn = 40 мм, кутова
швидкість вала w= 24,8 рад/с. Навантаження нереверсивнe, спокійнe.
Робоча температура підшипникового вузла не повинна перевищувати 65 °С.
Ресурс підшипників Lh=12·103 ч.
Рішення. 1. Сумарні опорні реакції вала (див. розрахункову схему на мал.
22.8 і п. 3 рішення приклада 22.2).
Для опори Б
для опори Г
Опора Б додатково навантажена осьовою силою Fa = 570 Н (див. мал. 22.8).
З розрахунку випливає, що більш навантаженою є опора Б, по якій і ведемо
подальший розрахунок підшипника.
Вибір типу підшипника. За умовами роботи підшипникового вузла (невелика
кутова швидкість, мале осьове навантаження) намічаємо для обох опор
найбільш дешевий кульковий радіальний підшипник легкої серії 208.
2. Характеристики підшипника. По табл.1 для підшипника 208 базова
динамічна радіальна вантажопідйомність Сr = 25,1 кН, базова статична
радіальна вантажопідйомність Сог=17,8 кН.
3. Розрахункові коефіцієнти. Відповідно до умов роботи підшипника
приймаємо: V=1; Kб=1; Кт=1
4. Коефіцієнт осьового нагружения е. При Ra = Fa обчислюємо відношення
Ra/Cor = 570/ ( 1 7,8 • 1 03) = 0,032.
По табл.2 приймаємо е = 0,23.
Коефіцієнти радіального й осьового навантажень (X і Y). Обчислюємо
відношення
По табл.2 приймаємо Х=1; Y=0.
5. Еквівалентне динамічне радіальне навантаження найбільш навантаженого
підшипника (опора Б)
RE=(XVRrБ+YRa) КбКТ = (1·1·3720 + 0) 1·1 Н = 3720 Н.
6. Розрахункова динамічна радіальна вантажопідйомність підшипника
[формула (1)]
Отже, прийнятий підшипник 208 задовольняє заданому режимові роботи.
Для опори Г приймаємо той же підшипник 208.
Можна підбор підшипника зробити і по базовій довговічності [формула (8)]
млн.обертів = 300 млн.обертів
Тому що базова довговічність більше необхідної (L10d = 2I 100ч>Lh =
12000 ч), то підшипник 208 придатний.
Приклад2. Підібрати підшипник качения для опор вала конічної шестірні
редуктора транспортера (див. мал.16). На опоры вала діють радіальні сили
Rг2 = 5000 Н, Rr1=2000 H і осьова сила Fa = 780 H. Навантаження на
підшипники з легкими поштовхами. Діаметр цапф вала dn = 35 мм, кутова
швидкість вала w = 75 рад/с. Робоча температура підшипників/^70°.
Необхідна довговічність (ресурс) підшипників Lh= 8000 ч.
Рішення. 1. Вибір типу підшипника. Конічні зубчасті колеса повинні бути
точно і жорстко зафіксовані в осьовому напрямку, тому для опор вала
конічної шестірні рекомендується приймати конічні роликові підшипники.
Для обох опор вала попередньо намічаємо підшипник роликовий конічний
однорядний легкої серії 7207.
2. Характеристики підшипника. По каталозі (довідникові) для підшипника
7207 базова динамічна радіальна вантажопідйомність Cr = 35,2 кН,
коефіцієнти: е= 0,37, Y =1,62.
3. а) Осьові складові Rs1 і Rs2 від радіальних сил Rr1 і Rr2 [формула
(5) ]:
Rs1=0,83e Rr1=0,83·0,37·2000 H=612 Y,
Rs2=0,83e Rr2=0,83·0,37·5000 H=1530H/
б) Розрахункові осьові сили Ra1 I Ra2 . Так як в даному прикладі Rs1
ведемо подальший розрахунок підшипника.
6. Розрахункова динамічна радіальна вантажопідйомність підшипника опори
2 [формула (1)]
Умова придатності (7) дотримується. Прийнятий підшипник 7207 задовольняє
заданому режимові роботи.
Для опори 1приймаємо той же підшипник 7207.
Оцінити придатність підшипника 7207 можна також зіставленням базової і
необхідної довговічностей.
Базова довговічність підшипника 7207 [формула (8)]
млн. оборотів = 423,6 млн. оборотів;
Базова довговічність трохи більше необхідної (L10h = 9800 ч> Lh = 8000
ч), отже, прийнятий підшипник 7207 придатний.
23. Розрахунок (підбiр) підшипників кочення при статичній нагрузці
Підшипники кочення, що сприймають навантаження в нерухомому стані або
при повільному обертанні з кутовою швидкістю wРекомендована література
Устюгов І.І. Деталі машин. – К.:«Вища школа», 1984. – 306 с.
Куклін Н.Т., Кукліна І.С. Деталі машин. – К.:«Вища школа», 1987. – 275
с.
Решетов Д.Н. Детали машин. – М.:«Машиностроение», 1989. – 416 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3 т.
М:«Машиностроение», 1979-1982. – 370 с.
Заблонский К.И. Детали машин. – К.:«Вища школа», 1985. – 428 с.
Крагельский И.В., Михин Н.М. Узлы трения машин: Справочник. М., 1984. –
280 с.
Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. –
М.:«Машиностроение». 1979. – 270 с.
Детали машин: Атлас. /Под ред. Д.Н.Решетова. – М.:«Машиностроение»,
1988. – 270 с.
Кудрявцев В.Н. Детали машин. – М.-Л.:«Машиностроение», 1980. – 360 с.
Проектирование механических передач. /Под ред. С.А.Чернавского. –
М.:«Машиностроение», 1984. – 318 с.
Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter
