Подшипники

 

 

Главная

Раздел 12. Подшипники.

 

Содержание

Назначение, типы, область применения, разновидности конструкций подшипников скольжения и подпятников, материалы для их изготовления

Конструкции подшипников скольжения

Смазывание подшипников скольжения

Материалы подшипников скольжения

Достоинства и недостатки подшипников скольжения

Область применения подшипников скольжения

Характерные дефекты и поломки подшипников скольжения

Критерии работоспособности и расчета подшипников скольжения

Условный расчет подшипников скольжения и подпятников

Тепловой расчет подшипников скольжения

Работа подшипников скольжения при жидкостном режиме смазки и понятие об их расчете

Гидродинамический эффект

Контактно – гидродинамическая  теория смазки

Режимы работы подшипников скольжения

Проектировочный расчет подшипников скольжения жидкостной смазки

Рекомендации по конструированию подшипников скольжения

Подшипники качения. Общие сведения. Классификация и область применения

Обозначение подшипников качения

Характеристики подшипников качения

Достоинства и недостатки подшипников качения

Сравнительная характеристика подшипников качения и скольжения

Виды разрушения подшипников качения и критерии работоспособности

Контактные напряжения в деталях подшипников качения

Распределение нагрузки между телами качения

Кинематика подшипников качения

Методика подбора подшипников качения

Расчет по динамической грузоподъемности подшипников качения

Расчет по статической грузоподъем­ности подшипников качения

Расчет подшипников качения на долговечность

Оценка предельной быстроходности подшипников качения

Посадки подшипников

Расчет потерь на трение в подшипниках качения

Гидродинамический режим смазки подшипника качения

Электромагнитные подшипники

Направляющие прямолинейного движения. Общие сведения.

Направляющие скольжения

Направляющие качения

Комбинированные направляющие

Справочные данные

Вопросы для самопроверки

Задачи для самостоятельного решения

 

Валы и оси поддерживаются специальными деталями, которые являются опорами. Название "подшипник" происходит от слова "шип" (англ. shaft, нем. zappen, голл. shiffen – вал). Так раньше называли хвостовики и шейки вала, где, собственно говоря, подшипники и  устанавливаются.

Подшипником принято называть часть опоры, непосредственно взаимодействующей с цапфой вала или оси.

Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей, воспринимают радиальные и осевые  нагрузки, приложенные к валу, и передают их на корпус машины. При этом вал должен фиксироваться в определенном положении и легко вращаться вокруг заданной оси. Во избежание снижения КПД машины потери в подшипниках должны быть минимальными.

По характеру трения  подшипники разделяют на две большие группы:

- подшипники скольжения (трение скольжения);

- подшипники качения (трение качения).

 

Назначение, типы, область применения, разновидности конструкций подшипников скольжения и подпятников, материалы для их изготовления

Подшипником скольжения называют опору для поддержания вала (или вращающейся оси). В таком подшипнике цапфа вращающегося вала (или оси) проскальзывает по опоре.

В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки подшипники скольжения различают:

– радиальные (воспринимают радиальные нагрузки);

– упорные (подпятники) – воспринимают осевые нагрузки;

– радиально-упорные – одновременно воспринимают радиальные и осевые нагрузки.

Радиальные  подшипники скольжения (или просто подшипники скольжения) предназначены для восприятия радиальной нагрузки. В таких подшипниках поверхности цапфы вала (или оси) и подшипника находятся в условиях относительного скольжения. При этом возникает трение, кото­рое приводит к изнашиванию пары вал (ось) — подшипник.

Подшипники скольжения применяются ограниченно и лишь в тех областях, где они сохранили свои преимущества, а именно: для  весьма  быстроходных валов, в режиме работы которых долговечность подшипников качения  очень мала; для осей и валов, требующих весьма точной установки; для валов очень большого диаметра (при отсутствии стандартных подшипников качения); когда по условиям сборки подшипник должен быть разъемным; при работе подшипника в воде, агрессивной среде для тихоходных валов  неответственных механизмов и в особых условиях.

Подшипник скольжения должны удовлетворять следующим основным требованиям:

а) конструкции и материалы должны быть такими, чтобы потери на трение и износ их и вала были  минимальными;

б) должны быть достаточно жесткими и прочными;

в) размеры их трущихся поверхностей  должны быть достаточными для  восприятия действующего на них  давления;

г) сборка, установка и обслуживание должны быть простыми.

Для уменьшения трения и нагрева, повышения КПД подшипники смазывают.

 

Конструкции подшипников скольжения        

Подшипники скольжения составляют из корпуса; вкладышей, поддерживающих вал; смазывающих и защитных устройств.

Форма рабочей поверхности подшипника скольжения так же, как и форма цапфы вала, может быть цилиндрической, плоской, конической или шаровой. Большинство радиальных подшипников может воспринимать также и небольшие осевые нагрузки (фиксируют вал в осевом направлении). Для этого вал изготавливают ступенчатым с галтелями, а кромки подшипников закругляются. Подшипники с конической поверхностью применяются редко. Их используют при небольших нагрузках в тех случаях, когда необходимо систематически устранять зазор от износа подшипника. Также редко встречаются и шаровые подшипники. Они допускают перекос оси вала, т.е. обладают свойством самоустанавливаться.

Корпус подшипника может быть отдельной, литой или сварной деталью, выполненной цельной или разъемной.

Подшипники бывают неразъемные и разъемные:

Неразъемные подшипники могут быть выполнены за одно целое со ста­ниной (рис. 1) или в виде втулки 1, установленной в корпус подшипни­ка 2 (рис. 2).

В первом случае станину 1, а во втором — втулку 1 изготовляют из ма­териалов, обладающих хорошими антифрикционными свойствами: анти­фрикционного чугуна; бронзы оловянной; латуни; баббитов; алюминиевых сплавов; порошковых материалов; текстолита; капрона; специально обра­ботанного дерева; резины (при смазывании водой); графита (в виде порош­ка, из которого прессуют вкладыши) и др.

 

Рис. 1.  Неразъемный подшип­ник скольжения: 1 — станина

 

Рис.2. Неразъемный подшипник скольжения: 1 — втулка; 2 — корпус

 

Корпуса подшипников можно изготовлять из чугуна или стали литыми или сварными. Конструкции (конфигурации) корпусов подшипников мо­гут быть самыми разнообразными (рис. 2; рис. 3).

 

Рис. 3. Неразъемный подшипник скольжения

 

Неразъемные подшипники делятся по ГОСТу на узкие (рис.3.1,а), широкие (рис.3.1,б), фланцевые (рис.3.1,в, г) и гнездовые (рис.3.1,д).

Рис.3.1.

 

Разъемный подшипник (рис.4) отличается от неразъемного тем, что в нем втулка заменена вкладышами 2 и 3, корпус подшипника разъемный и состоит из собственно корпуса 7 и крышки 4, соединенных болтами или шпильками 5. Вкладыши применяют для того, чтобы не выполнять весь корпус подшипника из дорогого антифрикционного материала и для облегчения ремонта. Вкладыши устанавливают в корпус с натягом и предохраняются от проворачивания установочными штифтами. Износ рабочей поверхности вкладыша компенсируется поджатием крышки к верхней половине вкладыша.

Вкладыши изготовляют из антифрикционных материалов или двух металлов (тело вкладыша из стали, а рабочую часть толщиной 1-3 мм заливают баббитом или свинцовой бронзой). Во внутренней по­лости вкладышей делают канавку 1 (рис.5), в которую через отверстие 2 подводят смазочный материал.

Материал вкладышей выбирают с учетом условий работы, назначения и конструкции опор, а также стоимости и дефицитности материала и должен иметь:

1)  малый коэффициент трения и высокую сопротивляемость заеданию в периоды отсутствия режима жидкостного трения (пуски, торможение и т. п.);

2) достаточную износостойкость наряду со способностью к при­работке. Износостойкость вкладыша должна быть ниже износо­стойкости цапфы, так как замена вала обходится значительно до­роже, чем замена вкладыша;

3) достаточно высокие механические характеристики и особенно высокую сопротивляемость хрупкому разрушению при действии ударных нагрузок.

При невысоких скоростях скольжения (vs5 м/с) применяют чугуны. Чугун обладает хорошими антифрикционными свойствами бла­годаря включениям свободного графита, но прирабатывается хуже, чем бронзы, имеет высокую хрупкость и высокую стоимость.

При значительных нагрузках (р до 15 МПа) и средних скоростях скольжения (vs до 10 м/c) широки используют бронзу. Бронзы оловянные, свинцовые, кремниевые, алюминиевые и прочие обладают достаточно высокими механическими харак­теристиками, но сравнительно плохо прирабатываются и способ­ствуют окислению масла.  Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловянные бронзы.

Баббиты разных марок применяют для подшипников скольжения, работающих в тяжелых условиях; баббиты хорошо прирабатываются, стойки против заедания, мало изнашивают вал, не окисляет масло, но имеют невысокую прочность и низкую температуру плавления и поэтому их используют для заливки чугунных и бронзовых вкладышей. Лучшими являются высокооловянные баббиты Б88, Б83.

Металлокерамические вкладыши вследствие пористости пропитываются маслом и могут длительное время работать без подвода смазки. Из неметаллических материалов для вкладышей применяют текстолит, капрон, нейлон, резину, дерево и др. Неметаллические материалы устойчивы против заедания, хорошо прирабатываются, могут работать без смазки или с водяной смазкой, что имеет существенное значение для подшипников гребных винтов, пищевых машин и т.п.

В целях повышения прочности подшипников, в особенности при переменных и ударных нагрузках, применяют так называемые би­металлические вкладыши, у которых на стальную основу наплав­ляют тонкий слой антифрикционного материала — бронзы, серебpa, сплава алюминия.

 

Рис. 4. Разъемный подшипник скольжения: 1 — станина;

2, 3 — вкладыши (полукольца); 4 — крышка; 5 — болт

 

Рис. 5. Вкладыш: 1 — канавка; 2 — отверстие для подвода смазки

 

11

Рис.5.1. Конструкция вкладыша подшипника скольжения
а) вкладыш-втулка; б) вкладыш из двух половин с заливкой

 

Смазочные канавки делают в верхнем вкладыше (в ненагруженной зоне подшипника), как показано на рис. 5. Для того чтобы вкладыши не имели осевых перемещений, их изготовляют с буртиками. Для удержания вкладышей от вращения вместе с валом предусматривают их закрепление с помощью штифтов и т.п. При укладке вкладышей в разъемный корпус ме­жду ними устанавливают регулировочные прокладки из тонколистовой ста­ли или латуни.

Между крышкой и корпусом подшипника имеется зазор δk<5 мм (см. рис. 4). При небольшом изнашивании вкладыша благодаря этому зазору можно компенсировать величину износа под­тягиванием болтов. Это одно из достоинств разъемного подшипника по сравнению с не­разъемным. Кроме того, к достоинствам та­кого подшипника относится возможность быстрой смены изношенного вкладыша.

Самоустанавливающиеся подшипники скольжения могут быть разъ­емными и неразъемными. От описанных выше они отличаются тем, что вкладыш 1 (рис. 6) имеет шаровую опорную поверхность.

Рис. 6. Самоустанавливающийся подшипник: 1 — вкладыш

 

Такая конструкция допускает небольшой угловой поворот оси вклады­ша, что положительно сказывается на работе трущейся пары вал—подшип­ник (при этом давление распределяется по всей длине цапфы почти равно­мерно).

Вкладыши самоустанавливающихся подшипников изготовляют из чугу­на или стали с последующей заливкой баббитом, свинцовой бронзой и т. п.

Существенное значение в подшипниках скольжения имеет отношение длины (l) подшипника  к диаметру (d). С увеличением (l) уменьшается среднее давление в подшипнике, резко возрастают кромочные давления и повышается температура.

Уменьшение длины подшипника  ниже некоторого предела приводит к усиленному вытеканию масла и к снижению несущей способности.

Оптимальное отношение l/d=0,6…1,0.

У коротких l/d=0,3…0,4; у длинных l/d=1,0…1,5.

В прецизионных подшипниках скольжения производят регулировку зазора. Оптимальный зазор устанавливают на заводе-изготовителе, а компенсация выработки – при ремонтах.

Разъемные подшипники регулируют, сближая вкладыши, путем уменьшения толщины прокладок между ними или снятием слоя металла с поверхности контакта крышки и корпуса

Подпятники (опорные подшипники) служат для поддержания вра­щающихся осей и валов при действии нагрузки, направленной вдоль оси враще­ния (т. е. при осевой нагрузке).

Подпятники могут быть с плоской пятой (рис. 7, а), с кольцевой пя­той (рис. 7, б) и с гребенчатой пятой (рис. 8).

Подпятник (рис. 9) состоит из стального или чугунного корпуса 7, крышки 2 и опорного вкладыша 4. Для возможности самоустановки опор­ный вкладыш 4 может опираться на сферическую поверхность. Опорные вкладыши изготовляют из тех же антифрикционных материалов, что и вкладыши радиальных подшипников. Деталь 3 — втулка радиального под­шипника.

Рис. 7. Подпятники: а — с плоской пятой; б — с кольцевой пятой

Рис. 8. Подпятник с гребенчатой пятой

 

Рис. 9. Опора вала: 1 — корпус; 2 — крышка;

3 — втулка радиального подшипника; 4 — опорный вкладыш

 

Смазывание подшипников скольжения

Смазыванием называется подведение смазочного материала в зону трения, смазкой – действие смазочного материала.

Подвод смазочного материала к подшипникам и подпятникам сколь­жения осуществляется следующими способами:

- периодическим смазыванием (через отверстие) жидким смазочным материалом (см. рис. 1);

- смазыванием набивкой (солидол и т. д.) с помощью масленки с ша­ровым клапаном (рис. 10, а);

- периодической заливкой жидкого смазочного материала или набив­кой консистентного смазочного материала с помощью колпачковой масленки (рис. 10, б);

- смазыванием жидким смазочным материалом с помощью масленки с фитилем (рис. 10, в);

Рис. 10. Способы смазывания подшипников: а — масленка с шаровым клапаном;

б— колпачковая масленка; в — масленка с фитилем; г — смазывание кольцом; д — смазывание оку­нанием

 

- смазыванием кольцом 1 (при специальной конструкции корпуса под­шипника (рис. 10, г) при этом способе нижнюю часть подшипника выполняют как резервуар для масла, в верхнем вкладыше прорезают щель, пропускающую смазочные кольца 1 (рис. 11). Масло подает­ся к поверхностям трения кольцом, увлекаемым во вращение валом;

- применение   масляной   ванны:   при   этом   способе   подпятник   7 (рис. 10, д) находится в масляной ванне.

Рис. 11. Смазывание подшипника кольцом: 1 — кольцо;

2 — цапфа; 3 — резервуар для масла

 

Кроме указанных существует еще много других способов, в том числе принудительное смазывание под давлением, капельное, разбрызгиванием, смазыванием масляным туманом и т. д.

Смазывание подшипника по схеме, показанной на рис.11, осущест­вляется кольцом. Металлическое кольцо 1 большего, чем у цапфы вала 2, диаметра свободно висит на цапфе вала, нижней частью погруженное в масляную ванну 3. При вращении вала вращается и кольцо. Масло с коль­ца стекает на цапфу вала и, растекаясь вдоль него, попадает в зону трения.

Сравнительная характеристика смазочных устройств.

Наиболее простой способ смазывания — периодическая заливка сма­зочного материала через отверстие 1 (см. рис. 1). Недостаток этого спо­соба — возможность попадания абразивных частиц в зону смазывания.

Смазывание с помощью масленки с шаровым клапаном или колпачковой масленкой (рис. 10, а, б) также требует наблюдения. Этого недостат­ка не имеет фитильный способ (рис. 10, в). Недостатком этого способа подвода смазочного материала является то, что масло подается к цапфе вала и тогда, когда вал не вращается (отсюда — повышенный расход сма­зочного материала). Кольцевой способ смазывания (рис. 10, г) — наибо­лее оптимальный, но при этом усложняется конструкция корпуса подшип­ника. Подшипники в масляной ванне (рис. 10, д — подпятник) также требуют усложнения конструкции корпуса подшипника (необходимость создания хорошего уплотнения вала).

Смазочные материалы.

Для уменьшения трения и изнашивания, охлаждения и очистки от продуктов износа подшипники скольжения смазывают смазочными материалами, которые должны быть маслянистыми и вязкими.

Маслянистость характеризует способность смазочного материала образовывать на поверхности трения устойчивые тонкие пленки, предотвращающие непосредственный контакт поверхностей.

Вязкость характеризует объемное свойство смазочного материала оказывать сопротивление относительному перемещению его слоев.

Смазочные материалы могут быть: жидкие (масла), пластичные (мази), твердые (порошки, покрытия) и газообразные (газы).

Масла являются основным смазочным материалом. Имеют низкий коэффициент внутреннего трения, хорошо очищают и охлаждают рабочие поверхности, их легко подводить к местам смазывания, но требуются уплотняющие устройства в местах смазывания от вытекания масла.

Масла бывают минеральные и органические.

Минеральные масла — продукты перегонки нефти — наиболее часто применяют для подшипников скольжения. К ним относят масла индустриальные (И-Л-А-22, И-Г-А-46), моторные и др.

Органические масла — растительные (льняное и др.) и животные (костное и др.) — обладают высокими смазывающими свойствами, но дороги и дефицитны. Их применяют редко.

В настоящее время для смазки машин применяются в основном лишь минеральные масла - продукты перегонки нефти. Из растительных может применяться только касторовое масло, обладающее очень высокими смазывающими свойствами; другие растительные масла окисляются и для смазки не годятся.

Желательно применять, по возможности, жидкие масла со смазкой окунанием в масляную ванну. При весьма высоких угловых скоростях вращения деталей (свыше 5000 об/мин) применяют подачу жидкой смазки форсунками под давлением, так как при таких скоростях начинают сильно возрастать гидравлические потери на взбалтывание масла. Консистентную смазку применяют в отдельных точках, где нельзя организовать масляную ванну. Количество точек смазки в машинах должно бить минимальным,  иначе усложняется их   техническое обслуживание. Твердые смазки содержат графит и применяются при очень больших давлениях и малых скоростях относительного перемещения смазываемых деталей, например, для смазки листовых рессор.

Вязкость является важнейшим свойством масел. Различают абсолютную или динамическую вязкость, которая выражает сопротивле­ние сдвигу молекулярных слоев жидкости и относительную или кинематическую вязкость, которая характеризуется временем истечения жидкости через калиброванное отверстие при опре­деленной температуре (50 или 100°С).

μ=γv

где γ - удельный вес масла, который можно принимать равным 0,9;

𝜇 - абсолютная вязкость в сантипаузах (СПЗ);

v - относительная вязкость в сантистоксах (ССТ).

Вязкость масел очень сильно изменяется с изменением температуры: с повышением температуры масло становится жидким и теряет смазывающие свойства, а с понижением - оно сильно густеет, создавая дополнительные сопротивления вращению и затрудняя пуск машин. Оптимальной можно считать температуру масла 50 - 70°С. При более высоких температу­рах масла должны содержать специальные присадки.

Все сорта масел нормализованы по ГОСТ, различаются по назначению.

К маслам универсального назначения относятся так называемые индустриальные масла разных марок,  например, индустриальное масло - 50 (вязкость 50 сст при 50°С).

Широкое распространение получили автотракторные масла: автолы, дизельные, нигролы, гипоидные. Первые два сорта масла - для смазки двигателей, вторые - для трансмиссий.

Авиамасла подобны автотракторным, но отличаются луч­шим качеством очистки.

Кроме того, широко применяются другие типы масел: турбинные, веретенные, сепараторные. Общее соображение по применению масел вытекает из гидродинамической теории смазки: чем выше скорости, тем меньше должна быть вязкость масла; при сверхвысоких скоростях даже воздух является смазкой и создает жидкостное трение.

Воду как смазочный материал применяют для подшипников с вкладышами из дерева, резины и пластмасс. Во избежание коррозии вал выполняют с покрытием или из нержавеющей стали.

Пластичные смазочные материалы (мази) изготовляют загущением жидких минеральных масел мылами жирных кислот или углеводородами. В зависимости от загустителя пластичные смазочные материалы делят на солидолы, консталины и др. Они хорошо заполняют зазоры, герметизируя узлы трения. Вязкость их мало меняется с изменением температуры. Применяют в подшипниках, работающих при ударных нагрузках и малых скоростях.

Антифрикционные материалы.

Это материалы и сплавы, обладающие низким коэффициентном трения в паре со стальным валом. К ним предъявляются, кроме того, следующие требования:

а) хорошая прирабатываемость;

б) способность удерживать масляную пленку, которая должна как бы прилипать к поверхности;

в) хороший отвод тепла;

г) достаточная механическая прочность.                

Всеми этими качествами не обладает ни один из антифрикционных материалов, например:

Баббиты - оловянистые сплавы - не обладают свойством (г), однако их наплавляют на стальной, бронзовый или чугунный вкладыш, что и решает вопрос прочности.

Бронзы оловянистые и свинцовистые слабо обладают свойством (а).

Сплавы на алюминиевой основе слабо обладают свойст­вом (г).

Антифрикционные чугуны вообще обладают недостаточными антифрикционными свойствами и могут применяться лишь при малых удельных давлениях и скоростях.

Неметаллические материалы (пластмассы) имеют довольно высокое значение коэффициента трения и не обладают свойством (в).

Твердые смазочные материалы — графит, дисульфид молибдена и др.— применяют в машинах, когда по условиям производства нельзя: или нецелесообразно применять масла или мази (ткацкие станки, пищевые машины и др.).

Газообразные смазочные материалы — воздух, пары углеводород и др.— применяют в малонагруженных подшипниках при очень высоких частотах вращения — до 250 тысяч оборотов в минуту (электро и пневмошпиндели, центрифуги).

 

Материалы подшипников скольжения

Подшипниковые материалы выбирают исходя  из условия работы со стальными цапфами валов.  Стоимость валов значительно выше стоимости подшипников и поэтому они должны изнашиваться меньше, чем вкладыши.

Подшипники работают тем надежнее, чем выше твердость валов. Для быстроходных валов шейки имеют твердость HRC 55…60 и изготавливаются из цементуемых сталей.

Комплексные требования к подшипниковым материалам:

антифрикционность (низкий коэффициент трения скольжения);

– износостойкость и усталостная прочность.

Эти требования обеспечиваются следующими основными свойствами подшипниковых материалов:

а) теплопроводность – создает интенсивный теплоотвод от поверхностей трения и малый коэффициент линейного расширения во избежание больших изменений зазоров.

б) прирабатываемость – обеспечивает уменьшение кромочных давлений, связанных с упругими деформациями и погрешностями  изготовления.

в) хорошая смачиваемость маслом и способность образовывать на поверхности стойкие и быстровосстанавливаемые  масляные пленки.

По химическому составу  антифрикционные материалы делятся  на три большие группы:

– металлические – бабиты, бронзы, сплавы на цинковой основе, на алюминиевой основе, антифрикционные чугуны;

– металлокерамические (железографитовые, получаемые методом порошковой металлургии);

– неметаллические – пластмассы, древесные пластики, резина.

В качестве материала, контактирующего с цапфой вала, в подшипниках скольжения применяются:

1. при спокойной нагрузке, удельном давлении до 20 МПа и малых скоростях скольжения до 5 м/с антифрикционные чугуны с повышенным содержанием свободного графита (табл. 1);

 

Таблица 1. Режимы работы подшипников из антифрикционных чугунов

Чугун
(марка)

НВ,
10 Н/мм2

Состояние
цапфы вала

Удельное
давление, p
не более, МПа

Скорость
скольжения, v
не более, м/с

pv,
не более,
МПа×м/с

АЧС-1

177-225

Термообработанная

8,8

2

1,8

АЧС-2

186-225

Термообработанная

5,9

3

4,4

АЧС-3

157-186

Сырая

5,9

3

4,4

АЧВ-1

206-255

Термообработанная

11,8

5

11,8

АЧВ-2

164-193

Сырая

--

--

--

АЧК-1

193-213

Термообработанная

11,8

5

11,8

АЧК-2

164-193

Сырая

--

--

--

ЧМ-1,3

183-257

Термообработанная

19,6

1

19,6

ЧМ-1,8

203-257

Термообработанная

0,5

25

12,5

 

2. бронзы оловянистые (БрОЦС5-5-5; БрОФ10-1 и др.), свинцовистые и оловянисто-свинцовистые (БрС-30; БрО5С25 и др.), безоловянистые (БрА9Ж3Л; БрА10Ж4Н4Л и др.) являются наиболее распространённым подшипниковым материалом при скоростях скольжения до 12 м/с и удельных давлениях до 25 МПа;

3. латуни (медноцинковые сплавы, например, ЛАЖМц52-5-2-1, ЛКС80-3-3 и др.) применяют для изготовления низкоскоростных подшипников при скоростях скольжения до 2 м/с и удельных давлениях до 12 МПа;

4. для изготовления высокоскоростных подшипников в условиях обильной смазки и хорошего теплоотвода при скоростях скольжения до 15 м/с и удельных давлениях до 12 МПа; применяют оловянные, свинцово-оловянные и свинцовые баббиты, например Б89 (89% олова, 9% сурьма, ост. медь), Б16 (16% олова, 16% сурьма, 1,8% медь, ост. свинец);

5. лёгкие сплавы на алюминиевой основе находят широкое применение, для изготовления поверхностей трения подшипников - для неответственных подшипников используют алюминиево-кремниевые сплавы (литейные АЛ3, АЛ4, АЛ5, деформируемые АК4, АК4-1), наиболее высокими антифрикционными качествами обладают алюминиево-оловянные композиты, получаемые спеканием порошковых материалов (например, АО20); по рабочим характеристикам эти материалы приближаются к баббитам при существенно меньшей цене и более высокой износостойкости;

6. неметаллические материалы (ДСП, текстолит, поликарбонаты, капрон, найлон, фторопласты, резины) применяют для изготовления подшипников, работающих при скоростях скольжения до 5 м/с и удельных давлениях до 10 МПа, некоторые из этих материалов (ДСП, резины) допускают использование воды в качестве смазки;

7. металлокерамика (бронзографит, железографит) получается спеканием порошков при высокой температуре и применяется при скоростях скольжения до 3 м/с, удельных давлениях до 6 МПа и недостатке смазки, металлокерамика отличается высокой пористостью (поры занимают до 40% объёма), вследствие чего способна впитывать большие количества масла, этого запаса масла хватает обычно на несколько месяцев работы подшипника без смазки.

Для работы с большинством перечисленных антифрикционных материалов цапфы вала необходимо подвергать термической или химикотермической обработке с целью получения высокой твёрдости рабочей поверхности > HRC 50, а в некоторых случаях (железистые бронзы высокой твёрдости, алюминиевые сплавы) > HRC 55. При этом точность изготовления диаметральных размеров для большинства подшипников лежит в пределах 6…7 квалитетов ЕСДП (единая система допусков и посадок), а шероховатость поверхности Ra – 2,5…0,25 мкм. Более высокая гладкость поверхности цапфы нежелательна вследствие слабого удержания на ней смазки.

 

Достоинства и недостатки подшипников скольжения

Достоинства подшипников скольжения:

- сохранение   работоспособности при  высоких угловых скоростях валов (газодинамические подшипники в турбореактивных двигателях  при n > 10 000 об/мин);

- при больших скоростях вращения - при необходимости точного центрирования осей;

- выдерживание больших радиальных нагрузок;

- возможность изготовления разъемной конструкции, что допускает их применение для коленчатых валов;

- небольшие габариты в радиальном направлении, что позволяет применять в машинах очень малых и очень больших габаритах;

- сохранение работоспособности в особых условиях (в химически аг­рессивных средах, воде, при значительном загрязнении);

- бесшумность работы и обеспечение виброустойчивости вала при работе подшипника в режиме жидкостного трения (масляный слой между поверхностями цапфы и вкладыша обладает способностью гасить колебания);

- теоретически бесконечный ресурс при жидкостном трении;

- способность демпфирования;

- простота изготовления и ремонта.

Недостатки подшипников скольжения:

- большое изнашивание вкладышей и цапф валов из-за трения (не относится к подшипникам, работающим в режиме жидкостного трения, КПД которых > 0,99);

- необходимость применения дорогостоящих цветных сплавов (бронза, баббит) для вкладышей;

- необходимость постоянного ухода и большой расход дорогих смазочных ма­териалов, необходимость его очистки и охлаждения;

- значительные потери на трение в период пуска и при несовершенной смазке;

- большой пусковой момент;

- высокая стоимость и малая технологичность;

- значительные габариты в осевом направлении (длина вкладышей мо­жет достигать 3d, где d диаметр цапфы вала);

- не обеспечена взаимозаменяемость подшипников при ремонте, так как большинство типов подшипников не стандартизовано.

Кроме того, следует иметь в виду, что массовое производство подшип­ников скольжения не организовано.

Подшипники скольжения следует применять там, где нельзя применить подшипники качения, а именно:

а) когда подшипник должен быть разъемным по оси (например, подшипники средних шеек коленчатого вала);

б) для очень больших нагрузок, когда подходящих стандартных подшипников качения подобрать нельзя;

в) для сверхбыстроходных валов, где центробежные силы инерции не допускают применения подшипников качения;

г) для работы в сильно загрязненной среде или воде.

 

Область применения подшипников скольжения

- Для валов с ударными и вибрационными нагрузками (двигатели внутреннего сгорания, молоты и др.).

- Для коленчатых валов, когда по условиям сборки необходимы разъемные подшипники.

- Для валов больших диаметров (диаметром более 1 м), для которых отсутствуют подшипники качения.

- Для высокоскоростных валов, когда подшипники качения непригодны вследствие малого ресурса (центрифуги и др.).

- При очень высоких требованиях к точности и равномерности вращения (шпиндели станков и др.).

- В дешевых тихоходных машинах, бытовой технике.

- При работе в воде и агрессивных средах, в которых подшипники качения непригодны;

- Опоры близко расположенных валов.

Распространенное мнение, что подшипники скольжения дешевле подшипников качения,  глубоко ошибочно.

 

Характерные дефекты и поломки подшипников скольжения

Характерные дефекты и поломки подшипников скольжения вызваны трением:

- температурные дефекты (заедание и выплавление вкладыша);

- абразивный износ;

- усталостные разрушения вследствие пульсации нагрузок.

При всём многообразии и сложности конструктивных вариантов подшипниковых узлов скольжения принцип их устройства состоит в том, что между корпусом и валом устанавливается тонкостенная втулка из  антифрикционного материала, как правило, бронзы или бронзовых сплавов, а для малонагруженных механизмов из пластмасс.

Большинство радиальных подшипников имеет цилиндрический вкладыш, который, однако, может воспринимать и осевые нагрузки за счёт галтелей на валу и закругления кромок вкладыша. Подшипники с коническим вкладышем применяются редко, их используют при небольших нагрузках, когда необходимо систематически устранять ("отслеживать") зазор от износа подшипника для сохранения точности механизма.

 

Критерии работоспособности и расчета подшипников скольжения

Основными критериями работоспособности и расчета подшипников являются:

а) Теплостойкость. Работа трения нагревает подшипник. С повышением температуры снижается вязкость смазки, толщина смазочного слоя и увеличивается вероятность заедания цапфы в подшипнике. Перегрев подшипника является основной причиной его разрушения. Поэтому основные характеристиками являются сопротивление абразивному изнашиванию, заеданию и схватыванию;

б) Износостойкость. Работа подшипника сопровождается износом вкладыша и цапфы, что нарушает правильную его работу. Интенсивность износа определяет долговечность подшипника.

в) Статическая и усталостная прочность. В случае действия больших кратковременных перегрузок ударного характера вкладыши подшипников могут хрупко разрушаться. Такому разрушению подвержены вкладыши из баббитов и пластмасс. Усталостное выкрашивание свойственно подшипникам с малым износом и наблюдается сравнительно редко.

Абразивное изнашивание вкладышей происходит вследствие попадания со смазочным материалом на трущиеся поверхности абразивных частиц (пыли, грязи) и неизбежного трения при пуске и останове. Если износ превышает норму, вкладыш заменяют.

Заедание происходит при перегреве подшипника. Вследствие трения нагреваются цапфа, вкладыш и масло. С повышением температуры понижается смазочная способность масла, которая связана с прочностью тонкой масляной пленки на поверхностях трения. При повышении температуры в рабочей зоне подшипника до некоторого критического значения эта пленка разрушается. Возникает трение без смазки  (металлический контакт), что влечет за собой дальнейшее повышение температуры и заедание (схватывание) поверхностей трения. Заедание приводит к выплавлению вкладыша. Подшипник выходит из строя.

Схватывание возникает при потере масляной пленки своей защитной способности из-за повышенных местных давлений и температур. Этому способствует повышение  кромочных давлений как следствие перекоса вала в подшипнике. Конечной стадией отказа подшипника является полное захватывание  цапфы в подшипнике в результате разогрева цапфы и выборке зазора  в подшипнике до нуля.

Усталостные разрушения фрикционного слоя  наблюдаются при значительной  пульсации нагрузки: в поршневых машинах, в машинах ударного и вибрационного действия. При  некачественной заливке вкладышей наблюдается отслаивание заливки.

Основным расчетом подшипников скольжения является расчет на жидкостное трение, который основывается на том, что масляный слой  должен воспринимать всю нагрузку, а его толщина должна быть больше сумм неровностей обработки цапфы и вкладыша. Составной частью расчета является тепловой расчет, т.к. недопустимое повышение температуры приводит к изменению свойств смазки и выплавлению заливки вкладышей.

Кроме того, применяются условные расчеты.

 

Условный расчет подшипников скольжения и подпятников

Подшипники скольжения чаще всего выходят из строя вследствие абразивного изнашивания или заедания. В машинах, где подшипники вос­принимают большие ударные и вибрационные нагрузки, возможно устало­стное разрушение рабочего слоя вкладышей.

Условный расчет подшипников скольжения проводят для подшипни­ков, работающих в условиях граничного трения (режим полужидкостной смазки), когда трущиеся поверхности гарантированно не разделены слоем смазочного материала, а на рабочей поверхности вкладыша имеется лишь тонкая масляная пленка, которая может разрушиться. Этот расчет проводят для обеспечения износо­стойкости и отсутствия заедания. К таким подшипникам относятся подшипники грубых тихоходных механизмов, машин с частыми пусками и остановками, неустановившимся режимом нагрузки, плохими условиями подвода смазки и т. д.

Для подшипников жидкостного тре­ния производят специальный расчет, основанный на гидродинамической теории смазывания.

Интенсивность изнашивания зависит от давления между цапфой и вкладышем, материалов, из которых они изготовлены, стойкости масляной пленки и долговечности сохранения смазывающих свойств масла.

Подшипники, работающие в условиях граничного трения, рассчитывают по условной методике. Во-первых, ограничивают среднее давление рс между цапфой и вкладышем, что обеспечивает ограничение износа и невыдавливание смазки между рабочими поверхностями вкладыша подшипника и цапфы. Во-вторых, по произведению рсv (v – окружная скорость вращения цапфы) пару «цапфа вкладыш» рассчитывают на нагрев с тем, чтобы обеспечить нормальный тепловой режим работы подшипника. Произведение рс∙v  характеризует удельную мощность трения, поэтому при превышении допускаемого значения  [рсv] температура локально повышается настолько, что происходит разрыв масляного слоя, и, как следствие, схватывание поверхностей цапфы и вкладыша.

Одна из основных условностей расчета состоит в том, что давление считают равномерно распределенным по поверхности контакта цапфы и вкладыша, как показано на рис.12.1. Установить истинный закон распределения давлений практически невозможно, так как он зависит от большого числа факторов, в частности, от жесткости цапфы и вкладыша, погрешностей монтажа, режима эксплуатации и т. д.

одшипник4_7

Рис.12.1

 

Расчет по среднему давлению рс гарантирует невыдавливаемость сма­зочного материала и представляет собой расчет на износостойкость, а расчет по pсv обеспечивает нормальный тепловой режим и отсутствие за­еданий.

Условие нормальной работоспособности подшипников скольжения и подпятников в условиях граничного трения:

pc[pc],                                                                           (1)

pcv[pcv],                                                                                       (2)

где рс — действительное среднее давление между цапфой и вкладышем (или пятой); v окружная скорость цапфы; [рс] — допускаемое давление и [pcv] — допускаемое значение критерия (можно выбирать по табл. 1.1).

Если при расчете условия не выполняются, то необходимо изменить материал или ширину вкладыша и повторить расчет.

Условный расчет для подшипников, работающих в условиях гранично­го трения, является основным, его выполняют в большинстве случаев как проверочный, а для подшипников жидкостного трения — как ориентиро­вочный.

 

Таблица 1.1. Допускаемые значения давления [рс] и критерия [pcv]

для подшипников скольжения и подпятников

Материал цапфы и вкладыша

[pc], МПа

[pcv]

Сталь по чугуну

2-4

1-3

Сталь по бронзе БрОбЦбСЗ

4-6

4-6

Сталь закаленная по бронзе БрА9Ж4

15-20

18-12

Сталь по антифрикционному чугуну АЧК-1, АЧК-2

при v = 0,2 м/с

9

1,8

То же, при и = 2 м/с

0,05

0,1

Сталь по антифрикционному чугуну АЧК-1, АЧК-2

при v = 1 м/с

12

12

То же, при v = 5 м/с

0,5

2,5

Сталь закаленная по баббиту

6-10

12-25

 

Среднее рабочее давление между цапфой и вкладышем (рис. 12.2) определяют по формуле

где Fr — радиальная нагрузка на подшипник; d — диаметр цапфы; l — дли­на цапфы; dl проекция опорной поверхности на диаметральную плос­кость.

Длину цапфы назначают в зависимости от диаметра вала l=𝜑d, где φ= 0,5…1,2 выбирают из опыта эксплуатации.

Рис. 12.2. Расчетная площадь смятия подшипника

 

Расчетная окружная скорость цапфы

где ω — угловая скорость цапфы; d — ее диаметр.

Среднее рабочее давление под пятой (рис. 7, б)

где Fa — осевая нагрузка; d и d0 — диаметры пяты;

К = 0,8...0,9 — коэффициент, учитывающий уменьшение опорной по­верхности из-за наличия смазочных канавок.

Расчетная окружная скорость вала

v=ω

где ω — заданная угловая скорость вала;

  - приведенный радиус;

d и d0 — диаметры пяты.

 

Тепловой расчет подшипников скольжения

Для современных быстроходных машин тепловой расчет подшипников имеет решающее значение. Расчет ведут на основе теплового баланса, т.е. приравнивание теплообразования в подшипнике к теплопередаче.

Теплообразование в подшипнике

Т.е. количество тепла, выделяющегося в подшипнике в единицу времени.

W=(W1+W2).

Теплоотдача происходит:

а) через корпус и вал;

б) через смазку, вытекающую из подшипника.

в) через корпус и вал.

W1=KTF(tM-t0),  ккал/ч,

где F – свободная площадь подшипника,  

KT – коэффициент теплоотдачи.

KT=6+10,

где V𝛽 – скорость омывания корпуса воздухом. Наименьшее значение V𝛽 = 1 м/с.

(tMt0) избыточная t° подшипника.

б) теплоотвод через смазку, вытекающую из подшипника

где Q – объем масла, прокачиваемого через подшипник, л/мин;

ν – плотность масла, равная 0,87-0,89;

C теплоемкость масла С = (0,4…0,5) ккал/кг

– температура масла на входе  и выходе в подшипник.

Уравнение баланса

W=(W1+W2).

Температура подшипника должна быть не выше 60…75 ℃.

Приведённый вид расчёта обычно используется при проектировании опор с необеспеченным жидкостным трением либо является предварительным при проектировании опор жидкостного гидродинамического трения, параметры которых уточняются в последующем в процессе гидродинамического расчёта подшипника скольжения.

 

Работа подшипников скольжения при жидкостном режиме смазки и понятие об их расчете

Без смазки между цапфой вала 1 (рис. 13, а) и вкладышем 2 имеет место металлический контакт, что при вращении вызывает большое повышение температуры и абразивный износ. Перегрев подшипника является основной причиной его разрушения, что связано с заеданием цапфы и выплавлением вкладыша. Для уменьшения трения и износа подшипники смазывают.

Виды трения скольжения:

Чистое трение. Может иметь место при полном отсутствии на трущихся поверхностях каких-либо примесей даже в виде адсорбированных молекул жидкостей или газов. Оно возможно только в вакууме после специальной подготовки поверхностей.

Сухое трение. Оно проявляется в том случае, если поверхности покрыты пленками окислов, адсорбированными молекулами жидкости или газов.

Граничное трение. Возникает при наличии между контактирующими поверхностями слоя смазки толщиной порядка 0,01 мкм и обладающей свойствами, отличными от её обычных объёмных свойств.

Смешанное трение. Существует в том случае, если на различных участках поверхности возникают различные виды трения. Это возможно, если h<Rz1+Rz2, где h – толщина слоя смазки , Rz1, Rz2 – высоты микронеровностей.

Жидкостное трение. Возникает между смазанными поверхностями, если h>Rz1+Rz2. Нагрузка передается между контактирующими телами только через слой смазки. В этом случае нет износа и ресурс практически неограничен.

 

Гидродинамический эффект

Основы гидродинамической теории смазки заложены русским ученым и инженером Николаем Павловичем Петровым в 1883 г. Основные математические решения получены позднее английским ученым Рейнольдсом.

При жидкостном трении взаимодействие между поверхностями трущихся тел уступает место взаимодействию между частицами смазки, то есть возникает внутреннее трение. Важнейшими характеристиками внутреннего трения являются липкость и вязкость.

Липкость – способность смазки образовывать граничные слои на поверхностях металлов.

Вязкость – свойство смазки сопротивляться сдвигающим силам. Она измеряется касательной силой, приходящейся на единицу площади одной из двух параллельных плоскостей, находящихся в смазке на единичном расстоянии друг от друга и двигающимися относительно друг друга с единичной скоростью.

Рассмотрим движение плоской пластины относительно неподвижной поверхности (рис.13.1). В случае ламинарного движения F=𝜏S, где S – площадь поверхности пластины; τ - касательное напряжение сдвига в слое смазки.

Ньютоном установлено, что

где μ - динамический коэффициент вязкости смазки, [Нс2] (является функцией температуры и давления), h – толщина слоя смазки.

C

Рис.13.1

 

Рассмотрим теперь движение наклонной пластины относительно неподвижной поверхности. При этом условимся, что смазка несжимаема и нет скольжения на границе жидкость –  твердое тело.

Рассмотрим распределение скоростей в трех сечениях a, b, c (рис 13.2). Скорости жидкости в сечениях a, b и c у поверхности А одинаковы и равны V. В сечении c по мере движения от поверхности А к поверхности В связь между слоями смазки (за счет сил вязкости) ослабевает и эпюра скорости носит вогнутый характер. В сечении b толщина слоя смазки сократилась, и чтобы через него прошло то же количество смазки, необходимо, чтобы возросла её скорость, так как смазка несжимаема. Эпюра скорости носит здесь линейный характер. В сечении а толщина слоя смазки ещё более сократилась и по той же причине эпюра скорости должна носить выпуклый характер.          

D

Рис.13.2

 

При затягивании смазки в клиновидный зазор в ней возникает гидродинамическое давление, распределение которого описывается уравнением Рейнольдса

где  h0 – толщина слоя смазки в месте, где dP/dx=0 .

Согласно этому уравнению эпюра давления имеет вид, показанный на рис.13.2. Это давление передается на ограничивающие смазочный слой твердые поверхности так, что одно из тел (тело А) как бы всплывает на смазочной пленке, чем полностью предотвращается непосредственное касание контактирующих тел.

 

Контактно – гидродинамическая  теория смазки

Теорию контактно – гидродинамической смазки можно кратко определить как науку об изучении условий, в которых упругая деформация контактирующих тел играет существенную роль в гидродинамическом процессе смазки. В машиностроении много механизмов, где нагрузки передаются через сосредоточенные линейные или точечные контакты. Типичными примерами последних являются зубчатые передачи и подшипники качения.

Классическая гидродинамическая теория не позволяет объяснить, почему в самых жестких по уровню напряжений условиях должна существовать смазка, почему она способна противостоять таким давлениям. Однако если допустить зависимость вязкости от давления и упругую деформацию контактирующих твердых тел, то можно показать, что существует удовлетворительная смазка в таких условиях.

Рассмотрим схематично упругий линейный контакт (см. рис 13.3).

E

Рис.13.3

 

Здесь мы наблюдаем возникновение клиновидного зазора. Течение смазки в таком зазоре описывается  уравнением Рейнольдса

В таком контакте возникают огромные давления и вязкость меняет свою величину по приближенному закону Баруса: μ=μ0en, где μ0 – динамический коэффициент при атмосферном давлении, n пьезокоэффициент вязкости смазки.

При действии гидродинамического давления происходит деформация поверхностей и меняется форма зазора между ними. Как известно, зазор между двумя круговыми цилиндрами до деформации на узком участке с большой точностью можно представить в виде квадратной параболы (рис.13.4)

Рис.13.4

 

Деформацию поверхности (прогиб) можно описать выражением

где А – коэффициент пропорциональности, Е – модуль упругости.

Форма зазора после деформации описывается уравнением

где  - приведенная кривизна контактирующих тел, x – координата точки, где определяется величина зазора.

Совместное решение уравнений (1) и (3) дает распределение толщины смазочного слоя и гидродинамического давления по площадке контакта, в виде представленном на рис 13.5.

J

Рис.13.5

 

Контактно-гидродинамическая теория смазки позволила объяснить наличие смазочной пленки достаточной толщины при значительных давлениях в условиях сосредоточенного линейного и точечного контактов. Она позволяет подбирать такие режимы трения, при которых возникает жидкостное трение.

 

Режимы работы подшипников скольжения

В момент пуска и при малой угловой скорости наблюдается режим граничной смазки, когда толщины масляной пленки не хватает для разделения поверхностей трения (рис. 14.1, а). Вращающийся вал, как насос, вовлекает масло в клиновой зазор между цапфой и вкладышем, который образуется за счет смещения центров  О1 и О2 на величину радиального зазора δ = О1О2 (рис. 14.1, а). Из  гидродинамической  теории  смазки  (Петров Н.П., 1883г.)  следует,  что  в сужающемся  клиновом   зазоре  между  сопряженными   поверхностями при движении возникает избыточное гидродинамическое давление р (рис. 14.1, б), под действием которого вал всплывает. По мере увеличения скорости толщина слоя масла в зазоре увеличивается, но отдельные микронеровности трущихся поверхностей задевают друг друга. Такую работу подшипника характеризует режим полужидкостной смазки.

а)                                               б)                                                   в)

Рис.14.1

 

При дальнейшем возрастании скорости ω и достижении ее критического ωкр значения возникает устойчивый слой масла толщиной hmin> Rz1 + Rz2, (где Rz – максимальные шероховатости трущихся поверхностей), который полностью разделяет цапфу и вкладыш (режим жидкостного трения) и воспринимает нагрузку Fr. Вал смещается в сторону вращения (точка O1′), образуя эксцентриситет e = О1′О2. При ω→∞, эксцентриситет e 0, но полного совпадения центров О1 и О2 быть не может, так как нарушится клиновая форма зазора, как одно из обязательных условий создания гидродинамического давления p.

Толщина h масляного слоя является функцией характеристики режима трения λ=μω/p, где ω = πn/30 – угловая скорость цапфы, с-1;  p = Fr /(dl) – условная нагрузка на подшипник, Па; μ – динамическая вязкость масла, Пас.

а)                                                       б)                                                       в)

Рис.14.2

 

На рис. 14.2, а показана зависимость коэффициента трения f от характеристики λ при различных режимах трения (кривая Герси-Штрибека).

На кривой различают зоны:

1. Граничное и полужидкостное трение (ω<ωкр).

2. Режим  жидкостного  трения  (ω≥ωкр);   f = 0,001…0,005.                      

3. Устойчивый режим жидкостного трения  (ω>ωкр); толщина h масляного слоя растет, но возрастает и коэффициент трения f за счет увеличения трения внутренних слоев вязкого масла (скорости v в слоях не равны – скольжение; рис. 14.2, б). В этом случае 𝜔 опережает рост толщины слоя h. Смазка в подшипник подводится  по ходу  вращения цапфы туда, где отсутствует давление р (зона 4 рис. 14.1, б). По длине l (рис. 14.1, в) масло распределяется с помощью смазочных канавок во вкладыше. По торцам подшипника имеется утечка масла, что снижает давление р на краях. Многие подшипники хорошо работают при смазке самотеком. Если самотека недостаточно, то масло подается под давлением насосом.

Жидкостное трение - это идеальный расчетный вид трения, на который должны быть ориентированы все подшипники при установившемся режиме работы.

Для правильной работы подшипников без  износа поверхности цапфы и втулки должны быть разделены слоем смазки достаточной толщины.

Обеспечение режима жидкостного трения является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания, значи­тельно уменьшаются потери энергии на преодоление вредных сопротивле­ний, цапфа и вкладыш практически не изнашиваются.

Итак,  условия  образования   режима   жидкостного  трения:

1. Наличие сужающегося клинового зазора (посадка с зазором).

2. Скорость ω вращения должна быть больше критической ωкр.

3. Масло определенной вязкости μ должно непрерывно заполнять подшипник.

Подшипники скольжения, в которых несущий масляный слой создается вращением вала со скоростью ω> ωкр, называют гидродинамическими. Их недостатками являются повышенный износ в режиме полужидкостного трения в периоды пуска и торможения (ω<ωкр,  pгд <p) и наличие эксцентриситета е, вызывающего погрешность центрирования вала в опоре. В гидростатических подшипниках (рис. 14.2, в) режим жидкостного  трения  создается  за счет  подвода  масла  под цапфу вала от насоса с давлением pгс > p в периоды до начала пуска и торможения. Вал  разгоняется или останавливается на масляной подушке. Давление pгс регулируется системой автоматики. Жидкостной режим не зависит от скорости ω.

Расчет подшипников жидкостного трения выполняют на основе уравнений гидродинамики вязкой жидкости, связывающих давление, скорость и сопротивление смазочного материала вязкому сдвигу.

Рассмотрим схему подшипника жидкостного трения. Вращающийся вал под действием внешней нагрузки Fr занимает в подшипнике эксцентричное положение, е - эксцентриситет. Масло увлекается в клиновидный зазор между валом и вкладышем и создает гидродинамическое давление, равнодействующая которого уравновешивает внешнюю нагрузку (рис. 14.3).

Рис.14.3

 

Решение уравнений гидродинамики позволило получить зависимость для радиальной нагрузки подшипника

где ω - угловая скорость цапфы;

𝜓=2𝛿/d – относительный зазор в подшипнике;

𝛿=(D-d)/2 – абсолютный зазор в подшипнике;

 - коэффициент нагруженности подшипника.

Минимальный зазор в подшипнике равен

hmin=d -e=d(1-c),                                       (5)

где χ=e/δ - относительный эксцентриситет.

Связь между CF и χ имеет вид параболы (рис. 14.4).

N

Рис.14.4

 

Для заданных условий работы из формулы (4) находим CF, а затем по графику (рис. 14.4) находим χ. Далее по формуле (5) находится hmin.

Условие безопасности работы

hmin > Rz1+Rz2,                                                 (6)

где Rz1и Rz2 – высоты микронеровностей цапфы и вкладыша.

Как правило, большинством из неизвестных параметров задаются, основываясь на рекомендациях, выработанных практикой, и затем проверяют запас надежности подшипника по режиму жидкостного трения.

Следует заметить, что подъемная сила, обеспечивающая состояние жидкостного трения, возрастает обратно пропорционально квадрату относительного зазора, который, в свою очередь, определяется чистотой обработки шейки вала и под­шипника. Поэтому для обеспечения надежной работы подшипников при жидкостном трении необходима приработка, то есть сглаживание гребешков на опорной поверхности вала и подшипника. Приработка новых и отремонтированных машин производится на режиме пониженной нагрузки. Во всех руководствах и инструкциях обязательно должен быть указан режим и время обкатки и приработки.

Толщина масляного слоя и зависит от угловой скорости и вязкости масла. Чем больше эти па­раметры, тем больше h. Но с увеличением радиальной нагрузки Fr на цап­фу 2 толщина масляного слоя h уменьшается. При установившемся режиме работы толщина h масляного слоя должна быть больше суммы микроне­ровностей цапфы Rzl и вкладыша Rz2, (рис.14.5) т.е. h>Rz1+Rz2. При соблюдении этого условия не происходит непосредственного касания и изнашивания трущихся поверхностей. Несущая способность масляного слоя очень высока, и он воспринимает передаваемую нагрузку. Сопротивление вращению подшипника в этом случае определяется только внутренним трением в смазочном материале, а коэффициент трения  f = 0,001... 0,005.

Рис. 14.5. Масляный слой при установившемся режиме работы

 

Иногда удобнее сравнивать расчётное и допускаемое произведение давления на скорость скольжения. Скорость скольжения легко рассчитать,  зная диаметр и частоту вращения вала.

где N – сила нормального давления вала на втулку (реакция опоры) (рис.15), l  - рабочая длина втулки подшипника, d – диаметр цапфы вала.

Произведение давления на скорость скольжения характеризует тепловыделение и износ подшипника. Наиболее опасным является момент пуска механизма, т.к. в покое вал опускается ("ложится") на вкладыш и при начале движения неизбежно сухое трение.

image014

Рис.15

 

Следует отметить, что в подшипнике с изменением частоты его вращения или нагрузки изменяются и режимы трения: полужидкостное трение становится жидкостным и наоборот.

Для подшипников с трением со смазочным материалом предвари­тельно производят условный расчет. При этом обычно диа­метр цапфы d, радиальная нагрузка Fr и угловая скорость ω должны быть известны. Для проверки выполнения условий жидкостного трения после выбора марки масла расчетным путем определяют радиальный зазор δ, тол­щину масляного слоя h и исследуют температурный режим подшипников. Гидродинамический расчет выполняют как проверочный.

Сухое трение применяется там, где трущиеся поверхности нельзя защитить от попадания грязи, пыли и абразива, (например, шарниры гусениц, оси подвесок гусеничных машин и проч.).

 

Проектировочный расчет подшипников скольжения жидкостной смазки

Заданными являются: нагрузка на  опору R, а частота вращения вала n об/с, диаметр вала d. Отношением l/d обычно задаются (в пределах 0,8-1,0, нормальная длина).

Задача сводится к нахождению относительного зазора ψ, обеспечивающего наиболее надежную работу подшипника. С этой целью определяют характеристику режима:

где η – динамическая вязкость масла, Пас;

nчастота вращения вала, об/с;

Рудельная нагрузка на материал вкладыша, Па (Р = R/l d).

Величину оптимального зазора ψ находят по специальным  графикам, или по формуле

где Δ – диаметральный зазор.

Валы  устанавливают в подшипниках по посадкам:

 – средний относительный зазор.

mпостоянная, зависящая от посадки

Посадка

с8

d8

e8

f7

m

23

17

12

7,5

Величина коэффициента трения при жидкостной смазке находится в пределах 0,001…0,005. При неблагоприятных  условиях (высокая вязкость масла, большие окружные скорости, малые зазоры) коэффициент трения возрастает до 0,01…0,03. У подшипников, работающих в условиях граничной  смазки коэффициент трения достигает значений 0,1…0,2.

 

Рекомендации по конструированию подшипников скольжения

1. Вкладыши выполняют без бортов, с одним и двумя бортами. Борта служат для восприятия осевых сил и фиксации вкладышей от осевого смещения.

2. Толщина стенки вкладыша δ зависит от диаметра d цапфы и материала. Для чугунных и бронзовых вкладышей δ=0,03d+1…4 мм. Размеры борта: b=1,25; h= 0,68.

3. Толщина слоя заливки баббита δ0 = 0,1...0,5 мм. С увеличением толщины слоя его прочность уменьшается.

4. Как отмечено выше l = (0,6.. .0,9)d, где l — длина вкладыша, а d — диаметр его отверстия. Чем больше длина вкладыша, тем опаснее перекос осей вала и вкладыша (возникновение кромочных давлений).

5. Вкладыши жестко закрепляют в корпусе для предохранения проворачивания и осевого смещения.

6. Регулирование зазора в разъемных подшипниках производят радиальным смещением вкладышей: подбором или подшлифовкой кладок, устанавливаемых в плоскости разъема корпуса; шабрением плоскостей стыка вкладыша или корпуса.

 

Подшипники качения. Общие сведения. Классификация и область применения

Подшипники качения, как и подшипники скольжения, предназначены для поддержания вращающихся осей и валов.

Подшипники качения – это опоры вращающихся или качающихся деталей, использующие элементы качения  (шарики или ролики) и работающие на основе  трения качения.

Электродвигатели, подъемно-транспортные и сельскохозяйственные машины, летательные аппараты, локомотивы, вагоны, металлорежущие станки, зубчатые редукторы и многие другие механизмы и машины в на­стоящее время немыслимы без подшипников качения. В настоящее время подшипники качения являются основным  видом опор  в машиностроении. Это самые массовые стандартизованные изделия в мире. Их изготовляют на специализированных подшипниковых заводах с наружным диаметром 1,0... 2600 мм и массой 0,5 г3500 кг. Самый большой подшипник качения имеет наружный диаметр – 14 м, внутренний – 12 м и массу – 130 тонн. Отечественная промышленность производит свыше 15 тыс. типоразмеров подшипников с внутренними посадочными диаметрами от 0,5 мм до 2 м и более общим количеством до миллиарда штук ежегодно.

Подшипник качения имеет, как правило, более сложную конструкцию в сравнении с подшипником скольжения и, в подавляющем большинстве случаев, является готовым (то есть изготовленным на специализированном предприятии) изделием, устанавливаемым в механизм или машину без какой-либо дополнительной доработки.

Подшипники качения состоят из двух колец — внутреннего 1 и наруж­ного 3, имеющих дорожки качения, тел качения 2 (шариков, роликов или иголок) и сепаратора 4, разделяющего тела качения (рис. 16, а). Однако при необходимости снижения радиальных габаритов подшипниковых узлов одно или оба кольца подшипников, а также сепаратор могут отсутствовать. В этом случае тела качения катятся непосредственно по канавкам (дорожкам качения) вала или корпуса. В зависимости от: формы тел качения различают подшипники шариковые (рис. 16, д, б, ж, и) и роликовые (рис. 16, в, г, е, з, к). Разновидностью роликовых подшипников являются игольчатые подшипники (рис. 16, д).

Основными элементами подшипников качения являются тела каче­ния — шарики или ролики, установленные между кольцами и удерживае­мые сепаратором на определенном расстоянии друг от друга.

Роликовые тела качения бывают короткие l/d = 1…1,25,  длинные l/d = 2…2,5, игольчатые l/d = 10…20.

Внутреннее кольцо устанавливают на валу (оси), а наружное - в корпусе. Таким образом, цапфа вала и корпус разделяются телами качения. Это позволяет заменить трение скольжения трением качения и существенно снизить коэффициент трения. Основные стандартные размеры подшипника: d и D -  внутренний и наружный диаметры; В - ширина колец.

Размеры подшипника - внутренний d и наружный D диаметры, ширина B (высота H) и радиусы r фасок колец - установлены ГОСТ 3478-79. Подшипники качения в диапазоне внутренних диаметров 3…10 мм стандартизованы через 1 мм, до 20 мм – через 2…3 мм, до 110 мм – через 5 мм.

Подшипниковые узлы, кроме подшипников качения, имеют корпус с крышками, устройства для крепления колец, защитные и смазочные устройства.

 

Материалы подшипников качения.

Материалы подшипников качения назначаются с учётом  высоких требований к твёрдости и износостойкости колец и тел качения. Здесь используются шарикоподшипниковые высокоуглеродистые хромистые стали ШХ15 и ШХ15СГ, а также цементируемые легированные стали 18ХГТ и 20Х2Н4А. Твёрдость колец и роликов обычно HRC 60...65, а у шариков немного больше – HRC 62... 66, поскольку площадка контактного давления у шарика меньше. Сепараторы изготавливают из мягких углеродистых сталей либо из антифрикционных бронз для высокоскоростных подшипников. Широко внедряются сепараторы из дюралюминия, металлокерамики, текстолита, пластмасс. Сепараторы высокоскоростных подшипников называют массивными и выполняют из текстолита, фторпласта, латуни, бронзы с предпочтительным центрированием их по наружному кольцу ПК.

В особых условиях хорошо зарекомендовали себя керамические подшипники  из нитрида кремния Si3N4 (E = 3,1105 МПа; ρ = 3,2 г/см3; Н =  80 HRC; t° до 1200°С;  αt в 4 раза меньше, чем у стали). Но материал очень хрупкий. Практика показала, что лучше иметь комбинированные ПК: стальные кольца и керамические тела качения.

Для обеспечения нормальной и долговечной работы подшипников ка­чения к качеству их изготовления и термической обработке тел качения и колец предъявляют высокие требования.

Подшипники качения в отличие от подшипников скольжения стан­дартизованы. Подшипники качения различных конструкций (диапазон на­ружных диаметров 1,0-2600 мм, масса 0,5-3,5 т, например, микроподшип­ники с шариками диаметром 0,35 мм и подшипники с шариками диаметром 203 мм) изготовляют на специализированных подшипниковых заводах.

 

Классификация подшипников качения.

Выпускаемые в СНГ подшипники качения классифицируют по направлению воспринимаемой нагрузки, в соответствии с ГОСТ3395-75 — радиальные, радиально-упорные, упор­но-радиальные и упорные.

Рис. 16. Подшипники качения: а, б, в, г, д, е — радиальные подшипники; ж, з — радиально-упорные подшипники;

и, купорные подшипники; 1 — внутреннее кольцо; 2 — тело ка­чения; 3 — наружное кольцо; 4— сепаратор

 

Радиальные подшипники (см. рис. 16, а-е) воспринимают (в основ­ном) радиальную нагрузку, т. е. нагрузку, направленную перпендикулярно к геометрической оси вала.

Упорные подшипники (см. рис. 16, и, к) воспринимают только осе­вую нагрузку.

Радиально-упорные (см. рис. 16, ж, з) и упорно-радиальные подшип­ники могут одновременно воспринимать как радиальную, так и осевую на­грузку. При этом упорно-радиальные подшипники предназначены для пре­обладающей осевой нагрузки.

В зависимости от соотношения радиальных габаритных размеров (рис.16.1) наружного и внутреннего диа­метров подшипники делят на серии (7 серии, при dconst, D var): сверхлегкую, особо легкую, легкую, среднюю, тяжелую, легкую широкую, среднюю широкую. Основное распространение имеют легкие и средние узкие серии.

rdm85r17t3

Рис. 16.1. Размерные серии подшипников качения: а- особо легкая; б –легкая;

в – легкая широкая; г- средняя; д – средняя широкая; е -тяжелая

 

по ширине (5 серии, при d и Dconst, B(T) – var): особоузкие, узкие, нормальные, широкие и особо широкие.

В зависимости от серии при одном и том же внутреннем диаметре кольца подшипника наружный диаметр кольца и его ширина изменяются.

Точность подшипников качения определяется:

а) точностью основных размеров;

б) точность вращения.

Точность основных размеров определяется отклонениями размеров внутреннего и наружного диаметров и ширины кольца. Отклонения размеров диаметров определяет характер посадки.

Точность вращения характеризуется радиальным и боковым биением дорожки качения. В РФ подшипники качения выпускаются следующих классов в порядке возрастания точности:

По классам точности подшипники различают следующим образом (по ГОСТ 520-89):

"0" – нормального класса (радиальное биение внутреннего кольца 20 мкм);

"6" – повышенной точности (радиальное биение внутреннего кольца 10 мкм);

"5" – высокой точности (радиальное биение внутреннего кольца 5 мкм);

"4" – особовысокой точности (радиальное биение внутреннего кольца 3 мкм);

"2" – сверхвысокой точности (радиальное биение внутреннего кольца 2,5 мкм);

8 и 7 – грубые ниже 0;

6Х – только для роликовых конических подшипников.

При выборе класса точности подшипника необходимо помнить о том, что "чем точнее, тем дороже". Для иллюстрации соотношения точности подшипников разных классов и их стоимости ниже приведены максимальные величины радиальных биений внутренних колец подшипников с посадочными диаметрами 50…80 мм и относительная стоимость подшипников.

 

Класс точности

0

6

5

4

2

Биение, мкм

20

10

5

4

2,5

Относительная стоимость

1

1,3

2

4

10

 

В связи с тем, что при повышении точности изготовления подшипников резко возрастает их стоимость, для большинства редукторов общего назначения применяют подшипники 0 класса точности.

Подшипники более высоких классов точности назначают для валов, требующих особой точности вращения (шпинделей металлорежущих станков, валов и осей приборов и т.п.), или при наличии жестких требований к уровню их шума.

По   форме  тел   качения   подшипники   делят   на   шариковые   (см. рис. 16, а, б, ж, и), с цилиндрическими роликами (см. рис. 16, в), с кониче­скими роликами (см. рис. 16, з, к), игольчатые (см. рис. 16, д), с витыми роликами (см. рис. 16, е), с бочкообразными роликами (сферическими) (см. рис.  16, г). Тела качения игольчатых подшипников тонкие ролики — иглы диаметром 1,6—5 мм. Длина игл в 5—10 раз больше их диаметра. Се­параторы в игольчатых подшипниках отсутствуют.

По числу рядов тел качения различают однорядные (см. рис. 16, а, в, д—к) (имеющие основное применение), двухрядные (см. рис. 16, б, г), четырехрядные, многорядные подшипники качения.

По конструктивным и эксплуатационным признакам подшипники делят на самоустанавливающиеся (тип  1000 – шариковые;  тип 3000 – роликовые) (см. рис. 16, б, г) ),  допускающие  перекос  валов  на опорах до 2-3°, и несамоустанавливающиеся (все шарико- и роликоподшипники, кроме сферических) (см. рис. 16, а, в, д—к).

По способу изготовления сепараторов различают подшипники со штампованными и литыми сепараторами.

По конструктивным особенностям (с контактным уплотнением, с защитной шайбой, с фланцем на наружном кольце и т.д.).

В зависимости от требований по уровню вибрации, шума и других дополнительных требований установлено три категории ПК: A (самая высокая), B и C. Также введены дополнительные ряды радиальных зазоров и ряды моментов трения.

 

Обозначение подшипников качения

Под типом подшипника понимают его конструктивную разновидность, определяемую по признакам классификации.

Каждый подшипник качения имеет условное клеймо, обозначающее тип, размер, класс точности, завод-изготовитель.

На неразъемные подшипники клеймо наносят на одно из колец, на разборные — на оба кольца, например, на радиальный подшипник с ко­роткими цилиндрическими роликами (см. рис. 16, в), где наружное коль­цо без бортов и свободно снимается, а внутреннее кольцо с бортами со­ставляет комплект с сепаратором и роликами.

На один и тот же диаметр шейки вала предусматривается несколько серий подшипников, которые отличаются размерами колец и тел качения и соответственно величиной воспринимаемых нагрузок.

В пределах каждой серии подшипники равных типов взаимозаменяемы в мировом масштабе. В стандартах   указываются: номер подшипника, размеры, вес, предельное число оборотов, статическая нагрузка и коэффициент работоспособности.

Подшипники имеют условные обозначения, составленные из цифр и букв (ГОСТ 3189-89). Условные обозначения разделяют на основное и дополнительное.

Основное условное обозначение подшипника характеризует его размер внутреннего диаметра, серию, тип и конструктивные разновидности. Очерёдность знаков в основном обозначении - справа налево.

Первая и вторая цифры справа условно обозначают его номинальный внутренний диаметр d (диаметр вала). Для определения истинного размера d (в миллиметрах) необходимо указанные две цифры умножить на пять. Например, подшипник ...04 имеет внутренний диаметр 045 = 20 мм. Это правило распространяется на подшипники с цифрами ...04 и выше, до ...99, т. е. для подшипников с внутренним посадочным диаметром 20d<500 мм. Подшипники с цифрами... 00 имеют d- 10 мм; ...01 d= 12 мм; ...02 d= 15 мм; ...03 d= 17 мм.

Третья цифра справа обозначает серию подшипника, определяя его на­ружный диаметр D: сверхлегкая (цифры обозначения 8; 9), особолегкая (1; 7), легкая (2 или 5), средняя (3 или 6) и тяжелая (4), а по ширине B - особоузкая (8), узкая (0; 7), нормальная (1), широкая (2), особоширокая (3; 4; 5; 6). На практике наибольшее распространение имеют подшипники легкой и средней серий. На рис. 16.2 приведены сравнительные параметры подшипников некоторых типов и серий для номинального внутреннего диаметра d = 80 мм.

Рис.16.2. Сравнительные параметры подшипников различных типов и серий при внутреннем диаметре  d=80 мм:

1–масса  m; 2–динамическая грузоподъемность  Сr;3–предельная частота вращения  n

 

Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника. Если эта цифра 0, то это означает, что подшипник радиальный шариковый одно­рядный; шариковый однорядный (если левее 0 нет цифр, то 0 не указыва­ют); 0 – радиальный шариковый; 1 — радиальный шариковый двухрядный сферический; 2 — радиаль­ный с короткими цилиндрическими роликами; 3 — радиальный роликовый двухрядный сферический; 4 — игольчатый или роликовый с длинными ци­линдрическими роликами; 5 — радиальный с витыми роликами; 6 — радиально-упорный шариковый; 7 — роликовый конический (радиально-упорный); 8 — упорный шариковый; 9 — упорный роликовый.

Так, например, подшипник 7208 является роликовым коническим.

Пятая и шестая цифры справа характеризуют конструктивные особен­ности подшипника,  так называемое «исполнение» подшипника, не влияющие на основные характеристики (ГОСТ 3395-89) (неразборный, с защитной шайбой, с закрепительной втулкой, величину угла контакта α, наличие стопорной канавки на наружном кольце, наличие уплотнений с заложенной смазкой, наличие канавки на наружном кольце шарикоподшипника, предназначенной для стопорного пружинного кольца, на наличие встроенных уп­лотнений и т.п.).

Например:

50312 — радиальный однорядный шарикоподшипник средней серии со стопорной канавкой на наружном кольце;

150312 — тот же подшипник с защитной шайбой;

36312 — радиально-упорный шариковый однорядный подшипник сред­ней серии, неразборный.

60 205 – подшипник шариковый (0 – четвертая цифра) радиальный однорядный с одной защитной  шайбой (6) – пятая цифра. Внутренний диаметр d = 05×5 = 25 мм. Цифры 6, 5, 4, 2, которые ставятся перед обозначением через тире (5-60205) обозначающий класс точности. Нормальный класс точности обозначается цифрой «0», которая не указывается.

Седьмая цифра справа характеризует серию подшипника по ширине.

ГОСТом установлены следующие классы точности подшипников каче­ния: 0 — нормальный класс (как правило, 0 в обозначении не указывают); 6 — повышенный; 5 — высокий, 4 — особо высокий, 2 — сверхвысокий. Цифру, обозначающую класс точности, ставят слева от условного обозна­чения подшипника и отделяют от него знаком тире; например, 206 означа­ет шариковый радиальный подшипник легкой серии с номинальным диа­метром 30 мм, класса точности 0.

Кроме цифр основного обозначения слева и справа от него могут дополнительные буквенные или цифровые знаки, характеризующие специальные условия изготовления данного подшипника.

Дополнительное условное обозначение проставляют слева и справа от основного условного обозначения. Так, класс точности маркируют цифрой слева через тире от основного обозначения. В порядке повышения точности классы точности обозначают: 0, 6, 5, 4, 2. Класс точности, обозначаемой цифрой 0 и соответствующей нормальной точности, не проставляют, так как это позволяет сократить обозначения для часто употребляемых подшипников. В общим машиностроение применяют подшипники классов 0  и 6. В изделиях высокой точности или работающей высокой частотой вращения (шпиндельные узлы скоростных станков, высокооборотный электродвигатели и др.) применяют подшипники класса 5 и 4. подшипники класса точности 2 используют в гироскопических приборах. Помимо приведенных выше имеются и дополнительные (более высокие и более низкие) классы точности.

Так, например, подшипник 7208 — класса точности 0.

Диаметральный зазор подшипника обозначают номером ряда и указывают перед классом точности подшипника.

Дополнительное обозначение справа от основного характеризует повышенную грузоподъёмность, изменения металла колец и сепаратора, температуру отпуска деталей, марку смазки в подшипниках закрытого типа и другие специальные технические требования (ГОСТ 590-89) и помещают (слитно с основной частью) буквенно-цифровую маркировку. Например, у подшипников закрытого типа, заполненных смазочным материалом, отличным от ЦИАТИМ-201, справа помещают следующее дополнительное обозначение: С2 – если применяется ЦИАТИМ-221; С5 – ЦИАТИМ 202; С17 – Литол-24.

Более подробно расшифровка символов маркировки подшипников приводится, например, в каталоге подшипников НИИАВТОПРОМа.

Пример обозначения: 3-5-180109-С17 – подшипник шариковый радиальный однорядный с d = 45 мм, где 09 - внутренний диаметр; 1 - серия диаметра D;  0 - тип подшипника; 18 - конструктивная разновидность; 3 - номер ряда диаметрального (радиального) зазора; 5 - класс точности; С17 - пластичный смазочный материал ЛИТОЛ-24.

В зависимости от наличия дополнительных требований к уровню вибраций, отклонениям формы и расположения поверхностей качения, моменту трения и др. установлены три категории подшипников: А — повышенные регламентированные нормы; В — регламентированные нормы; С — без дополнительных требований.

Возможные знаки справа от основного обозначения:

все или часть деталей из коррозионно-стойкой стали — Ю;

детали подшипников из теплостойких сталей — Р;

сепаратор из черных металлов — Г;

сепаратор из пластических материалов — Е;

специальные требования к подшипнику по шуму — Ш;

подшипник закрытого типа при заполнении сма­зочным материалом ЦИАТИМ-221 – С1.

температура отпуска колец – Т (при t=200°С); Т1 (при t=255°С) и т.д.

Примеры обозначений подшипников:

305 – подшипник с внутренним посадочным диаметром d=25 мм, средней серии, радиальный шариковый однорядный, без конструктивных особенностей, нулевого класса точности, с диаметральным зазором по основному ряду, из обычных подшипниковых сталей, без специальных требований;

311 — подшипник шариковый радиальный однорядный, средней серии диаметров 3, серии ширин 0, с внутренним диаметром d = 55 мм, основной конструкции (см. рис. 14.5, а), класса точности 0;

67210 – подшипник с внутренним посадочным диаметром d=50 мм, легкой серии, радиально-упорный роликовый однорядный с наружным кольцом, имеющим упорный борт, нулевого класса точности, с диаметральным зазором по основному ряду, из обычных подшипниковых сталей, без специальных требований;

6-206 — подшипник шариковый радиальный однорядный, внут­ренний диаметр d = 30 мм (06 х 5): легкой серии: класс точ­ности — 6:

2311 — подшипник роликовый радиальный с короткими ци­линдрическими роликами: внутренний диаметр d = 55 мм (11 х 5); средней узкой серии; класс точности — 0.

6-36209 — подшипник шариковый радиально-упорный однорядный, легкой серии диаметров 2, серии ширин 0, с внутренним диаметром d = 45 мм, с углом контакта а = 12°, класса точности 6;

4-12210 — подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами, легкой серии диаметров 2, серии ширин 0, с внутренним диаметром d = 50 мм, с одним бортом на наружном кольце (см. рис. 14.9, б), класса точности 4;

4-3003124Р — подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный особолегкой серии диаметров 1, серии ширин 3, с внутренним диаметром d=120 мм, основной конструкции (см. рис. 14.8), класса точности 4, детали подшипника изготовлены из теплостойких сталей;

3-0-180209С17 – подшипник с внутренним посадочным диаметром d=45 мм, легкой серии, радиальный шариковый однорядный, со встроенными двухсторонними уплотнениями, заполненный смазочным материалом Литол-24, из обычных подшипниковых сталей, без специальных требований, нулевого класса точности, с диаметральным зазором по 3-у дополнительному ряду.

6-7310А: радиально-упорный роликовый конический (7) повышенной грузоподъемности (А) средней узкой серии (3) диаметром d = 50мм (10) 6-го класса точности;

А75-180208С17Ш2: радиальный шариковый (0) однорядный с двусторонним уплотнением (18) и постоянной смазкой “Литол-24” (С17) со специальными требованиями по шуму (Ш2) легкой узкой серии (2) диаметром d = 40 мм (08), 5-го класса точности категории А с радиальным зазором по 7-му ряду.

 

Характеристики подшипников качения

Наибольшее распространение получили шариковые радиальные одноряд­ные подшипники (см. рис. 16, а). Шариковый однорядный радиальный (тип 0000) является базовым для сравнения с ним других типов; это наиболее быстроходный и дешевый подшипник, но с меньшей грузоподъемностью. Эти подшипники допускают сравнительно большую угловую скорость, особенно с сепараторами из цветных металлов или из пластмасс, допускают небольшие перекосы вала (от 15' до 30') и могут воспринимать незначительные осевые нагрузки. Допустимая осевая нагрузка для радиальных несамоустанавливающихся подшипников не должна превы­шать 70% от неиспользованной радиальной грузоподъемности подшипника. По сравнению с под­шипниками других типов имеют минимальные потери на тре­ние; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Радиальные однорядные шарикоподшипники с двумя защит­ными шайбами заполняются на заводе-изготовителе пластичным смазочным материалом и в допол­нительном смазывании не нуждаются.

Роликовые радиальные подшипники с короткими роликами (см. рис. 16, в) (типы  2000,  32000, 52000 – без бортов на том или ином кольце) по сравнению с аналогичными по габаритным размерам шари­коподшипниками обладают увеличенной грузоподъемностью, хорошо вы­держивают ударные нагрузки. Однако они совершенно не воспринимают осевых нагрузок и не допускают перекоса вала (ролики начинают работать кромками, и подшипники быстро выходят из строя). Нагрузочная способность таких подшипников по сравнению с однорядными шариковыми больше примерно в 1,5 раза, а долговечность в 3,5 раза. Конструктивные разновидности этих подшипников зависят от наличия и расположения бортов на наружных и внутрен­них кольцах. Подшипники без бортов на наружном или внутрен­них кольцах дают возможность валу перемешаться относитель­но корпуса в осевом направлении (также подшипники широко используются как плавающие опоры).

Роликовые радиальные подшипники с витыми роликами (см. рис. 16, е) применяют при радиальных нагрузках ударного действия; удары смягчают­ся податливостью витых роликов. Эти подшипники менее требовательны к точности сборки и к защите от загрязнений, имеют незначительные ради­альные габаритные размеры.

Игольчатые подшипники (см. рис. 16, д) (тип 4000) отличаются малыми радиаль­ными габаритными размерами, находят применение в тихоходных (до 5 м/с) и тяжелонагруженных узлах, так как выдерживают большие ради­альные нагрузки. В настоящее время их широко используют для замены подшипников скольжения. Эти подшипники воспринимают только радиальные нагрузки и не допускают перекоса валов. Для максимального уменьшения размеров применяют подшипники в виде комплекта игл, не­посредственно опирающихся на вал, с одним наружным кольцом.

Самоустанавливающиеся радиальные двухрядные сферические шариковые (рис. 16, б) и роликовые (см. рис. 16, г) подшипники применяют в тех слу­чаях, когда перекос колец подшипников может составлять до 2—3°. Эти под­шипники допускают незначительную осевую нагрузку (порядка 20% от не­использованной радиальной) и осевую фиксацию вала. Подшипники имеют высокие эксплуатационные показатели, но они дороже, чем однорядные.

Конические роликоподшипники (см. рис. 16, з) находят примене­ние в узлах, где действуют одновременно радиальные и односторонние осевые нагрузки. Эти подшипники могут воспринимать также и ударные нагрузки. Радиальная грузоподъемность их в среднем почти в 2 раза выше, чем у радиальных однорядных шарикоподшипников. При чисто радиальной нагрузке в подшипнике возникает осевая состав­ляющая, которую компенсируют осевой нагрузкой противо­положного направления: поэтому для фиксации вала в обе стороны подшипники устанавливают попарно. Подшипники допускают регулирование осевой игры и радиального зазора; перекос вала относительно оси конуса недопустим. Их рекомендуется ус­танавливать при средних и низких угловых скоростях вала (до 15 м/с).

Аналогичное использование имеют радиально-упорные шарикоподшипники (см. рис. 16, ж), применяемые при средних и высоких угловых скоростях. Радиальная грузоподъемность у этих подшипников на 30—40% больше, чем у радиальных однорядных. Их выполняют разъемными со съемным на­ружным кольцом и неразъемными.

Шариковые и роликовые упорные подшипники (см. рис. 16, и. к) предназначены для восприятия односторонних осевых нагрузок. Применя­ются при сравнительно невысоких угловых скоростях, главным образом на вертикальных валах. Упорные подшипники радиальную нагрузку не вос­принимают. При необходимости установки упорных подшипников в узлах, где действуют не только осевые, но и радиальные нагрузки, следует допол­нительно устанавливать радиальные подшипники. Подшипники очень чувствительны к несоосности и перекосам осей; их не следует устанавливать в опорах горизонтальных валов, имеющих высокие частоты вращения, так как под действием центробежных сил шарики могут выйти из беговых доро­жек, при этом возрастает сила трения, увеличивается нагрев.

В некоторых конструкциях, где приходится бороться за уменьшение радиальных габаритов, применяются т.н. "бескольцевые" подшипники, когда тела качения установлены непосредственно между валом и корпусом. Однако нетрудно догадаться, что такие конструкции требуют сложной, индивидуальной, а, следовательно, и дорогой сборки-разборки.

 

Достоинства и недостатки подшипников качения

Достоинства подшипников качения:

- низкое трение, низкий нагрев;

- значительно (5…10 раз) меньшие пусковые моменты;

- высокий КПД (до 0,995);

- экономия смазки;

- высокий уровень стандартизации;

- небольшие габариты в осевом направлении;

- невысокая стоимость вследствие массового производства;

- менее жесткие требования к материалу, термообработке и качеству поверхностей валов и посадочных отверстий корпусов, а также по уходу за подшипниковыми узлами в процессе эксплуатации машин;

- высокая степень взаимозаменяемости;

- экономия дорогих антифрикционных материалов и цветных металлов.

Недостатки подшипников качения:

- высокие контактные напряжения, и поэтому ограниченный срок службы;

- большие радиальные габариты и вес;

- высокие требования к оптимизации выбора типоразмера;

- малая надежность в высокоскоростных приводах;

- большая чувствительность  к ударным нагрузкам вследствие большой жесткости конструкции;

- повышенный шум при больших оборотах;

- ненадежность при работе в агрессивных средах (например, в воде);

- слабая виброзащита, более того, подшипники сами являются генераторами вибрации за счёт даже очень малой неизбежной разноразмерности тел качения;

- ограничение срока службы, особенно  при больших скоростях и нагрузках. Это вызвано возникновением высоких контактных напряжений, вызывающих усталостное выкрашивание колец и тел качения;

- большое рассеивание сроков службы в каждой партии подшипников  при одинаковых нагрузках и скоростях;

- нерентабельность мелкосерийного и штучного производства;

- высокая жесткость, то есть неспособность воспринимать ударные нагрузки;

- меньшая способность гасить колебания.

Стоимость подшипников зависит не только от их класса точности, но и от массовости их выпуска, размеров, сложности конструкции, типа сепаратора. Например, по сравнению со стоимостью радиальных однорядных шарикоподшипников:

- сферические шарикоподшипники с таким же внутренним посадочным диаметром имеют примерно ту же стоимость;

- сферические роликоподшипники – дороже более чем в 2 раза;

- упорные шарикоподшипники – на 12…15% дешевле;

- шариковые с латунным сепаратором в 2…2,5 раза дороже (из-за стоимости сепаратора и ограниченного выпуска);

- радиально-упорные роликовые – на 35…70% дороже;

- радиальные подшипники с цилиндрическими роликами и стальными сепараторами – в 1,2…1,6 раза дороже (в связи с малым выпуском).

Однако необходимо заметить, что габариты подшипников (следовательно, и стоимость) в значительной степени зависят от их динамической грузоподъемности (рис. 16.3).

К399

Рис. 16.3. Сравнительная оценка габаритов подшипников различных типов с одинаковой грузоподъемностью

 

Поэтому соотношения стоимости подшипников, отнесенные к их динамической грузоподъемности, будут совсем иные. В этом случае самыми дешевыми оказываются радиально-упорные роликовые подшипники, а наиболее дорогими – радиально-упорные шариковые.

Общие тенденции развития конструкций подшипниковых узлов следующие:

- Для слабонагруженных подшипниковых узлов применяют радиаль­ные однорядные шариковые подшипники (как наиболее дешевые).

- Расширяется применение радиально-упорных подшипников в узлах с осевыми нагрузками.

- Расширяется применение роликовых подшипников, что связано, в свою очередь, с тенденцией повышения жесткости машин.

- Расширяется применение подшипников качения в специальных об­ластях благодаря выпуску антимагнитных, коррозионностойких, жаростой­ких, малошумных и других специальных подшипников.

- Расширение области применения роликовых подшипников, что связано с общим повышением точности изготовления и жесткости элементов машин;

- Расширение применения радиально-упорных подшипников, что обусловлено повышением быстроходности валов машин и неудовлетворительной работой шариковых и роликовых подпятников при больших скоростях вращения;

- Расширение применения подшипников качения в специфических условиях эксплуатации благодаря выпуску антимагнитных, антикоррозийных, термостойких, малошумных и других видов подшипников;

- Облегчение эксплуатации и встраиваемости подшипников в узлах машин применением подшипников герметизированных, самосмазывающихся, с упорными бортами и др.

- Изготовление подшипниковой промышленностью целых подшипниковых узлов.

 

Сравнительная характеристика подшипников качения и скольжения

При проектировании узла вал—подшипник перед конструктором стоит задача выбора типа опоры скольжения или качения. При возможности обеспечения жидкостного режима смазывания в узле можно рекомендовать опоры с подшипниками скольжения, имеющими следующие преимущества по сравнению с подшипниками качения: простота конструкции и компо­новки;   незначительные  габаритные  размеры;   способность  выдерживать большие радиальные и ударные нагрузки; возможность ремонта и низкая стоимость подшипника скольжения, особенно при больших диаметрах; значительно меньшие потери на трение в пусковые моменты; большая надежность против заедания и пожарная безопасность; возможность безаварийной работы при кратковременных перебоях с подачей смазки. Увеличение угловой скорости вала, имеющего подшипники качения, резко снижает их долговечность. Вследствие малой площади поверхности рабо­чих элементов подшипников качения эти опоры называются более жестки­ми, что является одной из причин шума, а иногда и вибрации узла, осо­бенно при больших угловых скоростях.

Кольца подшипников качения цельные (неразъемные). Это делает их непри­годными в некоторых случаях, например, для установки на коленчатые валы.

Заменить подшипники скольжения 1, 2 (рис. 17) на подшипники качения нельзя. Кольца подшипников качения — цельные (неразъемные). Это делает их непригодными для монтажа в некоторых случаях, например, на шатунных и коренных (промежуточных) шейках неразборных коленчатых валов и др

Рис.  17. Установка подшипни­ков на коленчатом валу

 

Замена подшипника скольжения 3 на игольчатый подшипник принципиально воз­можна. Игольчатый подшипник имеет мень­ший наружный диаметр, чем шариковые и роликовые подшипники, и выдерживает большие ударные нагрузки. При установке пальца шатуна 4 с высокой поверхностной прочностью можно использо­вать игольчатый подшипник без внутренней обоймы. Это позволит умень­шить габаритные размеры подшипникового узла.

По сравнению с подшипниками качения подшипники скольжения тре­буют повышенного расхода смазочного материала, который должен посту­пать непрерывно, так как иначе происходит быстрый нагрев и заклинива­ние подшипникового узла.

Подшипники качения по сравнению с подшипниками скольжения требуют, как правило, меньшего расхода энергии, удобнее в эксплуатации, не требуют постоянного ухода (смазывание их производится периодиче­ски), имеют незначительный рабочий радиальный зазор, большая несущая способность на единицу ширины подшипника; значительно меньший расход цветных материалов; более высокая точность и меньшая стоимость вследствие стандартизации и централизованного массового производства; большая надежность против заедания и пожарная безопасность (устранение горения букс вагонов при переходе на  роликоподшипники).

Вследствие незна­чительной ширины колец подшипников качения достигается компактность узла, что важно при стесненных габаритных размерах в осевом направле­нии. По этим и многим другим причинам подшипники качения имеют са­мое широкое применение в современном машиностроении, и в большин­стве случаев они вытеснили подшипники скольжения.

 

Виды разрушения подшипников качения и критерии работоспособности

Главная особенность динамики подшипника – знакопеременные нагрузки.

Основные причины потери работоспособности подшипников качения следующие:

1) Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей тел качения и дорожек качения колец в виде раковин или отслаивания (шелушения) вследствие циклического контактного нагружения. Циклическое перекатывание тел качения может привести к появлению усталостной микротрещины. Постоянно прокатывающиеся тела качения вдавливают в эту микротрещину смазку. Пульсирующее давление смазки расширяет и расшатывает микротрещину, приводя к усталостному выкрашиванию и, в конце концов, к поломке кольца. Чаще всего ломается внутреннее кольцо, т.к. оно меньше наружного и там, следовательно,  выше удельные нагрузки. Усталостное выкрашивание является основным видом разрушения подшипников при хорошем смазывании и защите от попадания абразивных частиц. Обычно наблюдается после длительной работы и сопровождается повышенным шумом и вибрациями.

2) Смятие рабочих поверхностей дорожек и тел качения (образование лунок и вмятин) вследствие местных пластических деформаций под действием ударных или больших статических нагрузок.

3) Задиры рабочих поверхностей качения при недостаточном смазывании или слишком малых зазорах из-за неправильного монтажа.

4) Абразивное изнашивание вследствие плохой защиты подшипника от попадания абразивных частиц (строительные, дорожные, сельскохозяйственные машины, ткацкие станки). Совершенствованием конструкций уплотнений подшипниковых узлов можно уменьшить износ рабочих поверхностей подшипника.

5) Разрушение сепараторов от действия центробежных сил и воздействия на сепаратор разноразмерных тел качения. Этот вид разрушение является основной причиной потери работоспособности быстроходных подшипников.

6) Разрушение колец и тел качения из-за перекосов колец при монтаже или действия больших динамических нагрузок (скалывание бортов, раскалывание колец и др.).

Внешними признаками потери работоспособности подшипниками качения являются повышенный шум при работе механизма, перегрев подшипникового узла (увеличение потерь мощности в подшипниковом узле), излишние люфты, то есть потеря точности вращения валов. Внешними признаками усталостного выкрашивания являются появление зеркальных частичек в смазочной жидкости, повышенная шумность в процессе работы механизма, чрезмерная вибрация валов при вращении.

Критерии работоспособности. Основными критериями работоспособности подшипников качения являются долговечность по усталостному выкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям.

Расчет на долговечность выполняют для подшипников, вращающихся с частотой вращения n > 10 мин-1. Невращающиеся подшипники или медленно вращающиеся (с частотой вращения n < 10 мин-1) рассчитывают на статическую грузоподъемность.

 

Контактные напряжения в деталях подшипников качения

Из формулы Герца - Беляева следует


        Значит, точка a (рис. 17.1) внутреннего кольца будет нагружена больше, чем точка b наружного кольца, так как в точке а шарик соприкасается с выпуклой, а в точке b с вогнутой поверхностью.

E

Рис.17.1

 

Рассмотрим изменение циклов напряжений на внешнем и внутреннем кольцах без учета сил инерции (рис. 17.2). Вращается внутреннее кольцо. Наиболее нагруженные точки находятся в плоскости нагружения, то есть в точках а и b. Точка b получает нагружение только при прохождении над ней шарика. Точка а получает нагружение только при нахождении в нагруженной зоне. В этих условиях равное число циклов нагружения вызовет усталостное разрушение, прежде всего в точке а (где выше напряжения). Для того чтобы уровнять условия работы колец, необходимо уменьшить число циклов нагружения в точке а по сравнению с точкой b. Такое уменьшение достигается при вращении внутреннего кольца, так как на половине оборота точка а разгружается совершенно, а в большей части другой половины нагружена не полностью.

G

Рис.17.2

 

Распределение нагрузки между телами качения

Принимаем следующие допущения:

1) радиальный зазор отсутствует;

2) кольца не деформируются.

3) контактные деформации описываются уравнениями Герца-Беляева.

По условию равновесия подшипника (рис. 17.3)

где Fr– радиальное усилие;

γ=360°/z - угол между телами качения; z – число тел качения.

C

Рис.17.3

 

 

В уравнение (6.2) входят только те члены, для которых угол n𝛾 меньше 900, так как верхняя половина подшипника не нагружена.

Под действием нагрузки Fr произойдет смещение внутреннего кольца подшипника на величину δ0. При этом сдеформируются тела качения, причем величина деформации будет зависеть от положения шарика в нагруженной зоне (рис.17.4). Здесь δ0 – смещение в вертикальной плоскости, тогда

……………

D

Рис.17.4

 

С другой стороны по Герцу-Беляеву δ=cF 2/3, где c const, (рис.17.5) тогда

δ0=cF02/3

δ1=cF12/3

δ2=cF22/3                                                 (6.4)

………….

δn=cFn2/3

image159

Рис. 17.5

 

Решая совместно системы (6.3) и (6.4), получаем cFn2/3=δ0cos(nγ), но δ0=cF02/3, тогда

cFn2/3= cF02/3cos(nγ),

или

Fn= F0cos3/2(nγ).                                   (6.5)

Подставляем выражение (6.5) в уравнение (6.2) и получаем

В практических расчетах принимают

 - для шариковых;

  - для роликовых подшипников.

 - для радиальных сферических двухрядных шарико- и роликоподшипников;

 - для роликоподшипников радиальных с короткими цилиндрическими роликами и конических;

 - для беззазорных радиально-упорных шарикоподшипников при номинальном угле контакта α.

Равномерное нагружение возможно лишь при симметричной (безмоментной) чисто осевой нагрузке Fa в упорном подшипнике:  

где коэффициент 0,8 учитывает возможные перекосы и неравномерность нагружения,  z – число тел качения.

При комбинированном действии нагрузок Fr и Fa в условиях статического приложения для однорядных радиальных, радиально-упорных шариковых и конических подшипников осевая нагрузка Fa не влияет на нагрузку на одно тело качения до тех пор, пока Fa/Fr не превысит некоторой принятой величины е, составляющей порядка 1/3.

В итоге получаем распределение нагрузки по телам качения. Распределение нагрузки в значительной степени зависит от величины зазора в подшипнике и от точности геометрической формы его деталей (рис.17.6). Поэтому к точности изготовления подшипника качения предъявляют весьма высокие требования.

B

Рис.17.6

 

Из вышеприведенных соображений можно сделать выводы:

1. Нагрузку воспринимают только нижние тела качения, a верхние и боковые - не воспринимают.

2. Наибольшая нагрузка приходится на центральный шарик или ролик; решение задачи показывает, что он несет нагрузку в 4 - 6 раз большую средней, которая имела бы место, если бы все тела качения воспринимали нагрузку поровну.

 

Кинематика подшипников качения

Подшипники можно рассматривать как планетарный ряд с двумя вариантами привода:

1) вращается внутреннее кольцо,

2) вращается наружное кольцо.

Рассмотрим случай, когда вращается внутреннее кольцо (рис 17.7). Здесь скорость точки А

Точка В – мгновенный центр скоростей вращающегося шарика. Скорость точек шара меняется линейно, таким образом

V0=V1/2.                                             (6.6)

Так как V0 является и скоростью вращения сепаратора, тогда

где nc – частота вращения сепаратора. Из уравнений (6.6) и (6.7) получаем

отсюда  так как Dвн=D0-dw

L

Рис.17.7

 

Число оборотов сепаратора меньше половины числа оборотов внутреннего кольца. Последняя формула позволяет отметить, что в точном выражении скорость  сепаратора зависит от размеров шарика. Чем больше dw, при постоянном D0, тем меньше nc и наоборот.

При неточном изготовлении шариков крупные из них будут тормозить, а мелкие ускорять сепаратор. Между сепаратором и шариками могут возникнуть значительные давление и силы трения. С этим связан износ шариков и сепаратора, увеличение потерь на трение в подшипнике и случаи поломки сепаратора.

Контакт шарика с кольцом осуществляется по некоторой дуге a-b (рис 17.8). Окружные скорости точек a и b при вращении шарика вокруг своей оси различны. Если допустить, что в точке а ( а-с – мгновенная ось вращения) нет скольжения, то оно будет в точке b. Таким образом, в шариковых подшипниках наряду с трением качения наблюдается трение скольжения. Это создает дополнительный износ и потери в шариковых подшипниках. В роликовых подшипниках все точки контакта равноудалены от оси роликов. Здесь наблюдается чистое качение. Потери и износ в роликовых подшипниках меньше, чем в шариковых.

M

Рис.17.8

 

При вращении наружного кольца скорость центра тела качения (сепаратора), а, следовательно, и угловые скорости вращения тел качения больше, чем в случае вращения внутреннего кольца, а, следовательно, больше и износ всех элементов подшипника. Это обстоятельство в расчетной формуле для подшипников качения учитывается особым коэффициентом.

 

Методика подбора подшипников качения

Опытный проектировщик может  назначать конкретный тип и размер подшипника, а затем делать проверочный расчёт. Однако здесь требуется большой конструкторский опыт, ибо в  случае неудачного выбора может не выполниться  условие прочности, тогда потребуется выбрать другой подшипник и  повторить проверочный расчёт.

Во избежание многочисленных "проб и ошибок" можно предложить методику выбора подшипников, построенную по принципу проектировочного расчёта, когда известны нагрузки, задана требуемая долговечность, а в результате определяется конкретный типоразмер подшипника из каталога.

При проектировании подшипники качения подбирают по каталогу, учитывая следующие факторы:

- диаметр d цапфы вала;

- значение и направление нагрузки (радиальная, осевая, комбинированная);

- характер нагрузки (постоянная, переменная, ударная);

- частоту вращения кольца подшипника;

- требуемую долговечность (срок службы, выраженный в часах или миллионах оборотов);

- окружающую среду (температуру, влажность, кислотность и т.п.);

- особые требования, обусловленные конструкцией узла машины или механизма (необходимость самоустанавливаемости подшипника в опоре с целью компенсации перекосов вала или корпуса, обеспечение перемещения вала в осевом направлении и т.п.).

Подбор подшипников практически сводится к следующей схеме:

1. Исходные данные для выбора подшипников следующие:

- расчетная схема вала с нагрузками, известными по величине и направлению;

- частота вращения вала;

- диаметры ступеней вала для установки подшипников;

- эксплуатационные режимы работы подшипниковых узлов.

2. По назначению узла выбирают тип подшипника. Так, например, если на подшипник действует только радиальная нагрузка, то можно выби­рать любой радиальный подшипник. Если подшипник находится под действием комбинированной на­грузки (значительной  осевой  и  радиальной), то применяют  радиально-упорные подшипники типов 6 и 7. Если же осевая нагрузка больше ра­диальной, то устанавливают упорный подшипник в комбинации с радиаль­ным или упорно-радиальный подшипник. При действии одной осевой нагрузки устанавливают упорные подшипники типов 8 и 9.

3. выбор типа подшипника по каталогу и выписывание следующих данных:

- С и Со - для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников с углом контакта α=12°;

- С - для радиальных роликоподшипников;

- С, X, Y, е - для роликовых радиально-упорных и шариковых радиально-упорных с углом контакта α>18°;

4. определение реакций опор подшипников по расчетной схеме вала;

5. нахождение осевых составляющих реакций от радиальных нагрузок для радиально-упорных подшипников;

6. определение результирующих осевых нагрузок;

7. расчет отношения осевой нагрузки к радиальной Fa/(VFr); нахождение коэффициента осевого нагружения е и коэффициентов Х и Y радиальной и осевой нагрузок. Для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников с углом контакта α=12° предварительное нахождение отношения осевой нагрузки к статической грузоподъемности Fa/Co;

8. определение эквивалентной нагрузки рассчитываемого подшипника;

9. Основным критерием для выбора подшипника служит его динамиче­ская грузоподъемность. Если подшипник воспринимает нагрузку в непод­вижном состоянии или его вращающееся кольцо имеет частоту вращения не более 1 об/мин, то подшипник выбирают по статической грузоподъем­ности без проверки его долговечности.

Грузоподъёмность это постоянная нагрузка, которую группа идентичных подшипников выдержит в течение одного миллиона оборотов. Здесь для радиальных и радиально упорных подшипников подразумевается радиальная нагрузка, а для упорных и упорно-радиальных - центральная осевая нагрузка. Если вал вращается медленнее одного оборота в минуту, то речь идёт о статической грузоподъёмности C0, а если вращение быстрее одного оборота в минуту, то говорят о динамической грузоподъёмности C. Величина грузоподъёмности рассчитывается при проектировании подшипника, определяется на экспериментальной партии подшипников и заносится в каталог.

10. расчет долговечности подшипника.

При несогласовании долговечности подшипника с требуемой следует перейти к более тяжелой серии или другому типу подшипника без изменения диаметра вала.

Для окончательно выбранного подшипника - выписать из каталога значения его размеров и определить расстояния между опорами.

 

Расчет по динамической грузоподъемности подшипников качения

Методы расчета динамической грузоподъемности, эквивалентной динамической нагрузки и долговечности подшипников качения устанавливаются ГОСТ 18855-82.

Подшипники качения не могут служить бесконечно долго, даже если они достаточно хорошо предохранены от износа и коррозии. Критерием работоспособности в этих случаях является усталостное выкрашивание поверхностных слоев. Кривая усталости для подшипников имеет вид гиперболы (рис 17.9) и описывается уравнением

где х=9 – для шариковых подшипников; х=10 – для роликовых подшипников.

A

Рис.17.9

 

На основе больших экспериментальных данных установлена зависимость между эквивалентной динамической нагрузкой Рэ для подшипника и его динамической грузоподъемностью С

где L – долговечность подшипника в миллионах оборотов; n=3 – для шарикоподшипников; n=10/3 – для роликоподшипников.

Формула (6.8) справедлива при частоте вращения кольца n>10 мин-1, но не превышающей предельной частоты вращения данного подшипника, приводимой в каталоге. При n=1…10 мин-1 расчет подшипника производится для n=10 мин-1.

Эквивалентной динамической нагрузкой Pэ для радиальных и радиально-упорных подшипников качения называется такая постоянная радиальная нагрузка, которая при действии на подшипник с вращающимся внутренним кольцом и неподвижным наружным обеспечивает ту же долговечность, которую данный подшипник имеет при действительных условиях нагружения и вращения.

Динамической грузоподъемностью С радиального и радиально-упорного подшипника качения называется такая постоянная радиальная нагрузка, которую группа идентичных подшипников при неподвижном наружном кольце сможет выдержать в течение расчетного срока службы, исчисляемого в 1 миллион оборотов внутреннего кольца. При проектировании машин подшипники качения не конструируют и не рассчитывают, а подбирают из числа стандартных по каталогу.

При расчете подшипников принято за расчетный или гарантированный ресурс принимать такое число часов работы, которое выдерживает 90% всех подшипников, то есть 10% подобранных по существующим нормам подшипников могут простоять в машине меньше требуемого срока. Однако средний ресурс в 3…5 раз превышает расчетный, а максимальный ещё в несколько раз превышает средний. Фактически выбраковывается значительно меньше подшипников, так как большинство подшипников в машинах недогружены.

Условие для выбора подшипников качения:

Cr[Cr],                                                                         (7)

где Cr — требуемая динамическая грузоподъемность, Н; [Cr] — табличное (каталожное паспортное) значение динамической грузоподъемности под­шипника выбранного типоразмера, Н.

Требуемое значение динамической грузоподъемности определяют по формулам:

где Pэприведенная (эквивалентная) нагрузка (должна быть подставлена в тех же единицах, что и параметр Q; L требуемая долговечность вра­щающегося подшипника, млн. об., (принимается 0,5-30 000 млн. об.); Lhто же, ч; α — коэффициент, зависящий от характера кривой усталости (для шариковых подшипников α= 3,0; для роликовых α= 10/3); пчастота вращения кольца, об/мин; а1 — коэффициент надежности, a11 (безотказ­ная работа); а23 — коэффициент качества, обычно a23=0,7÷0,8 (шарико­вые), a23=0,6÷0,7 (роликовые конические).

Подшипники качения часто подвергаются совместному действию радиальной и осевой нагрузок; нагрузка может быть постоянной или сопровождаться толчками и ударами; вращаться может внутреннее или наружное кольцо; температура может быть нормальной, повышенной или пониженной. Все эти факторы влияют на работоспособность подшипников и должны учитываться при выборе приведенной нагрузки.

Приведенную (эквивалентную) динамическую нагрузку Pэ вычисляют по формуле

где X — коэффициент радиальной нагрузки; Y коэффициент осевой на­грузки; V — коэффициент вращения (при вращении относительно вектора нагрузки внутреннего кольца V=1, наружного кольца V= 1,2); Fr, Fa — радиальная и осевая нагрузки, Н; Кб — коэффициент безопасности, учитывающий динамичность нагрузки (смаблицу 5); КTтемпературный коэффициент, вводимый только при повышенной рабочей температуре t > 100 °С для подшипников, изготовленных из обычных подшипниковых сталей (при t до 100 °С, KT = 1; при t до 120 °С, KT = 1,05; при t до 150 °С, KT = 1,1; при t до 200 °С, KT = 1,25, смаблицу 6).

Расчетная зависимость приведенной нагрузки от радиальной Fr и осевой Fa нагрузок принята в простой форме, аппроксимирующей действительную сложную зависимость. Из-за радиального зазора в подшипнике при отсутствии осевой нагрузки имеет место повышенная неравномерность нагружения тел качения. С увеличением осевой нагрузки при постоянной радиальной происходит выборка зазора, увеличивается рабочая дуга в подшипнике и нагрузка на тела качения распределяется более равномерно. До некоторого значения Fa/(VFr)=e  (е — вспомогательный коэффициент, указанный в каталоге) это компенсирует увеличение общей нагрузки на подшипник с ростом осевой нагрузки Fa.

Расчет Рэ по формуле (9) для цилиндрических подшипников Fa= 0, Х= 1; для упорных подшипников Fr = 0, Y= 1; для шариковых радиальных, радиально-упорных и конических роликовых подшипников Х=1, Y=0, если Fa/(VFr)<e, где е — вспомогательный коэффициент, указанный в каталоге в зависимости от отношения осевой нагрузки Fа к статической грузоподъемности подшипника С0, то расчет ведется только по радиальной нагрузке, т.e. принимают Х = 1 и Y = 0. Если Fa/(VFr)>eзначения коэффициентов Х и Y определяются по таблице 2.

 

Таблица 2. Значение коэффициентов радиальных и осевых нагрузок Х и Y

α°

 

 

 

 

Подшипники однорядные

Подшипники двухрядные

е

 

Fa/(VFr)>e

Fa/(VFr)<e

Fa/(VFr)>e

X

Y

X

Y

X

Y

 

0,014

0,56

2,30

1,0

0

0,56

2,30

0,19

 

0,028

1,99

1,99

0,22

 

0,056

1,71

1,71

0,26

 

0,084

1,55

1,55

0,28

0

0,110

1,45

1,45

0,30

 

0,170

1,31

1,31

0,34

 

0,280

1,15

1,15

0,38

 

0,420

1,04

1,04

0,42

 

0,56

1,00

1,00

0,44

 

0,014

 

1,81

 

2,08

 

2,94

0,30

 

0,028

 

1,62

 

1,84

 

2,63

0,34

 

0,056

 

1,46

 

1,69

 

2,37

0,37

 

0,084

 

1,34

 

1,52

 

2,18

0,41

12

0,11

0,45

1,22

1,0

1,39

0,74

1,98

0,45

 

0,17

 

1,13

 

1,30

 

1,84

0,48

 

0,28

 

1,04

 

1,20

 

1,69

0,52

 

0,42

 

1,01

 

1,16

 

1,64

0,54

 

0,56

 

1,00

 

1,16

 

1,62

0,54

26

0,41

0,87

1

0,92

0,67

1,41

0,68

36

0,37

0,66

1

0,66

0,60

1,07

0,95

Примечание. Коэффициенты X, Y,  e для промежуточных отношений Fa/COr определя­ют интерполяцией.

 

При установке вала на двух радиальных или радиально-упорных подшипниках нерегулируемых типов внешнюю осевую нагрузку воспринимает один из них, причем в том направлении, в котором он ограничивает осевое перемещение вала. При определении осевых нагрузок на радиально-упорные подшипники регулируемых типов следует учитывать осевую силу S, возникающую под действием радиальной нагрузки из-за наклона  контактных линий, которая представляет собой минимальную осевую силу, действующую на радиально-упорный регулируемый подшипник при заданной радиальной нагрузке. Для нормальной работы подшипника должно выполняться условие

FaS,

где S=eFr – для шарикоподшипников; S=0,83eFr – для роликоподшипников.

Таким образом, расчетная осевая нагрузка на подшипник складывается из внешней нагрузки на вал и осевой составляющей от другого радиально-упорного подшипника на вал.

Рассмотрим схематично вал, нагруженный радиальной силой Fr и осевой нагрузкой FА (рис. 18). Условие равновесия вала

FA+Fa1-Fa2=0,                                        (9.1)

где Fa1 и Fa2 – осевые реакции на подшипниках

Дополнительные условия Fa1S1 и Fa2S2.

Для нахождения решения в одной из опор осевая реакция принимается равной минимальной, то есть Fa=S.

Задаемся Fa1=S1, тогда из (9.1) FA+S1-Fa2=0  или FA+S1=Fa2. Осевая сила найдена правильно, если Fa2S2. Для случая, когда Fa2<S2, следует принять Fa2=S2, тогда FA+Fa1-S2=0 и Fa1=S2+FA.

Причем условие Fa1S1 будет обязательно выполнено.

image197

Рис.18

 

Динамическую грузоподъемность можно повысить:

1) применением бомбинированных роликов в цилиндрических и конических роликоподшипниках;

2) применением подшипников более высоких классов точности;

3) применением особо чистых подшипниковых сталей;

4) применением оптимальных условий смазки.

 

Расчет по статической грузоподъем­ности подшипников качения

Методы расчета статической грузоподъемности и эквивалентной статической нагрузки подшипников качения устанавливаются ГОСТ 18854-82.

Подшипники грузовых крюков, дом­кратов, нажимных устройств прокатных станов и других машин периодически подвержены нагрузкам при очень медленном вращении. «Невращающиеся» подшипники рассчитывают только по статической гру­зоподъемности.

У подшипников, работающих при резко переменной нагрузке, при вращательном движении (n > 10 об/мин) следует проверять статическую грузоподъемность. Значительные перегрузки могут вызвать неоднородную остаточную деформацию, которая приводит к нарушению плавности хода подшипника.

У подшипников, которые работают при малых числах оборотов и рассчитаны на небольшой срок службы, необходимо также проверять статическую грузоподъемность. Но в этих условиях рассчитанная по формуле долговечности допустимая нагрузка может превышать статическую грузоподъемность.

Для подшипников, работающих в режиме качательного движения, могут быть допущены большие нагрузки, чем статическая грузоподъемность подшипника. В этом случае остаточные деформации колец и тел качения могут превосходить значения, допустимые для подшипника, эксплуатирующегося при вращательном движении.

Под статической грузоподъемностью понимают такую нагрузку на «невращающийся» подшипник (п < 1 об/мин), под действием которой в нем не возникает остаточных деформаций, ощутимо влияющих на дальнейшую ра­боту подшипника.

Условие для выбора подшипников:

PorCor,                                                         (10)

где РОr — эквивалентная (приведенная) статическая нагрузка; СОr — базовая (допускаемая) статическая радиальная грузоподъемность.

Под допускаемой статической грузоподъемностью понимается такая статическая нагрузка, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта, равная 0,0001D диаметра тела качения. Значения C0r указаны в каталогах для каждого типоразмера подшипника.

Значение приведенной статической нагруз­ки для радиальных; и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников определяют:

Por=X0Fr+Y0Fa                                                (11)

где Хо, Yo — коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок (табл. 2); Fr радиальная нагрузка; Fa осевая нагрузка.

 

Расчет подшипников качения на долговечность

Часто подшипники пред­варительно выбирают по конструктивным соображениям. Тогда расчетом проверяют их долговечность (ресурс). Под номинальной долговечностью (расчетным сроком службы) понимают срок службы подшипников, в тече­ние которого не менее 90% из данной группы при одинаковых условиях должны проработать без появления признаков усталости металла.

Долговечность подшипника L зависит от величины и направления дей­ствия нагрузки, частоты вращения, смазки и т. д., а также и от его динами­ческой грузоподъемности С. Из формулы (8) долговечность подшипника

где Cr принимают по каталогу, Рэ определяют по формуле 9.

Расчетный ресурс подшипников в машинах определяется технико-экономическими показателями. Его выбирают тем большим, чем важнее бесперебойная работа машины, чем труднее разборка машины для замены подшипников и т.д. Средние значения расчетного ресурса, характерные для машин, работающих с перерывами, составляют 2500… 10000 ч. Для непрерывно работающих машин и для машин тяжелого машиностроения расчетный ресурс подшипников выбирают выше.

Подшипники явились первой группой деталей, для которой был введен расчет на долговечность.

 

Оценка предельной быстроходности подшипников качения

Для стандартных подшипников обычно указывают значения предельных частот вращения. Под предельной частотой вращения понимают такую частоту вращения, при превышении которой не обеспечивается номинальная долговечность (расчетный срок службы) подшипника. Максимально допустимая частота вращения для каждого типоразмера подшипника зависит в первую очередь от нагрузки, способа смазки, условий охлаждения, конструкции и материала сепаратора.

Предельная частота вращения, (об/мин), может быть ориентировочно определена по формуле

где dmn - скоростной параметр, значения которого приведены в табл. 3; dm - диаметр окружности, проходящей через центры тел качения; k - коэффициент, учитывающий снижение долговечности при предельной частоте вращения; k= 0,3–1,0.

 

Таблица 3. Значения скоростного параметра dmn для различных типов подшипников

Тип подшипника

Скоростной параметр dmn, 105 ммоб/мин,

для смазочного материала

пластичного

жидкого

Шариковый (радиальный и радиально-упорный однорядный, радиальный сферический двухрядный)

4 - 4,5

5,5 - 6,0

Роликовый:

радиальный с короткими цилиндрическими роликами

 

3,5 - 4

 

4 4,5

конический однорядный

2,5

3,0

конический двухрядный

2,0

3,0

 

При использовании подшипников с большой нагрузкой верхний предел частоты вращения должен быть снижен. Предельную частоту вращения необходимо снизить и у сферических роликоподшипников, воспринимающих комбинированную нагрузку, когда осевая нагрузка высока Fa/Fr0,6. В этом случае n должно быть умножено на коэффициент 0,8.

При использовании подшипников с массивным точеным сепаратором из цветного металла или полимерных материалов в сочетании с улучшенными условиями смазки и охлаждения предельные частоты вращения могут быть увеличены.

Для шарикоподшипников радиальных и радиально-упорных однорядных предельная частота вращения может быть увеличена в 2,5 - 3 раза, для цилиндрического роликоподшипника - в 2 - 2,2 раза.

 

Посадки подшипников

В системе соединений колец подшипников с валом и корпусом кольца принимают за основные детали, допускаемые отклонения которых назначаются независимо от потребного характера посадок. Различные посадки обеспечиваются выбором соответствующих отклонений типов валов и отверстий корпусов. Таким образом, посадки внутренних колец подшипников осуществляют по системе отверстия, а наружных по системе вала.

Общие условия выбора посадок таковы:

1. Посадка не должна допускать обкатывания колец или образования зазоров на посадочных поверхностях;

2. Натяг должен быть минимальным, чтобы не сильно изменялись зазоры между кольцами и телами качения.

Поэтому при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном последнее устанавливают в корпус с минимальным нулевым зазором (посадка H7), а внутреннее кольцо на вал сажают с небольшим натягом (посадка k6). Это обеспечивает отсутствие проворачивания внутреннего кольца относительно вала и равномерный износ дорожки наружного кольца.

Влияние режимов работы на выбор подшипниковой посадки таково:

1) чем больше нагрузка и чем сильнее толчки, тем более плотными должны быть посадки;

2) чем выше частоты вращения, тем посадки должны быть более свободными, т. к. при высоких частотах вращения, как правило, нагрузки меньше, температурные деформации больше, а зазоры в подшипниках должны выдерживаться точнее.

При назначении посадок следует учитывать:

1. тип подшипника;

2. частоту вращения;

3. характер (постоянная или переменная по величине и направлению, спокойная или ударная) и величину нагрузки на подшипник;

4. жёсткость вала и корпуса;

5. характер температурных деформаций подшипникового узла (изменение плотности посадки при достижении рабочей температуры);

6. способ креплания подшипника (с затяжкой или без неё);

7. удобство монтажа и разборки подшипникового узла.

Посадки вращающихся колец с натягом предотвращают проворачивание колец на посадочных поверхностях, смятие и фрикционную коррозию этих поверхностей.

Посадки невращающихся колец подшипников с минимальным зазором обеспечивают равномерность износа беговых дорожек на этих кольцах за счёт их чрезвычайно медленного проворачивания в сторону вращения подвижного кольца.

Посадочные поверхности под установку подшипников должны иметь качественную обработку поверхности во избежание смятия и среза местных выступов (шероховатостей) при запрессовке и эксплуатации подшипников. При установке подшипников весьма желательно применение тепловой сборки (нагрев подшипника в масляной ванне с одновременным охлаждением вала твердой углекислотой или жидким азотом), а демонтаж подшипников необходимо выполнять с применением специализированного инструмента (съемников). Применяемая обычно в ремонтном производстве силовая сборка резко снижает срок жизни подшипника из-за взаимного перекоса колец после сборки. Обычно для тяжёлых условий работы назначаются более плотные посадки.

Перед установкой подшипников посадочные поверхности необходимо смазать жидкой или консистентной смазкой.

Вид смазывающего материала и способ его подачи к поверхностям трения зависит от условий работы подшипника (нагрузка, защищённость от действия неблагоприятных факторов внешней среды, возможность и периодичность обслуживания и т.п.) и скорости относительного движения подвижного и неподвижного колец подшипника, которую однозначно характеризует произведение внутреннего диаметра подшипника dп на частоту вращения подвижного кольца n. В первом приближении характер смазки можно выбрать в соответствии с табл. 3.1.

В дальнейшем условия смазки подшипников согласуются с выбранной схемой смазывания агрегата, в котором эти подшипники установлены.

 

Таблица 3.1. Назначение смазки и, выбор уплотнительных элементов
для разных условий работы подшипников

dпn, 106 ммоб/мин

Смазка

Уплотнение

0,55

Консистентная

Сальник, лабиринт

0,60

Жидкая погружением

Резиновая манжета, маслосгонная канавка

0,75

Жидкая фитильная и капельная – 5…10 капель в час.

1,70

Жидкая масляным туманом

Металлические кольца, полиамидная манжета, центробежное уплотнение

> 2,0

Жидкая струйная под углом 15-20° к оси подшипника, охлаждение потоком масла

 

Расчет потерь на трение в подшипниках качения

При вращении деталей подшипников качения в местах контактов всегда возникают трение качения и трение скольжения. Каждая составляющая потерь на трение сложным образом зависит от условий эксплуатации (частоты вращения, нагрузки, температурного режима и смазки) и конструктивного исполнения, определяющего контактные взаимодействия. Поэтому точный расчет составляющих можно выполнить при условии накопления достаточного экспериментального материала.

Потери на трение в подшипниках складываются из следующих составляющих:

а) трение между телами качения и кольцами. Этот вид трения состоит из трения качения и дополнительного трения скольжения. Качение в наиболее чистом виде характерно для цилиндрических роликоподшипников.

В этом случае все точки линии контакта по длине ролика имеют одинаковую окружную скорость. В шарикоподшипниках и сферических роликоподшипниках контактов в поперечном сечении происходит по дуге. Окружные скорости точек линии контакта различны, что приводит к проскальзыванию и потерям на трение скольжения.

б) трение скольжения тел качения (роликов) в конических  роликоподшипниках. В этом случае  трение скольжения имеет место между торцевой поверхностью ролика и буртом внутреннего кольца.

в) трение, связанное с погрешностями формы тел качения и колец, переносом роликов и т.д.

г) трение тел качения о сепаратор и сепаратора о кольца

д) сопротивление масла

е) трение в уплотнениях (встроенные уплотнения).

ж) трение тел качения о сепаратор и сепаратора о кольца;

На практике потери на трение в подшипниках качения характеризуются моментом трения Mтр, эквивалентным моменту вращения при данных эксплуатационных условиях (трение качения, скольжения, а также трение в смазочном слое). Момент трения в подшипниках зависит от многих факторов и, прежде всего, от нагрузки, частоты вращения, смазки, конструктивных особенностей, класса точности подшипника и др. При рекомендуемых условиях эксплуатации, когда результирующая нагрузка не превышает 10-20% динамической грузоподъемности С, момент трения может быть ориентировочно определен по формуле

где μпр - приведенный коэффициент трения; Q - результирующая нагрузка на подшипник; d - диаметр отверстия в подшипнике. С учетом типа подшипника и условий эксплуатации приведенный коэффициент трения может принимать значения μпр0,001-0,020.

На основе экспериментальных данных для приближенных расчетов можно принять следующие средние значения приведенного коэффициента трения для подшипников, эксплуатирующихся при нормальных режимах работы и пластичном смазочном материале:

Шарикоподшипники:

радиальные однорядные………..0,002;

сферические двухрядные……….0,0015;

радиально-упорные……………..0,003;

упорные………………………….0,003.

Роликоподшипники:

с короткими цилиндрическими роликами………………0,002;

с длинными цилиндрическими роликами……………….0,004;

двухрядные сферические с бочкообразными роликами..0,004;

игольчатые…………………………………………………0,008;

конические…………………………………………………0,008.

Следует отметить, что трение, вызываемое наличием контактов скольжения уплотнений, может превысить трение в самом подшипнике без уплотнений при одинаковых условиях эксплуатации.

Мощность (Вт), расходуемая на трение в подшипнике, определяется из уравнения

где Mтр - момент трения, Нсм; n - частота вращения, об/мин.

 

Гидродинамический режим смазки подшипника качения

Работоспособность подшипника зависит не только от нагрузки и частоты вращения, но и от относительной толщины смазочной пленки.

Рекомендуется производить проверку параметра режима смазки Λ для подшипников по формуле

где k0 - конструктивный коэффициент, зависящий от типа подшипника (см. табл. 4); и - средние арифметические значения параметров шероховатости трущихся поверхностей, мкм, зависящие от типа и класса точности подшипника;  определяется по рис. 19; n - частота вращения внутреннего кольца подшипника, об/мин;  определяется по рис. 20;  - параметр масла; определяется в зависимости от температуры подшипника (рис. 21); Q0 - эквивалентная статическая нагрузка, Н.

Рекомендуется выбирать Λ≥3. Этот параметр пригоден в первую очередь для оценки влияния минеральных и синтетических масел на работоспособность подшипников качения. При использовании пластичных смазочных материалов параметр Λ частично пригоден для оценки вязкости того масла, на базе которого изготавливается соответствующий пластичный смазочный материал.

 

Таблица 4. Значение конструктивного коэффициента k0

Тип подшипника

Коэффициент k0

Шарикоподшипник радиальный однорядный, сферический двухрядный

70

Шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (всех серий), α=12÷36°

75

Роликоподшипник радиальный с короткими цилиндрическими роликами, роликоподшипник конический

100

 

 

Рис.19. График для определения   по величине мм

 

Рис. 20. График для определения

  по величине  

а

б

Рис.21. Зависимость параметр масла g от его рабочей температуры t:

а – для основных масел: (1 - МС-20; 2-75% МС-20+25% трансформированного; 3 - 50% МС-20+50% трансформированного; 4 - 25% МС-20+75% трансформированного; 5 -

веретенное-2; 6 - МК-8 трансформированное); б - для авиационных масел (1 - МН-7,5;

2 – ВНИИ НП-7; 3 - Б-3В; 4 - Л3-240; 5 и 6 - КУА 36/1 и ВНИИ НП 50-1-49)

 

Электромагнитные подшипники

Как известно, в машинах и исполнительных механизмах для опор роторов, как правило, используются либо подшипники качения, либо гидродинамические подшипники жидкостного трения. Каждое из этих решений имеет свои преимущества, недостатки и область рационального применения. Однако ни одно из них не обеспечивает желаемых высоких характеристик, надёжности, безопасности, ресурса, КПД, малых потерь на трение и др. Все виды подшипников имеют ограничения по скорости вращения, нагрузкам, тепловым напряжениям, виброхарактеристикам и т.п.

Альтернативным решением для создания эффективной конструкции или разгрузки подшипников качения и скольжения является «магнитный подвес», в котором ротор поддерживается в рабочем зазоре пондермоторными силами электромагнитной системы.

Приведем преимущества подобного конструктивного решения:

- отсутствие момента сухого трения;

- исключение маслосистемы;

- возможность достижения высоких скоростей вращения;

- управляемость характеристик жесткости и демпфирования;

- снижение уровня вибраций;

- возможность подавления резонансных явлений;

- высокая долговечность;

- снижение затрат на эксплуатацию, обслуживание и ремонт;

- возможность работы в вакууме и агрессивных средах.

Конструктивно радиальный электромагнитный подшипник (рис.22) состоит из статора, представляющего собой композицию электромагнитов, расположенных в корпусе подшипникового узла; пассивного магнита, закрепленного на роторе; датчика положения ротора и страховочного подшипника. Ротор подвешивается в магнитном поле с помощью следящей системы, которая по сигналам датчика регулирует напряжение на катушках электромагнитов и удерживает ротор в центральном положении.

 

 

 

Рис. 22. Конструкция радиального

электромагнитного подшипника

Рис. 23. Функциональная схема системы

управления электромагнитным

подшипником

 

Наличие мощных силовых полупроводниковых приборов в современных условиях делает возможным создание надежных регулируемых источников питания для электромагнитных подшипников с высокой грузоподъемностью. Развитие средств цифровой микропроцессорной техники позволяет реализовать быстродействующие и точные системы стабилизации положения ротора.

Рамные разработки отечественных образцов электромагнитных подшипников (ВНИИЭМ, г. Москва) или снабжены системами управления, выполненными на аналоговых элементах с применением целого ряда датчиков обратной связи (тока, ускорения и положения). Такие системы громоздки, неудобны в наладке, обладают минимумом диагностических возможностей и требуют специальной подготовки обслуживающего персонала. Современный подход к технической реализации электромагнитного подвеса роторов заключается в создании системы прямого цифрового управления электромагнитами подшипника. Функциональная схема одного канала управления электромагнитным подшипником представлена на рис. 23.

Под объектом управления понимается процесс перемещения ротора в магнитном поле электромагнитов, управляемых напряжением силового транзисторного преобразователя. Датчик положения ротора имеет цифровой выходной сигнал, который подается на инверсные входы двух последовательно включенных цифровых регуляторов, (рис. 24).

Регуляторы выполняются программно на однокристальной ЭВМ или программируемом контроллере. Для управления силовыми ключами транзисторного моста служит цифровой широтно-импульсный модулятор (ШИМ) (рис. 25).

 

а

 

Рис. 24. Схема компоновки магнитного подвеса ротора:

а – схема компоновки электромагнитов; б – схема расположения датчиков

 

Рис. 25. Схема управления магнитным подвесом генератора

 

Такой подход к построению системы управления электромагнитными подшипниками, разработанный учеными и сотрудниками Самарского технического университета, во-первых, отличается простотой технической реализации прямого цифрового управления. Во-вторых, структура системы, известная в технике следящих электроприводов как структурно-минимальный электропривод, позволяет получить высокое быстродействие при обработке внешних возмущений,  абсолютную статическую четкость и активное демпфирование вибраций. В-третьих, цифровая реализация регуляторов дает возможность все настроечные операции производить с внешнего пульта управления и (при соответствующей доработке) автоматизировать процесс настройки. Предложенные системы прямого цифрового управления электромагнитными подшипниками могут быть выполнены миниатюрно на однокристальных контроллерах и специализированных больших интегральных микросхемах, к тому же они относительно дешевы.

Разработанная методика синтеза предлагаемых цифровых систем управления в совокупности со специализированным программным обеспечением позволяет реализовать точный параметрический синтез регуляторов при существенных колебательных свойствах объекта управления.

Замена или разгрузка подшипников скольжения на электромагнитные резко увеличивает срок службы и надежность машин за счет практического устранения износа вращающихся деталей, упрощает их эксплуатацию и обслуживание.

Ротор электрической машины подвешивается в магнитном поле при давлении пондермоторных сил

где  - вектор магнитного поля;   - нормаль к поверхности ротора;  μ - магнитная проницаемость воздуха.

Магнитное поле создается катушкой, размещенной на статоре (см. рис. 36), поэтому направление поля близко к нормам, а давление пондермоторных сил приводит к притяжению ротора к якорю. Поскольку подвеска ротора в стационарном поле магнитов в течение продолжительного времени невозможна, требуется наличие следящей системы, с помощью которой компенсируются отклонения ротора от теоретической оси вращения за счет обмена импульсом между ротором и полем. Время компенсации перемещения, согласно закону сохранения количества движения, равно

t=

где γ- плотность материала ротора;  - радиус ротора;  h - допустимое перемещение ротора; S - площадь полюсных наконечников; l - длина подшипника.

Проведенный анализ показал, что подвес роторов небольших размеров потребует использования малоинерционных устройств управления магнитным полем. В связи с этим электромагнитный подшипник   целесообразно реализовать с использованием секций, размещенных вдоль ротора (см. рис. 24, а) и с применением в системе управления бесконтактных емкостных датчиков (см. рис. 25). При отклонении ротора будет изменяться зазор между ротором и датчиком, что сформирует измерительный сигнал. Результаты измерения (см. рис.25) поступают в вычислительное устройство, вырабатывающее команды управления. Силовые управляющие катушки по управляющему сигналу возвратят ротор на прежнее место. Расчеты стального ротора с размером вала в зоне магнитного поля около 80 мм показали, что при отклонении ротора на 100 мкм время реализации составляет около 1 мс. Требуемая напряженность магнитного поля - около 100 кА/м. Указанные величины вполне реализуемы.

Расчеты показали также, что механические воздействия на автомобильный транспорт (удары с верхней границей частоты 120 Гц) не способны дестабилизировать следующую систему: минимальное время воздействия - около 16 мкс - много больше времени реакции следящей системы. Таким образом, применение электромагнитных подшипников позволит не только увеличить срок службы машин, но и значительно снизить их чувствительность к ударам и вибрациям, что также повысит качество динамических параметров роторных систем.

 

Направляющие прямолинейного движения. Общие сведения.

Прямолинейно-направляющий механизм - механизм, у которого часть траектории или вся траектория одной из точек какого-либо звена, совершающего сложное движение, есть прямолинейный отрезок или дуга кривой, мало отклоняющаяся от прямой. Прямолинейность движения достигается путём подбора соотношений между длинами звеньев механизма. Наиболее известны направляющие прямолинейного движения Чебышева и Уатта. Оба механизма — шарнирные четырёхзвенники, т.е. составлены из 4 звеньев, образующих между собой вращательные пары. 

Помимо повышенной точности и жесткости к направляющим устройствам предъявляются следующие требования:  1) обеспечение высокой скорости и ускорения; 2) низкие силы трения; 3) повышение максимальных допустимых нагрузок; 4) повышение срока службы; 5) интеграция измерительных устройств.

Классифицировать направляющие устройства можно по нескольким признакам.

В зависимости от максимально допустимой статической нагрузки  направляющие качения можно разделить на три группы:

- миниатюрные направляющие, с максимальной нагрузкой до 29000Н;

- шариковые, с максимальной нагрузкой до 289000Н;

- роликовые,  с максимальной нагрузкой до 19419000Н.

Классификация в зависимости от максимально допустимой статической нагрузки  не  является общей для всех типов направляющих, ее величина может меняться в зависимости от конструкции и разработки определенной фирмы.  Данный классификационный признак также отражает возможности и несущие способности отдельных групп опор качения.

По форме элементов качения направляющие делятся на четыре группы:- шариковые;- роликовые;- игольчатые;- комбинированные.

Игольчатые и комбинированные поры качения в основном используются в миниатюрных направляющих.

По количеству рядов опор качения направляющие устройства делятся  на однорядные и двухрядные.

По способу закрепления элементов качения направляющие устройства делятся две группы:- направляющие с циркуляцией элементов качения;- направляющие с закрепленными сепараторами; в свою очередь направляющие с циркуляцией элементов качения делятся на две группы:  - с циркуляцией одновременно двух рядов элементов качения;- с возможностью циркуляции отдельных потоков элементов качения.

По методу регулирования натяга направляющие устройства можно разделить на четыре основные группы, в зависимости от устройств, обеспечивающих предварительный натяг:- с помощью винта;- с помощью клиньев; - за счет прокладок;- за счет элемента конструкции.

В зависимости от  конструкции  сепаратора и количества элементов качения направляющие устройства делятся  на две группы: - сепараторы для кареток с рециркуляцией элементов качения;- сепараторы для кареток с закрепленными сепараторами.

В свою очередь сепараторы для кареток с циркуляцией можно разделить на две группы: для закрепления элементов одной замкнутой цепи и для одновременного крепления  двух рядов циркуляции.

Важным классификационным признаком является величина предварительного натяга. Практически все ведущие фирмы в производстве направляющих устройств разделяют величину предварительного натяга в зависимости от характера условий работы и величины статической нагрузки (С). На основе этого направляющие устройства могут быть разделены на четыре основные группы:

- без предварительного натяга;- с величиной предварительного натяга 0,02 С;

- с величиной предварительного натяга 0,08 С;

- с величиной предварительного натяга 0,12 С.

Разработанная классификация отражает основные  признаки направляющих устройств качения, которые были определены на основе материала ведущих фирм по производству направляющих устройств.

Общепромышленные рельсовые направляющие применяются в станкостроении, при производстве или модернизации металло- и деревообрабатывающего оборудования, в транспортных системах, при конструировании промышленных роботов, в лабораторном и научно-исследовательском оборудовании, в приборостроении. Миниатюрные направляющие используются в лабораторном оборудовании и медицинской технике, при производстве микросхем и полупроводниковой техники, а также в легких и сверхлегких системах точного линейного перемещения различного назначения.

 

Направляющие скольжения

Направляющие скольжения имеют смешанный характер трения, при котором слой смазки не обеспечивает полного разделения трущихся поверхностей неподвижного и подвижного элементов направляющей, которое имеет место в гидродинамических, гидростатических и аэростатических направляющих.

Основными преимуществами направляющих скольжения со смешанным характером трения являются простота и компактность конструкции, высокая нагрузочная способность и жесткость, демпфирование, невысокая стоимость. Однако в современных условиях тип направляющих со смешанным трением имеет существенные недостатки, основными из которых являются большое трение, ограничивающее скорость перемещения узлов, большой износ направляющих, а также скачкообразность движения при трогании с места и на малых скоростях, не позволяющая осуществлять точное позиционирование узлов.

Применение накладок из полимерных материалов и специальных "антискачковых" смазок позволяет в значительной мере, но не полностью, устранить указанные недостатки обычных направляющих скольжения.

Гидродинамические и гидростатические направляющие имеют не большое трение, высокую демпфирующую способность, обеспечивают высокую плавность хода и малые усилия перемещения, практически неизнашиваемы. Однако их жесткость не столь высока, как у направляющих смешанного трения, при высоких скоростях перемещения они генерируют избыточное тепло, вызывающее нагрев смазки и всего кинематического узла, требуют сложной навесной гидроаппаратуры и, в целом, значительно дороже других типов направляющих, что ограничивает область их применения (главным образом, это особо тяжелые и уникальные станки).

Аэростатические направляющие имеют особо малое трение, обеспечивают высокую точность перемещений, обладают высокой долговечностью, однако так же имеют ограниченную нагрузочную способность и подвержены случайным отказам, что сужает область их применения (координатно-измерительные машины, станки для обработки печатных плат, алмазно-токарные станки и некоторые другие типы станков с малыми нагрузками на направляющие).

 

Направляющие качения

Обладают малым трением (коэффициент трения составляет 0,003…0,005), обеспечивают высокую плавность перемещений, допускают высокие скорости и ускорения перемещений. В соответствующем исполнении они обеспечивают высокую нагрузочную способность, жесткость и долговечность системы, точность установочных перемещений. Их основными недостатками являются сравнительно низкое демпфирование(гашение колебаний или предотвращение механических колебаний), повышенная чувствительность к загрязнению, а также высокая стоимость, которая во многих случаях является существенным фактором, ограничивающим их использование.

Направляющие качения начали применяться вместо направляющих скольжения в середине прошлого века на координатно-расточных, шлифовальных, заточных и некоторых других прецизионных станках, где требовались точные малые установочные перемещения узлов. Такие перемещения на направляющих скольжения очень трудно выполнялись или вообще были невыполнимы.

Основной конструктивной формой направляющих качения на первых станках являлась комбинация (пара) V-образной и плоской направляющих. По ним перемещались ролики, размещенные в линейном сепараторе. При этом ролики опирались непосредственно на обработанные поверхности чугунных корпусных деталей.

При скоростях перемещений узлов в пределах 2…3 м/мин и сравнительно небольших нагрузках такие направляющие удовлетворяли требованиям, предъявляемым к таким станкам в те годы. Наряду с роликовыми на координатно-расточных станках начали применяться и шариковые направляющие качения.

Шарики в линейном сепараторе перемещались по специальным закаленным планкам, смонтированным на станине и на столе станка.

Направляющие качения являются основным типом направляющих в наиболее прогрессивных современных высокоскоростных станках, их конструкция непрерывно совершенствуется.

 

Комбинированные направляющие

Позволяют использовать преимущества направляющих и скольжения, и качения, в то же время они обладают и их недостатками. Часто такие направляющие на основных нагруженных гранях имеют трение скольжения и трение качения на боковых гранях для устранения переориентации узлов при реверсах.

Однако такая конструкция направляющих ограничивает скорость и ускорение перемещения узлов в высокоскоростных станках.

Комбинированный тип имеет сравнительно меньшую область применения, чем первые два типа направляющих.

 

Справочные данные


Таблица 5. Значения коэффициентов безопасности в зависимости от характера нагрузки

Характер нагрузки на подшипник

Kб

Примеры использования

Спокойная нагрузка без толчков

1,0

Ролики ленточных конвейеров; маломощные кинематические редукторы и приводы

Легкие толчки. Кратковременные перегрузки до

125% номинальной расчетной нагрузки

1,0...1,2

Прецизионные зубчатые передачи; металлорежущие станки (кроме строгальных и долбежных); блоки; электродвигатели малой и средней мощности; легкие вентиляторы и воздуходувки

Умеренные толчки. Вибрационные нагрузки.

Кратковременная перегрузка до 150% номинальной расчетной нагрузки

1,3...1,5

Буксы рельсового подвижного состава; зубчатые передачи 7 и 8 степени точности; редукторы всех конструкций

То же в условиях повышенной надежности

1,5...1,8

Центрифуги; мощные электрические машины; энергетическое оборудование

Нагрузки со значительными толчками и вибрацией.

Кратковременные перегрузки до 200% номинальной расчетной нагрузки

1,8...2,5

Зубчатые передачи 9 степени точности; дробилки и копры; кривошипно-шатунные механизмы; валки прокатных станов; мощные вентиляторы и эксгаустеры

Нагрузки с сильными ударами и кратковременные перегрузки до 300% номинальной расчетной нагрузки

2,5...3,0

Тяжелые ковочные машины; лесопильные рамы; рабочие рольганги у крупных станов,

блюмингов и слябингов

 

Таблица 6. Значение температурного коэффициента в зависимости от рабочей температуры подшипника

Рабочая температура подшипника, 0C

100

125

150

175

200

225

250

Температурный коэффициент Kт

1,0

1,05

1,10

1,15

1,25

1,35

1,40

                                                                                  

                                                                                                                                                                               Таблица 7.

Условия нагружения

Осевые нагрузки на подшипник