Главная       Продать работу       Заказать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. дополнения > Лекции
Название:
ПІДШИПНИКИ

Тип: Лекции
Категория: Тех. дополнения
Подкатегория: Лекции

Цена:
1 грн



Подробное описание:

ПІДШИПНИКИ

Загальні відомості про підшипники кочення

Підшипники кочення – це елементи опор осей, валів та інших деталей, що працюють на використанні принципу тертя кочення.

Підшипник кочення (рис. 32.1) складається із зовнішнього 1 та внутрішнього 2 кілець, тіл кочення 3 і сепаратора 4. Внутрішнім кільцем підшипник розміщують на валу або осі, а зовнішнім – у корпусі опори. Відносне обертання внутрішнього кільця відносно зовнішнього забезпечується за рахунок тіл кочення між кільцями. Тіла кочення перекочуються по доріжках кочення (бігових доріжках), які передбачені на зовнішньому та внутрішньому кільцях підшипника. Сепаратор розділяє тіла кочення і утримує їх на однаковій відстані.

Рис. 32.1.

Підшипники кочення стандартизовані і виготовляються на спеціалізованих заводах масовим виробництвом. Підшипники кочення є основними видами опор у машинах. Вони виготовляються близько 20000 різних типорозмірів у діапазоні зовнішніх діаметрів від 1 мм до 3 м і масою від 0,5 г до 7 т.

Переваги підшипників кочення для опор у порівнянні з іншими видами опор.

а)   малі втрати на тертя, що забезпечує високий ККД опор (до 0,99);

б)   висока несуча здатність;

в)   малі габаритні розміри в осьовому напрямі;

г)   незначні витрати мастильних матеріалів;

д)   невисокі вимоги до матеріалу та якості поверхонь цапф валів і осей, що розміщуються у підшипниках кочення.

До недоліків підшипників кочення належать такі:

а)  значні габаритні розміри, що утруднює застосу­вання їх при малих відстанях між осями валів;

б) обмежений строк служби, при великих навантаженнях та швидкостях;

в)  низька здатність демпфувати ударні навантаження;

г)   підвищений шум при високих швидкостях обертання.

Класифікація, матеріали деталей і точність підшипників кочення

Підшипники кочення поділяють за такими ознаками:

  1. За формою тіл кочення підшипники бувають кулькові та роликові. Основні форми тіл кочення зображені на рис. 32.2, а ж.

Роликові підшипники за тією ж ознакою ділять на підшипники: із короткими та довгими роликами (рис. 32.2, б, в); із витими роликами (рис. 32.2, е); із конічними роликами (рис. 32.2, д); із бочкоподібними роликами (рис. 32.2, е, є) і з голчастими роликами (рис. 32.2, ж).

  1. За числом рядів тіл кочення – одно-, дво- та чотирирядні.
  2. За способом компенсації перекосів вала – несамоустановні та самоустновні сферичні. Самоустановні підшипники допускають перекоси кілець до 2-3°, завдяки чому можуть працювати при збільшених деформаціях валів і при неспіввісному розміщенні отворів під підшипники в окремих опорах вала.
  3. За радіальними розмірами підшипники кочення з одним і тим же внутрішнім діаметром d ділять на 5 серій діаметрів (надлегка, особливо легка, легка, середня та важка) і на 5 серій ширин (особливо вузька, вузька, нормальна широка, особливо широка). Співвідношення розмірів підшипників різних серій показано на рис. 32.3 (а – особливо легка; б – легка; в – легка широка; г – середня; д – середня широка; е – важка серії).
  4. За напрямом сприйманого навантаження підшипники кочення поділяють на радіальні – сприймають тільки радіальне навантаження, яке направлене перпендикулярно до осі обертання (деякі радіальні підшипники, наприклад кулькові, можуть сприймати певні осьові навантаження); упорні – сприймають тільки осьове навантаження; радіально-упорні – здатні сприймати радіальне та осьове навантаження; упорно-радіальні –сприймають значне осьове і незначне радіальне навантаження.

Кулькові підшипники ліпше працюють при підвищених швидкостях обертання і менш чутливі до перекосів. Роликові підшипники мають більш високу вантажність (приблизно на 70-100 %) порівняно з кульковими.

Усі підшипники кочення мають умовне позначення, яке складається з ряду цифр. Дві перші цифри, рахуючи справа, означають внутрішній діаметр підшипників, до того ж для всіх підшипників із внутрішнім діаметром 20 мм і більше ці дві цифри означають частку від ділення діаметра (в міліметрах) на 5. Для підшипників із внутрішнім діаметром до 9 мм перша цифра праворуч показує фактичний розмір внутрішнього діаметра, мм. Внутрішні діаметри 10; 12; 15 і 17 мм позначають двома цифрами 00; 01; 02 і 03, відповідно.

Третя цифра праворуч разом із сьомою свідчать про серію підшипників всіх діаметрів (d ≥ 10 мм): основна з особливо легких серій позначається цифрою 1, легка – 2, середня – 3, важка – 4, легка широка – 5, середня широка – 6 і т. д.

Четверта цифра праворуч показує на тип підшипника: 0 – радіальний кульковий однорядний;                 1 – радіальний кульковий дворядний сферичний; 2 – радіальний із короткими циліндричними роликами;            3 – радіальний роликовий дворядний сферичний; 4 – роликовий із довгими циліндричними роликами або голчастий; 5 – роликовий із витими роликами; 6 – радіально-упорний кульковий; 7 – роликовий конічний;         8 – упорний кульковий; 9 – упорний роликовий.

П'ята та шоста цифри праворуч, що вводяться не для всіх підшипників, характеризують їхні конструктивні особливості.

Цифри 6, 5, 4 і 2, що стоять через знак «тире» перед умовним позначенням підшипника, означають його клас точності (2 – найвищий клас точності). Нормальний клас точності позначається цифрою 0, яка не показується.

Приклади позначення підшипників: 318 – внутрішній діаметр d = 18 · 5 = 90 мм; 3 – середня серія;         0 – радіальний кульковий однорядний підшипник (нулі перед значущими цифрами спереду позначення не записуються); 7216 – внутрішній діаметр 80 мм, легка серія, підшипник роликовий конічний.

Основні параметри стандартних підшипників – розміри, маса, вантажність (статична і динамічна), гранична швидкість обертання – наводяться у спеціальних каталогах підшипників кочення.

Матеріали деталей і точність підшипників кочення. Основний матеріал для кілець та тіл кочення підшипників – це підшипникові високовуглецеві хромисті сталі ШХ9, ШХ15 і ШХ15ГС. Твердість після відповідної термообробки кілець і роликів становить 60... 65 HRC, а кульок – 62...66 HRC.

Для основних деталей підшипників кочення великих розмірів широко застосовують цементовані сталі марок 18ХГТ, 12ХНЗА, 20Х2Н4А та інші із твердістю 59...60 HRC.

Сепаратори виготовляють із м'якої вуглецевої сталі методом штампування; для високошвидкісних підшипників використовують масивні сепаратори з антифрикційних бронз, латуні, алюмінієвих сплавів або пластмас (текстоліту, поліаміду).

Для роботи в умовах ударних навантажень та високих вимог до безшумності застосовують підшипники з тілами кочення, виготовленими з пластмас (переважно із склопластиків). При цьому різко зменшуються вимоги до твердості кілець і їх можна виготовляти з легких сплавів.

Підшипники кочення поділяють на п'ять класів точності (ГОСТ 520-89), які позначаються цифрами (у порядку підвищення точності): 0, 6, 5, 4 і 2.

Точність підшипників кочення в основному характеризується:

а) точністю основних розмірів (внутрішнього і зовнішнього діаметрів підшипника та ширини кілець);

б) точністю форми взаємного розміщення поверхонь кілець;

в) точністю обертання.

Монтаж, змащування та ущільнення підшипників кочення

Конструкція опор кочення, правильне складання і монтаж підшипників суттєво впливають на надійність та довговічність роботи підшипників кочення. Підшипники монтують, щоб забезпечувалось потрібне радіальне та осьове фіксування вала, але при цьому вони не повинні додатково навантажуватись силами від високих натягів у посадках кілець, температурних деформацій, перетяжки при монтажі, перекосів кілець.

Забезпечення жорсткості та співвісності посадочних гнізд. Гнізда у корпусах, які призначені для розміщення в них зовнішніх кілець підшипників, повинні бути достатньо жорсткими, бо деформація посадочних поверхонь може спричинити заклинювання тіл кочення і передчасне руйнування підшипника. Заклинювання може відбутись, коли не забезпечена співвісність посадочних гнізд у корпусі для двох опор вала або співвісність посадочних цапф вала.

У разі виникнення значних труднощів у забезпеченні співвісності посадочних гнізд (наприклад, при неможливості розміщення двох підшипників вала в єдиному жорсткому корпусі) використовують самоустановні сферичні підшипники. Такі підшипники застосовують також при великих поперечних прогинах осей та валів.

Монтаж підшипників кочення. Для осьового фіксування вала і сприймання опорою осьових навантажень обидва кільця підшипника фіксуються: внутрішнє кільце – на валу, зовнішнє – у корпусі опори.

На рис. 32.4 показані деякі характерні способи монтажу підшипників на валу.

Внутрішні кільця підшипників закріпляють на валах, використовуючи буртики вала і посадку з натягом (рис. 32.4,а), пружинні стопорні кільця (рис. 32.4,б), торцеві шайби (рис. 32.4,в) і круглі спеціальні гайки разом із стопорними шайбами (рис. 32.4,г). Такий монтаж підшипників на валах використовується для валів, що обертаються відносно нерухомого корпусу.

Монтаж підшипників кочення у нерухомому корпусі може здійснюватись за способами, показаними на рис 32.5. За потребою забезпечення осьового переміщення опори вала, наприклад для компенсації температурних деформацій вала, зовнішнє кільце підшипника не фіксується в осьовому напрямі в корпусі   (рис. 32.5,а). Однобічна фіксація осьового положення вала може здійснюватись однобічним закріпленням зовнішнього кільця підшипника буртиком у гнізді корпусу або кришкою підшипника (рис. 32.5,б,в).

Двобічне закріплення зовнішнього кільця в гнізді корпусу виконується за допомогою буртика або пружинного стопорного кільця та кришки підшипника (рис. 32.5,г,д). Існують також інші способи монтажу та фіксації підшипників кочення у гнізді корпусу.


Особливості монтажу підшипників двох опор вала у випадках використання радіальних, радіально-упорних та упорних підшипників. Радіальні підшипники застосовують при радіальному навантаженні опор і деколи при незначному осьовому навантаженні (кулькові радіальні підшипники). На рис. 32.6,а зображено варіант розміщення вала на радіальних кулькових підшипниках, який використовується для коротких валів.

Тут підшипники мають однобічну фіксацію зовнішніх кілець у двох опорах. Невеликий зазор 0,2-0,3 мм між зовнішнім кільцем та кришкою передбачають для запобігання заклинюванню тіл кочення при температурному видовженні вала.

Довгі вали розміщують на радіальних кулькових підшипниках за варіантом на рис. 32.6,б. У цьому варіанті внутрішні кільця двох підшипників мають двобічну фіксацію на валу, зовнішнє кільце одного з підшипників зафіксоване у корпусі з двох боків, а зовнішнє кільце другого підшипника має можливість переміщуватись у корпусі в осьовому напрямі.

Цим можна запобігти заклинюванню підшипників при температурному видовженні вала. Фіксований із двох боків на валу та в корпусі підшипник сприймає радіальне і осьове навантаження, а вільно розміщений у гнізді корпусу підшипник (плаваюча опора) – тільки радіальне навантаження (напрями навантаження показані стрілками). Підшипник плаваючої опори повинен бути навантаженим меншою радіальною силою.

Схеми монтажу роликових радіальних підшипників в опорах валів залежать у значній мірі від конструктивних особливостей цих підшипників.

Радіально-упорні  підшипники одночасно сприймають радіальне та осьове навантаження. Особливістю цих підшипників є те, що під час їхнього радіального навантаження виникає осьова сила, яка обумовлена кутом контакту α тіл кочення. Ця осьова сила заставляє вал зміщатись в осьовому напрямі. Щоб запобігти таким  зміщенням, вали у більшості випадків слід розміщувати на двох радіально-упорних підшипниках, до того ж поставлених так, щоб осьові сили, які в них виникають, були направлені в протилежні боки (тобто з протилежним напрямом кутів контакту α).

На рис. 32.7 показані варіанти монтажу радіально-упорних кулькових та роликових підшипників в опорах валів. Для коротких валів застосовують варіанти монтажу «у розпір» (рис. 32.7,а) та «у розтяжку»     (рис. 32.7,б).

 

У цих варіантах кожне кільце двох підшипників має тільки однобічну осьову фіксацію на ва­лу і в гнізді корпусу опори.

Довгі вали, які навантажені радіальними та осьовими силами, розміщують на комбінованих опорах (рис. 32.7,в). Одна опора складається з двох радіально-упорних підшипників, поставлених «у розпір», і сприймає радіальне і двобічне осьове навантаження. Для другої опори вала може бути використаний радіальний підшипник (для сприймання тільки радіального навантаження) із можливістю осьового переміщення (плаваюча опора) при температурних видовженнях вала.

Радіально-упорні підшипники вимагають регулювання. Регулювання натягу підшипників здійснюють за допомогою набору прокладок між корпусом та кришкою (рис. 32.7,а,в) або за допомогою гайки на валу   (рис. 32.7,б).

Упорні підшипники застосовують для сприймання тільки осьових навантажень вала. Одинарні упорні підшипники сприймають осьове навантаження в одному напрямі, а подвійні підшипники здатні сприймати двобічне осьове навантаження. Варіанти монтажу зображені на рис. 32.8,а,б.

Інколи в одній опорі можна використовувати радіальний і упорний підшипники. У цьому випадку така комбінована опора вала здатна сприймати як радіальні, так і осьові навантаження.

Посадки підшипників кочення. Посадки кілець підшипників на вал і в гніздо корпусу залежать від режиму роботи, виду навантаження, типу підшипника та способу його регулювання. Розрізняють два основних види навантажень підшипників: циркуляційне і місцеве.

Циркуляційне навантаження, при якому кільце підшипника обертається щодо вектора дії сили, наприклад внутрішнє кільце підшипника, яке розміщене на валу із зубчастим колесом. Таке кільце ставлять на вал із натягом. У противному разі через зазор воно почне обкочуватись по цапфі, що спричинить її спрацьовування.

Місцеве навантаження, при якому кільце не обертається щодо вектора діючої сили. Таке навантаження здійснюється відносно зовнішнього кільця підшипника, який поставлений на вал із зубчастим колесом навантаженої передачі. У випадку місцевого навантаження кільця підшипників ставлять із невеликим зазором або малим натягом. Така посадка дозволяє кільцю під дією поштовхів та вібрацій періодично повертатись навколо своєї осі та вступати в роботу новим навантаженим ділянкам бігової доріжки.

Кільця підшипників, які повинні при регулюванні зазорів переміщатись на валу або в корпусі, встановлюють по рухомій посадці.

Призначення полів допусків для посадки підшипників кочення слід робити з урахуванням наведених  рекомендацій:

1. Поля допусків вала для посадки внутрішніх кілець підшипників:

при циркуляційному навантаженні (вал обертається) – j6, k6, m6, n6.

при місцевому навантаженні (вал не обертається) – g6, h6.

2. Поля допусків отворів в корпусі для посадки зовнішніх кілець підшипників:

при циркуляційному навантаженні (корпус обертається) – К6, М7, N7.

при місцевому навантаженні (корпус не обертається) – Js7, H7, К6, М7.

Змащування підшипників кочення. Щоб зменшити тертя між тілами кочення, кільцями і сепаратором, захистити від корозії та підви­щити герметизацію робочої зони підшипників кочення, їх періодично змащують.

Практичне застосування для змащування підшипників кочення мають рідкі мінеральні та пластичні мастила.

Рідкі мастила використовують за потребою мінімальних втрат на тертя і при підвищених робочих температурах підшипників. Чим більше навантаження на підшипник і вища температура, тим вищою повинна бути в'язкість мастила. Змащування підшипників рідкими мастилами може здійснюватись зануренням у мастильну ванну, розбризкуванням, мастильним туманом або краплинним спссобом. При змащуванні зануренням підшипників горизонтальних валів рівень мастила повинен бути не вище від центра нижнього тіла кочення.

Пластичні мастила закладають у підшипникові гнізда корпусів на 0,3-0,6 їхнього вільного об'єму і періодично поновлюють. Найдоцільніше використовувати пластичні мастила для підшипників, розміщених у важкодоступних місцях, підшипників, що працюють у забрудненому середовищі, та підшипників із коливним рухом малої амплітуди. Підвищена надійність захисту від забруднення пов'язана із заповненням пластичним мастилом зазорів і відповідно додатковим ущільненням опор валів.

При високих температурах для підшипників кочення застосовують тверді мастильні матеріали у розпиленому стані – графіт і дисульфід молібдену.

Ущільнення підшипників кочення. Щоб захистити підшипники кочення від забруднення та запобігти витіканню з них мастила, слід застосовувати в опорах валів ущільнювальні пристрої.

За принципом дії ущільнювальні пристрої (рис 32.9) поділяють на такі: контактні (манжетні та сальникові), що використовукться при низьких та середніх швидкостях; ущільнювальна дія забезпечується завдяки щільному контакту деталей пристрою; лабіринтні та щілинні, які застосовують у необмеженому діапазоні швидкостей; захист здійснюється завдяки підвищеному опору витікання мастила через вузькі щілини; відцентрові, які можуть бути використаними при середніх та високих швидкостях; принцип дії – відкидання відцентровими силами мастила та забруднюючих речовин, які попадають у підшипникові вузли; комбіновані, які поєднують два або більше розглянутих вище принципів дії.

Манжетні ущільнення (рис. 32.9,а) виконують у вигляді кільцевих манжет, які встановлюють, наприклад, у кришку з натягом. Манжета притискається до вала під дією сил пружності самої манжети та спеціальної пружини. Манжетні ущільнення стандартизовані (ГОСТ 8752-79) і належать до досить надійних у роботі. Вони однаково можуть бути використаними як для рідких, так і для пластичних мастил при колових швидкостях поверхні вала до 10 м/с. Контактна з манжетою поверхня вала повинна бути полірованою.

Сальникові ущільнення (рис. 32.9,б) виконують у вигляді просочених у гарячому мастилі фетрових кілець, що розміщені з натягом у спеціальних кільцевих жолобах. Використовують сальникові ущільнення для рідких та пластичних мастил при швидкостях до 5 м/с на полірованих поверхнях валів.

Лабіринтні ущільнення (рис. 32.9,в) є найдосконалішими для ро­боти при високих швидкостях. Малі зазори 0,2-0,5 мм при роботі ущільнень в умовах низьких та середніх швидкостей заповнюють пластичним мастилом.

Щілинні ущільнення (рис. 32.9,г,д) виконують у вигляді кільцевих щілин із проточками. Щілини заповнюють пластичним мастилом і використовують для підшипникових вузлів, що працюють у чистому та сухому середовищі.

Ущільнення, робота яких базується на дії відцентрової сили (рис. 32.9, е), використовують як внутрішні ущільнення. Вони прості за конструкцією, але не забезпечують ущільнювальної дії при зупинках машини.

Комбіновані ущільнення застосовують при роботі опор із підшипниками кочення в умовах сильного забруднення або в агресивному середовищі.

Навантаження на тіла кочення.

Види руйнувань і критерії розрахунку підшипників кочення

Навантаження на тіла кочення при радіальному навантаженні підшипників розподіляється нерівномірно (рис. 32.10). Навантаження сприймають тільки ті тіла кочення, що розміщені на дузі, яка не перевищує 180°.

При симетричному розміщенні кульок відносно лінії дії радіального навантаження Fr за умовою рівно­ваги запишемо (рис. 32.10):

Fr = F0 + 2F1cosγ + 2F2 cos 2γ + ··· + 2Fncosnγ,           (1)

де γ = 360°/z;      z– число кульок.

У вираз (1) входять тільки ті члени, для яких кут nγ < 90°.

За умови точності розмірів кульок та кілець і відсутності радіального зазора встановлено такі співвідношення:

F1 = F0 cos3/2 γ;             F2 = F0 cos3/2 2γ; ... ;             Fn= F0 cos3/2 nγ.      (2)

Якщо F1, F2, ..., Fn підставити у рівняння (1) та розв'язати його відносно F0, то

F0 = Fr /(1 + 2 cos5/2 γ + 2 cos5/2 2γ + · · · +2 cos5/2 nγ) = FrK.

Для довільного числа кульок у підшипнику коефіцієнт K = 4,37/z. Якщо врахувати поправки на вплив радіального зазора та неточностей розмірів деталей підшипника, то

F0 = 5Fr /z;      Fn = (5Fr/z) cos3/2 nγ.                    (3)

У радіально-упорних кулькових підшипниках сила на найбільш навантажену кульку більша, ніж у радіальних у відношенні 1/cos α, тобто

F0 = 5Fr/(z cos α),                                             (4)

де α – кут контакту тіл кочення (див. табл. 32.1).

Для упорних підшипників розрахункова сила на кульку

F0a = 1,25Fa/z,                                                 (5)

де Fa – осьове навантаження на підшипник; 1,25 – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу сил між кульками.

Контактні напруги в деталях підшипників. При відомих F0, F1 . . . Fn можна визначити контактні напруги в підшипнику. Розрахункові формули для відповідних випадків контакту можна знайти в довідниках. Ці формули не розглядаються, оскільки на практиці розрахунок (підбір) підшипників виконують не по напругах, а по навантаженнях.

В кожній точці поверхні контакту кілець або кульок контактні напруги змінюються по віднулевому циклу – рис. 16.15, де зображені напруги в точках а і b (див. рис. 32.10) при обертанні внутрішнього кільця. Період циклу напруг в кожній точці бігових доріжок рівний часу переміщення чергової кульки в дану точку.

Із змінними контактними напругами зв’язаний втомний характер руйнування робочих поверхонь деталей подшипника (викришування).

Опір утомленості підшипника залежить від того, яке з кілець обертається – внутрішньо або зовнішнє. Сприятливим є випадок обертання внутріщнього кільця (при цьому зовнішнє кільце нерухомо). При рівному навантаженні F0 напруги в точці а кільця (див. рис. 16.14 більше, ніж напруги в точці b оскільки в точці а кулька соприкасается з опуклою, а в точці b з увігнутою поверхнею. В цих умовах рівне число циклів напруг викличе втомне руйнування перш за все в точці а. Для того, щоб зрівняти умови роботи кілець, необхідно зменшити число циклів напруг в точці а в порівняні з точкою b. Таке зменшення і досягається при обертанні внутрішнього кільця, оскільки на половині обороту точка а розвантажується зовсім, а в більшій частині іншої половини навантажена не повністю (див. рис. 16.15).

               Кінематика підшипника. Кулька в підшипнику скоює планетарний рух. На рис 16.16 зображений план швидкостей для випадку обертання внутрішнього кільця.

 

Тут    ν1 = ωD1/2;                             ν0 = ν1/2.

Кутова швидкість кульки навкруги своєї осі

ωш = 2 (ν1 – ν0)/Dω = 0.5ωD1/Dω.                                       (16. 14)

Кутова швидкість кульки навколо осі валу, або кутова швидкість сепаратора

ωc = 2ν0/D = 0,5ωD1/(D1 + Dω) ≈ 0,5ω.                                (16.15)

Отже, сепаратор обертається в ту ж сторону, що і вал, з кутовою швидкістю, рівною приблизно половині кутової швидкості вала.

Формула (16.15) дозволяє відзначити, що кутова швидкість сепаратора залежить від розмірів кульки. Чим більше Dw при постійному Dтим менше ωс. При неточному виготовленні кульок великі з них гальмують, а менші прискорюють сепаратора. Між сепаратором і кульками можуть виникати значний тиск і сили тертя. З цим пов'язані знос кульок і сепараторів, збільшення втрат в підшипнику і випадки поломки сепараторів. Це обумовлює високі вимоги до точності виготовлення деталей підшипника і відповідність сепаратора як однієї з цих деталей.

Контакт кульки з кільцями здійснюється по деякій дузі aba. Швидкості точок а і b при кочені кульки різні. Якщо припустити, що в точці b немає ковзання, то воно буде в точці а. Таким чином в кулькових підшипниках разом з тертям качения спостерігається тертя ковзання. Це створює додатковий знос і втрати в кулькових підшипниках. В роликових підшипниках всі точки контакту однаково віддалені від осі роликів. Тут спостерігається чисте кочення. Втрати і знос в роликових підшипниках менші, ніж в кулькових.

Динаміка підшипника. Кожна кулька або ролик підшипника (рис. 16.17,а) притиснутий до зовнішнього кільця відцентровою силою

Fцб = mωc2D/2,

де m – маса кульки або ролика.

Контактні напруги у зовнішнього кільця менше ніж у внутрішнього, тому додаткове навантаження відцентровими силами практично не впливає на працездатність підшипника. Це положення залишається справедливим тільки до деяких значень частот обертання, які вважаються нормальними для даного підшипника (див. приклади в табл. 16.2). У високошвидкісних підшипників вплив відцентрових сил зростає. Відцентрові сили несприятливі для упорних підшипників (рис. 16.17,6). Тут вони розклинюють кільця і можуть тиснути на сепаратор – підвищуючи тертя та знос.

Окрім відцентрових сил на кульки упорного підшипника діє гіроскопічний момент, пов'язаний із зміною напряму осі обертання в просторі (рис. 16.17,б):

Mг = Jωшωс.                                                (16.17)

де, J – момент інерції кульки щодо своєї осі. Під дією гіроскопічного моменту кулька прагне повернутися в напрямі, перпендикулярному напряму кочення. Обертання можливо, якщо

Mг > Mт = FƒDω                                          (16.18)

де Мт – момент сил тертя між кулькою і кільцями; F – навантаження на кульку. Обертання кульок під дією Мг супроводиться додатковими втратами та зносом.

В радіальних підшипниках напрям осі обертання кульок або роликів в просторі не змінюється. Тому на них не діють гіроскопічні моменти. Радіально-упорні підшипники займають проміжне положення. Для них 

Mг = Jωшωсsinα,

де α – кут тиску  (див. рис. 16.13).

Таким чином, шкідливий вплив динамічних факторів більше виявляється в упорних підшипниках. Тому допустимі частоти обертання для упорних підшипників значно нижче, ніж для радіальних і радіально-упорних. При високих частотах обертання упорні підшипники рекомендують замінювати радіально-упорними.

Змащування підшипників. Мастило істотно впливає на довговічність підшипників. Вона зменшує тертя, знижує контактні напруги, захищає від корозії, сприяє охолоджуванню підшипника. Для змащування підшипників кочення застосовують пластичні (густі) мазі і рідкі масла. Рідке мастило більш ефективне для охолоджування і зменшення втрат. Необхідна кількість мастила для підшипників кочення дуже невелика. Зайва кількість мастила тільки погіршує роботу підшипника. Наприклад якщо сепаратора занурити в масло, то воно перешкоджатиме його вільному обертанню, збільшуються втрати і нагрів підшипника. Підшипникові вузли необхідно ретельно захищати від попадання пилу і бруду. В противному випадку довговічність підшипників різко знижується.

Види руйнувань і критерії розрахунку підшипників кочення. Підшипники кочення втрачають свою роботоздатність внаслідок руйнування їхніх деталей, яке проявляється в різних формах.

Втомне викришування робочих поверхонь відбувається в результаті дії циклічно змінних контактних напружень на бігових доріжках кілець і спостерігається у довгочасно працюючих у нормальних умовах підшипників. Здебільшого викришування починається на доріжках кочення найбільш напружених кілець: у більшості підшипників – на внутрішніх, а у сферичних – на зовнішніх кільцях

Спрацьовування кілець та тіл кочення спостерігається при недостатньому захисті підшипників від впливу зовнішнього абразивного середовища. Спрацьовування підшипників можна зменшити, забезпечивши достатнє змащування та використовуючи надійні конструкції ущільнень.

Руйнування кілець підшипника та тіл кочення пов'язане з ударними перевантаженнями, неправильним монтажем опори, який може спричинити перекоси кілець і заклинювання підшипника.

Руйнування сепараторів – результат дії відцентрових сил та навантаження сепаратора з боку тіл кочення.

Залишкові деформації на бігових доріжках кілець виникають внаслідок динамічних та ударних навантажень у формі місцевих ямок та вм'ятин Спостерігаються у важко навантажених тихохідних підшипниках.

Розрахунок підшипників кочення базують на двох критеріях – за умовою запобігання появі залишкових деформацій (розрахунок на статичну вантажність) і за умовою запобігання появі ознак втомного руйнування робочих поверхонь протягом розрахункового строку служби (розрахунок на динамічну вантажність).

Підбір підшипників кочення за статичною та динамічною вантажністю

Підбір підшипників за статичною вантажністю. Підшипники кочення вважають статично навантаженими тоді, коли кутова швидкість рухомого кільця підшипника не перевищує 0,1 рад/с (або частота обертання не більша за 1 хв–1). Підбір таких підшипників здійснюється за умовою  

R0 < С0,                 (6)

де R0 – розрахункове статичне навантаження на підшипник; С0 – базова статична вантажність (наводиться у каталогах для кожного типорозміру підшипників).

Базова статична вантажність – це таке статичне навантаження на підшипник (радіальне – для радіальних і радіально-упорних підшипників, центральне осьове – для упорних і упорно-радіальних підшипників), якому відповідає загальна залишкова деформація тіл кочення і кілець у найбільш навантаженій точці їхнього контакту, що дорівнює 0,0001 діаметра тіла кочення.

Розрахункове статичне навантаження на підшипник визначають за формулою

R0 = Х0 Rr + Y0Ra,                               (7)

де           Rr, Ra – радіальне та осьове навантаження на підшипник відповідно, Н;

               Х0, Y0 – коефіцієнти радіального та осьового статичного навантаження відповідно.

Якщо у розрахунках виявиться, що R0 < Rr, то треба брати R0 = Rr

Якщо умова для вибраного за діаметром цапфи вала підшипника не виконується, то слід орієнтуватись на підшипники більш важких серій.

Підбір підшипників за динамічною вантажністю. Динамічно навантаженими вважають такі підшипники, у яких рухоме кільце обертається зі швидкістю ω > 0,1 рад/с, до того ж при 0,1 < ω < 1 рад/с у розрахунках беруть ω = 1 рад/с Динамічно навантажені підшипники підбирають за фактичною їхньою довговічністю в заданих умовах експлуатації за умови відсутності проявів втомного руйнування.

Базова динамічна вантажність – це постійне радіальне навантаження (а для упорних і упорно-радіальних підшипників осьове навантаження), яке підшипник може сприймати протягом одного мільйона обертів при безвідказній роботі 90 %.

На основі експериментальних досліджень була встановлена залежність між навантаженням на підшипник та його довговічністю:

L = a1a23(Cr/R)p.                                 (8)

Тут L – довговічність підшипника до появи ознак втоми, млн об; a1 і a23 – коефіцієнти; Сг – базова динамічна вантажність; R – розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник; p – показник степеня, який згідно з результатами експериментів для кулькових підшипників дорівнює 3, а для роликових підшипників – 10/3.

Базова динамічна вантажність Сг для всіх підшипників кочення наводиться в каталогах. Підбір підшипників кочення за динамічною вантажністю зводиться до визначення їхньої довговічності в конкретних умовах роботи.

Якщо відома кутова швидкість ω, рад/с, рухомого кільця підшипника, то за добутим із формули (8) значенням L довговічність Lh, год, можна визначити за співвідношенням

Lh = 106πL/( 1800ω) = 1745L/ω.                       (9)

Потрібна довговічність підшипників Lh визначається строком служби машини між капітальними ремонтами. В машинобудуванні беруть Lh = (3000...50000) год.

Стандарти запроваджують довговічність підшипників: Lh = 10000 год для зубчастих редукторів;          Lh = 5000 год для черв'ячних редукторів.

Коефіцієнти a1 і a23 у формулі (8) уведені за рекомендацією ISO.

Коефіцієнт a1 враховується в разі потреби мати підшипники підвищеної надійності: а1 = 1 при 90 %–й надійності; а1 = 0,62 при 95 %–й; а1 = 0,44 при 97 %–й; а1 = 0,33 при 98 %–й. Коефіцієнт а23 враховує якість матеріалу деталей підшипника та умови експлуатації. Для звичайних умов роботи серійних підшипників: кулькових, крім сферичних, а23 = 0,7...0,8; кулькових сферичних і роликових із циліндричними роликами         а23 = 0,5...0,6; роликових конічних а23 = 0,6...0,7.

Якщо довговічність підшипників, що розрахована за базовою динамічною вантажністю, незадовільна, то слід підібрати підшипник більшого типорозміру.

Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипники кочення

Розрахунковим еквівалентним навантаженням R для радіальних та радіально-упорних підшипників називається така постійна радіальна сила, яка при її дії на підшипник (зовнішнє кільце нерухоме, а внутрішнє обертається) забезпечує довговічність, що даний підшипник буде мати при дійсних умовах навантаження і обертання. Для упорних та упорно-радіальних підшипників – це постійна центральна осьова сила при обертанні кільця, закріпленого на валу, і нерухомому кільці у корпусі.

Розрахункове еквівалентне навантаження на радіальні кулькові та радіально-упорні кулькові і роликові підшипники визначається за залежністю

R = (XVRr + YRa )KбKт

Розрахункове еквівалентне навантаження знаходять за більш простими формулами: для радіальних кулькових та роликових підшипників, не навантажених осьовою силою (Ra = О і X = 1),

R = VRrKбKт;                                  (11)

для упорних кулькових та роликових підшипників (Rr = 0;  V = 1)

R = RaKбKт                                 (12)

для упорно-радіальних кулькових та роликових підшипників

R = (XRr + YRa)KбKт                       (13)

У формулах (10)...(13) взяті такі позначення:

Rr, Ra – радіальне та осьове зовнішні навантаження на підшипник відповідно;

X і Υ – коефіцієнти радіального та осьового навантаження відповідно;

V – коефіцієнт обертання (V = 1 – якщо внутрішнє кільце обертається і V = 1,2 – якщо не обертається);

Kб – коефіцієнт безпеки (Kб = 1 – при спокійному навантаженні; Kб = 1,2 – при легких поштовхах і короткочасних перевантаженнях до 125 %; Kб = 1,5 – при помірних поштовхах і перевантаженнях до 150 %;    Kб = 2 – при значних поштовхах та вібраціях і перевантаженнях до 200 %; Кб = 3 – при ударному навантаженні та перевантаженнях до 300 %);

Kт – температурний коефіцієнт (якщо робоча температура опори t ≤ 100°С, то Kт = 1; якщо t = 125 °С, то Kт = 1,05; якщо t = 150 °С, то Kт = 1,1).

Значення коефіцієнтів X і Υ вибирають на основі порівняння відношення Ra/VRr і параметра осьового навантаження е (табл. 32.2). Це пов'язано з тим, що через наявність радіального зазора в підшипнику при відсутності осьового навантаження має місце підвищена нерівномірність навантаження тіл кочення. Зі збільшенням осьового навантаження при постійному радіальному відбувається зменшення зазора і навантаження на тіла кочення розподіляється більш рівномірно. Для деякого значення Ra /(VRr) = е це компенсує у однорядних підшипниках збільшення загального навантаження на підшипник із ростом осьової сили Ra. Тому значення X і Υ різні при Ra/(VRr) ≤ е і Ra /(VRr) > е. В однорядних підшипниках при Ra/(VRr) ≤ е розрахунок ведеться на дію одного радіального навантаження, тобто беруть X =1 і Υ = 0.

Параметр осьового навантаження е для кулькових (радіальних і радіально-упорних типу 36000) підшипників вибирають залежно від відношення Ra/C0 (табл.). Для інших типів підшипників параметр е безпосередньо беруть у каталозі.

Осьові навантаження Ra на радіальні кулькові підшипники беруть рівними зовнішнім осьовим силам Fa, що діють на вал.

Осьові навантаження Ra на радіальне-упорні підшипники визнача­ють за зовнішньою осьовою силою Fa, що діє на вал, і осьовими складовими Fs1 та Fs2, що виникають у двох опорах вала при радіальному навантаженні їх.

Осьову складову силу Fs, що виникає при радіальному навантаженні радіально-упорного підшипника, знаходять із залежностей: Fs = eRr – для кулькових підшипників; Fs = 0,83 eRr – для роликових конічних підшипників.

Оскільки для підшипників типу 36000 параметр е залежить від відношення Ra/C0, для визначення Ra параметр е можна обчислити за такою формулою:

Ige = (lg (Rr/C0) – 1,144)/4,729.                                (14)

Розрахункові осьові навантаження Ra1 і Ra2 на радіально-упорні підшипники двох опор вала визначають залежно від схеми розміщення радіально-упорних підшипників (рис 32.7,а,б) та напряму зовнішньої осьової сили Fa. Для двох радіально-упорних підшипників опор вала повинні зберігатись умови:  Ra1 ≥ Fs1;  Ra2 ≥ Fs2. З урахуванням цих умов та умови рівноваги вала Fa – Ra1 + Ra2 = 0 знаходять розрахункові осьові навантаження Ra1 та Ra2.

Підшипники кочення, що працюють при змінних режимах навантаження, можна підбирати за розрахунковим еквівалентним навантаженням RE, яке дорівнює силі, що спричинює такий же ефект втоми підшипника, як і весь комплекс діючих за розрахунковий строк служби навантажень.            

Еквівалентне навантаження визначають за формулою

RE = ,           (15)

де Ri – еквівалентне навантаження на підшипник протягом строку Li, L – загальний строк служби підшипника. Залежність (15) перепишемо у вигляді

RE= ;   RE = KER,       (16)

де R – розрахункове еквівалентне навантаження, що визначається за формулами (10)...(13) згідно з максимальними тривало діючими силами Rr та Ra;

Kе – коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження підшипників (див 4.3),

КЕ = .            (17)

Для типових режимів навантаження машин (рис. 2.3) та постійного швидкісного режиму роботи підшипників коефіцієнт інтенсивності KE бере такі значення (табл. 4.1): KE = 1 – для режиму П; KE = 0,80 – для режиму В; KE = 0,63 – для режиму СР; KE = 0,57 – для режиму СН і KE = 0,40 – для режиму Л.

Наведені значення коефіцієнтів інтенсивності KE можуть бути використані за умови, що відбувається пропорційна зміна радіального Rr та осьового Ra навантажень на підшипники із зміною режиму навантаження машини. Таке явище має місце, у підшипниках кочення валів зубчастих передач.

Рекомендації щодо вибору підшипників кочення

Для опор валів циліндричних зубчастих передач перевагу слід надавати радіальним кульковим підшипникам як найдешевшим та простим в експлуатації, їх успішно застосовують для опор валів, де осьове навантаження становить менше 35 % від сумарного радіально­го (Fa/(VRr) ≤ 0,35). Якщо відношення Fa/(VR,) > 0,35, то рекомендується використовувати інші типи підшипників, наприклад кулькові радіально-упорні, але їх вибір повинен бути обгрунтованим. Початкове слід орієнтуватись на підшипники легкої серії. Якщо ж розрахункова довговічність виявиться недостатньою, то беруть підшипники середньої серії.

Конічні та черв'ячні колеса повинні бути точно і жорстко зафіксовані в осьовому напрямі. Кулькові радіальні підшипники мають малу осьову жорсткість. Тому у силових передачах для опор валів конічних та черв'ячних коліс використовують роликові конічні підшипники, переважно при значних динамічних навантаженнях та високих короткочасних перевантаженнях.

Опори черв'яка в силових черв'ячних передачах навантажені значними осьовими силами. Це вимагає застосування конічних роликових підшипників, здатних сприймати великі осьові навантаження. При довгочасній неперервній роботі черв'ячної передачі, з метою зменшення її нагрівання, для опор черв'яка використовують також кулькові радіально-упорні підшипники зі збільшеним кутом контакту тіл кочення типів 46000 і 66000.

Під час вибору підшипників кочення слід враховувати їхні граничні швидкості обертання. 3 ростом швидкості обертання різко зменшується довговічність підшипнків кочення, збільшується температура в навантаженому контакті тіл кочення і кілець. Зростають при цьому втрати на тертя між тілами кочення та сепаратором і буртиками кілець. З ростом швидкості обертання збільшується ймовірність відказів, пов'язаних із руйнуванням сепараторів.

Щоб забезпечити потрібну надійність, у каталогах підшипників зазначені граничні частоти обертання або кутові швидкості з урахуванням виду мастила (рідке чи пластичне).

Гранична швидкохідність підшипників кочення оцінюється умовним швидкісним параметром dmω – добутком діаметра кола центрів тіл кочення і кутової швидкості внутрішнього кільця, який залежить від типу підшипника, точності, конструкції сепаратора та виду мастила. Найбільші допустимі значення швидкісного параметра у кулькових підшипників із текстолітовими або масивними металевими сепараторами     [dmω] ≈ 9·104 мм·рад/с. Далі йдуть радіальні підшипники з короткими циліндричними роликами [dmω] ≈ 5·104 мм·рад/с.  Значно менше значення допустимого швидкісного параметра для роликових конічних підшипників [dmω] ≈ 3.5·104 мм·рад/с

Загальні відомості про ПІДШИПНИКИ КОВЗАННЯ

Підшипники ковзання – це елементи опор валів і осей, поверхня цапфи яких взаємодіє через шар мастила з охоплюючою нерухомою поверхнею підшипника. Робота підшипників ковзання без спрацьовування поверхонь цапфи вала і підшипника можлива лише при розділенні цих поверхонь шаром мастила достатньої товщини. Наявність шару мастила між робочими поверхнями може бути забезпечена надлишковим тиском, який буває гідродинамічним, що створюється при обертанні цапфи, або гідростатичним, що виникає внаслідок подачі мастила помпою. Основне практичне застосування мають підшипники з гідродинамічним змащуванням.

Підшипники ковзання в машинобудуванні мають вужче застосування, ніж підшипники кочення. Однак за деякими своїми позитивними характеристиками вони у деяких випадках мають переважне або рівне використання з підшипниками кочення. Підшипники ковзання застосовують у таких випадках:

а) для опор валів (ω > 500 рад/с), у режимах роботи яких довговічність підшипників кочення досить низька;

б) для валів та осей, до яких ставляться високі вимоги щодо точності монтажу і забезпечення постійного положення осі обертання;

в) для валів великого діаметра через відсутність стандартних підшипників кочення;

г) у випадках, коли підшипники машини повинні бути роз'ємними (наприклад, для опор колінчастих валів);

д) при роботі підшипників у воді або агресивному середовищі, де підшипники кочення нероботоздатні;

е) при потребі малих діаметральних розмірів, наприклад для близько розміщених паралельних валів;

є) для тихохідних валів та осей невідповідальних механізмів, де підшипники ковзання простіші за конструкцією і дешевші, ніж підшипники кочення.

Підшипники ковзання вимагають систематичного нагляду та неперервного змащування, мають більш високі втрати на тертя при малих швидкостях обертання валів і потребують підвищених пускових моментів під час пуску машини в дію. Крім цього, цапфи валів та осей, що працюють у підшипниках ковзання, повинні мати високу якість поверхні для того, щоб запобігти прискореному спрацьовуванню підшипника та цапфи.

Конструкції та матеріали підшипників ковзання

У найпростішому вигляді (рис. 33.1,а) підшипник ковзання складається з корпусу 1 та вкладиша 2, який розміщується і фіксується у корпусі. Взаємодія опорної цапфи вала з підшипником відбувається через вкладиш та шар мастила між їхніми поверхнями. Для подачі мастила у корпусі і у вкладиші підшипника передбачається спеціальний отвір. Підшипник ковзання рис.33.1,а є жорстким нероз'ємним підшипником.                           

                             

Рис. 33.1.

Конструкції роз'ємного підшипника ковзання рис.33.1,б складається з корпусу 1, кришки 2 та вкладиша 3. Кришка до корпусу кріпиться за допомогою болтів. Роз'ємні підшипники зручні при монтажі валів та осей і допускають регулювання зазорів у підшипнику зближенням кришки і корпусу. Тому переважне застосування мають роз'ємні підшипники ковзання. Для правильної роботи підшипника площина його роз'єму повинна бути виконаною перпендикулярно до напряму навантаження, яке сприймає підшипник. Щоб усунути бокові зміщення кришки щодо корпусу, площину роз'єму підшипника здебільшого слід виконувати ступінчастою.

Якщо виникають значні прогини валів або неможливо виконати точний монтаж, то використовують самоустановні підшипники ковзання (рис. 33.1,в). Корпус такого підшипника має сферичну опорну поверхню, яка дозволяє самовстановлюватись підшипнику у межах кута γ = 7...8°.

Застосування самоустановних підшипників дозволяє забезпечити рівномірне навантаження вкладиша по його довжині. Конструкції підшипників ковзання здатні сприймати тільки радіальне навантаження. Існують також підшипники ковзання, які призначені для сприймання осьового або осьового та радіального навантаження одночасно (рис. 33.1,г). Підшипники ковзання, що сприймають осьове навантаження, називають підп'ятниками, а елементи валів, що працюють у таких підшипниках, називають п'ятами. На рис 33.1,г підп'ятник 1 сприймає осьове навантаження з боку вала і повинен бути зафіксованим від обертання у корпусі 2 підшипника. Вкладиш 3 сприймає тільки радіальне навантаження.

Основними розмірами підшипників ковзання (рис. 33.1) є посадочний діаметр підшипника d та його довжина l. Здебільшого підшипники ковзання виготовляють із співвідношенням l/d = 0,5...1. Вузькі підшипники (l/d < 0,5) мають низьку вантажність і слабо утримують мастило. Довгі підшипники (l/d > 1) вимагають підвищеної жорсткості валів та точності їхнього монтажу. Товщина стінки суцільного вкладиша Δ = (0,1···0,2) d.

Згідно з гідродинамічною теорією змащування рідинне тертя у підшипнику ковзання може розвиватись тільки в зазорі, що звужується в напрямі відносної швидкості цапфи вала. Такий зазор називають клиновим.

У радіальних підшипниках ковзання клинова форма зазора властива самій конструкції підшипника. Вона утворюється за рахунок зміщення центрів цапфи вала і вкладиша (рис. 33.2,а). Однак тут центрування вала може бути недостатнім, а при високих швидкостях обертання можливе виникнення вібрацій вала.

У підшипниках ковзання швидкохідних навантажених валів, а також у підшипниках з великою несучою здатністю для запобігання вібрацій валів використовують самоустановні сегментні вкладиші          (рис. 33.2,б), які завдяки утворенню у підшипнику кількох зазорів клинової форми забезпечують стійку роботу підшипників. Поряд із безвібраційною роботою перевагою підшипників із сегментними вкладишами є можливість самоустановлюватись, що запобігає появі кромкового контакту цапфи та підшипника.

Для зображених на рис. 33.2,в,г підшипників зазор клинової форми може бути отриманий використанням однобічних скосів у радіальних рівцях при нереверсивному і двобічних скосів – при реверсивному обертанні вала.

Найвідповідальнішою деталлю у підшипнику ковзання є вкладиш, який безпосередньо сприймає навантаження. Матеріал вкладишів повинен бути стійким проти спрацьовування та заїдання, мати достатню пластичність, щоб, не руйнуючись, сприймати ударні навантаження, а коефіцієнт тертя пари цапфа – вкладиш повинен бути мінімальним. Бажана також висока теплопровідність для кращого відведення теплоти від поверхонь тертя у підшипнику.

За техніко-економічними міркуваннями більш доцільно, щоб у парі цапфа – вкладиш більш стійкою проти спрацювання була поверхня цапфи. З цією метою цапфи валів піддають поверхневому гартуванню, яке забезпечує високу твердість робочої поверхні.

Вкладиші виготовляють із різних матеріалів: чавуну, сплавів кольорових металів, спечених матеріалів, графіту та синтетичних матеріалів.

Чавун (сірий і антифрикційний) придатний для вкладишів при невисоких безударних навантаженнях та низьких колових швидкостях. Потрібне припрацьовування чавунних вкладишів на холостих режимах роботи.

До кольорових антифрикційних сплавів належать бронзи, латуні, бабіти, алюмінієві сплави.

Бронзи з вмістом олова БрОІОФІ та ін. мають високі антифрикційні властивості і їх використовують в умовах високих тисків та швидкостей. При змінних та ударних навантаженнях високу стійкість має свинцева бронза БрСЗО, яка використовується у підшипниках двигунів внутрішнього згоряння. Широко розповсюджені також більш дешеві безолов'яні бронзи, наприклад БрА9ЖЗА.

Латуні ЛКС80-3-3, ЛМцЖ52-4-1 та ін. ефективні при порівняно високих навантаженнях, але низьких колових швидкостях.

Бабіти використовують для нанесення на робочі поверхні чавунних або бронзових вкладишів. Високоолов'яні бабіти, (Б83), використовують при дуже високих швидкостях та тисках. За антифрикційними властивостями бабіт перевершує всі інші сплави, але за механічною міцністю значно поступається чавуну та бронзі. Негативною властивістю бабіту є крихкість та його висока вартість.

З алюмінієвих сплавів найперспективнішими є алюмінієво-олов'яні антифрикційні сплави АО9-2, АО9-1 та ін. Вони мають високу втомну міцність і здатні працювати протягом значного часу в умовах недостатнього змащування. Ці сплави застосовують у підшипниках потужних двигунів внутрішнього згоряння.

Спечені матеріали мають у своїй основі мідний або залізний порошок. Вкладиші, які виготовляють пресуванням та спіканням при високій температурі порошка із добавкою графіту, мають порувату структуру і можуть працювати довший час без подачі мастила за рахунок їхнього попереднього просочування рідким мастилом.

Неметалеві матеріали (гума, тверді породи дерева та пластмаси) значно розповсюджені як підшипникові матеріали, що пов'язано з їхніми високими антифрикційними властивостями в парі із сталевою цапфою вала, їх важливою перевагою є можливість роботи при змащуванні водою. Серед пластмас для вкладишів підшипників використовують текстоліти, ДШП, поліаміди (капрон, фторопласт-4) та ін. Поліаміди у більшості випадків наносять тонким шаром на металеві вкладиші і завдяки цьому в значній мірі поліпшують умови відведення теплоти. Оскільки пластмаси мають достатню пружність, виготовлені з них вкладиші підшипників можуть сприймати ударні навантаження та дещо компенсувати перекоси цапфи вала.

Змащування підшипників ковзання

Для змащування підшипників ковзання застосовують рідкі, пластичні та тверді мастильні матеріали.

Основним мастильним матеріалом є рідкі мастила, бо вони рівномірно розподіляються на поверхнях тертя, мають мале внутрішнє тертя і задовільно працюють у широкому діапазоні температур. Переважне застосування знаходять мінеральні мастила, які є продук­том переробки нафти. Рослинні (льняне, рицинове та ін.) і тваринні мастила мають високі мастильні властивості, але вони дорогі і тому використовуються лише у спеціальних випадках.

Важливими властивостями мастил, які визначають їхню мастильну здатність, є в'язкість (при роботі в умовах рідинного тертя) та маслянистість (при роботі без рідинного тертя).

В'язкість – властивість чинити опір при зсуві одного шару рідини щодо іншого.

Маслянистість – здатність мастильного матеріалу до утворення та утримування на поверхнях тертя деталей тонких плівок.

Із мінеральних мастил широко застосовують такі, як індустріальне, турбінне, авіаційне, циліндрове та ін. Як рідке мастило інколи використовують і воду (наприклад, для підшипників гребних гвинтів, водяних помп і т. д.). В'язкість води низька, а теплоємність у 2,0-2,5 рази більша, ніж мінеральних мастил. Тому теплоутворення у підшипниках, змащуваних водою, незначне, а тепловіддача велика. Суттєвим недоліком водяного змащування є небезпека корозії, що вимагає використання спеціальних матеріалів для валів.

Пластичні мастила виготовляють згущуванням рідких мінеральних мастил кальцієвими або натрієвими милами. У першому випадку дістають солідоли, а у другому – консталіни. Пластичні мастила добре герметизують підшипники і допускають підвищені тиски. У порівнянні з рідкими мастилами внутрішнє тертя (в'язкість) у них більш високе. Солідоли використовують при температурах до 60-80 °С. Їхньою перевагою є вологостійкість. При температурах (до 110-120 °С) використовують натрієві мастила: мастило жирове 1-13, консталін жировий, консталін синтетичний. Існують універсальні пластичні мастила, які добре працюють у широкому діапазоні температур; мастило УНИОЛ, при 150-160 °С.

Із твердих мастильних матеріалів в основному застосовують колоїдний (високодисперсний) графіт та двосірчаний молібден (дисульфід молібдену). Тверді мастила використовують в умовах, коли рідкі та пластичні мастила нероботоздатні (низька або висока температура, вакуум, агресивне середовище), а також у тихохідних відкритих підшипниках, що працюють при високих тисках, де важко утримати рідке чи пластичне мастило.

Подача мастильного матеріалу до підшипників ковзання залежно від їхнього призначення та умов роботи може бути індивідуальною або централізованою, періодичною або неперервною, самоподачею або під тиском. Для змащування використовують спеціальну мастильну арматуру.

Звичайно подача мастила здійснюється у зону найменшого тиску у підшипнику ковзання. Розподіл мастильного матеріалу у підшипни­ках досягається за допомогою мастильних рівців на робочій поверхні їхніх вкладишів у ненавантаженій зоні.

Роботоздатність і режим рідинного тертя у підшипниках ковзання

Критерії роботоздатності та розрахунку підшипників ковзання. Основними критеріями роботоздатності підшипників ковзання є стійкість проти спрацювання та стійкість проти втомного руйнування робочих поверхонь.

Стійкість проти спрацювання характеризується опором абразивному спрацюванню та заїданню. Абразивне спрацювання може бути при недостатній несучій здатності мастильного шару в підшипнику під час усталеного режиму роботи і особливо під час пуску та зупинки машини під навантаженням. Абразивне спрацювання дуже інтенсивне при попаданні у підшипник разом із мастилом твердих абразивних частинок, співрозмірних із товщиною мастильного шару. Заїдання виникає при втраті мастильною плівкою своєї захисної здатності при високих місцевих тисках і температурах. Воно проявляється особливо активно при незагартованих цапфах валів і при твердих матеріалах вкладишів. Заїданню сприяють підвищений тиск на кромках вкладишів, дефекти поверхонь тертя, температурні деформації валів.

Втомне руйнування вкладишів підшипників ковзання спостерігається під час дії на них змінних навантажень (наприклад, у поршневих машинах, машинах ударної та вібраційної дії). Крихкому руйнуванню піддаються маломіцні антифрикційні матеріали, такі як бабіти та деякі пластмаси.

Основним розрахунком підшипників ковзання є розрахунок за умовою забезпечення рідинного тертя, який базується на тому, що мастильний шар повинен сприймати все навантаження. При рідинному терті досягається стійкість проти спрацювання та заїдання підшипника.

Підшипники ковзання тихохідних механізмів, машин із частими пусками та зупинками під навантаженням, із ненадійним забезпеченням подачі мастила, в яких виникає граничне тертя, розраховують за умовними критеріями, які базуються на досвіді конструювання та експлуатації подібних конструкцій підшипників ковзання.

Умови утворення режиму рідинного тертя у підшипниках ковзання. Під час рідинного тертя робочі поверхні цапфи вала і вкладиша підшипника розділені шаром мастила (рис. 33.3,а), товщина h якого більша суми висот нерівностей поверхонь цапфи Rz1 та вкладиша Rz2

h > Rz1 + Rz2.                                                 (1)

Якщо записана умова виконується, що шар мастила сприймає зовнішнє навантаження, не допускаючи при цьому безпосереднього дотикання робочих поверхонь підшипника. Критичне значення товщини шару мастила, при якому порушується режим рідинного тертя, беруть

hKP = (1,5 ... 2,0) (Rz1+ Rz2).                                         (2)

На рис. 33,3,б схематично зображена цапфа вала у заповненому мастилом підшипнику. Якщо вал не обертається, то під дією радіальної сили F цапфа зміщена на радіальний зазор i дотикається до вкладиша підшипника. При цьому між цапфою та вкладишем утворюється зазор клинової форми.

Під час обертання вала (рис. 33.3,в) мастило за рахунок сил тертя починає втягуватись у клиновий зазор і при деякій кутовій швидкості вала ω > ωκρ цапфа спливає в мастилі і дещо зміщається в бік обертання. Із збільшенням кутової швидкості збільшується і товщина h мастильного шару, а центр цапфи наближається до центра вкладиша. Якщо ω → ∞, то відстань між центрами е → 0. Повного збігання центрів цапфи і вкладиша бути не може, оскільки при цьому порушується клинова форма зазора як одна з умов режиму рідинного тертя.

Зовнішнє навантаження F на вал зрівноважується гідродинамічним тиском p у мастильному шарі, який розподіляється нерівномірно згідно з епюрами рис.33,3,в,г.

Дослідженнями встановлено, що у підшипниках ковзання з певними параметрами товщина шару мастила у навантаженій зоні зростає зі збільшенням в'язкості мастила та кутової швидкості цапфи і зменшується зі збільшенням навантаження F. Щоб досягти режиму рідинного тертя, потрібні такі умови:

а)   наявність між поверхнями ковзання зазора клинової форми;

б)   неперервне заповнення зазора мастилом відповідної в'язкості;

в)  швидкість відносного руху поверхонь повинна бути такою, щоб розвинутий гідродинамічний тиск зрівноважив зовнішнє навантаження.

Розрахунки підшипників ковзання

Умовні розрахунки підшипників ковзання. Ці розрахунки виконують, якщо режим рідинного тертя не може бути забезпеченим. Вони у наближеній формі передбачають запобігання інтенсивному спрацюванню, перегріванню та заїданню у підшипниках. Суть умовних роз­рахунків полягає у обмеженні тиску ρ у підшипнику та у обмеженні параметра pvS. Відповідно розрахункові умови записують у такому вигляді:                         

p = F/(dl) ≤ [p];                               (3)

pvS  ≤ [p·vS.],                                   (4)

де F – радіальне навантаження на підшипник; d – діаметр цапфи; l – довжина підшипника; vS = 0,5ωd – швидкість ковзання або колова швидкість цапфи.

При високих швидкостях ковзання і невеликих тисках надійність підшипників ковзання зменшується через підвищення температури. В цьому разі обмежують також швидкість ковзання за умовою vS ≤ [vS].

Допустимі значення тиску [р], швидкості ковзання [vS] та параметра [pvS] визначені з досвіду експлуатації підшипників ковзання з різними матеріалами вкладишів і наведені у табл.

Розрахунок радіальних підшипників рідинного тертя. Розрахунок радіальних підшипників рідинного тертя базується на тому, що шар мастила між цапфою та вкладишем повинен сприймати все радіальне навантаження F, а його розрахункова товщина h повинна бути більшою від критичної товщини hкр за виразом (2). Тому запишемо розрахункову умову

Sh  = h / hKP > [S]h.                                          (5)

де Sh – коефіцієнт запасу надійності підшипника за товщиною мастильного шару, [S]h = 1,5...2 – його допустиме значення. Критичне значення товщини шару мастила hKP беруть із розрахунку, що висота нерівностей поверхні цапфи повинна бути Rz1 ≤ 3,2 мкм, а висота нерівностей робочої поверхні вкладиша – Rz2 ≤ 6,3 мкм.

Розрахункову товщину  h  шару мастила в підшипнику (рис. 33,3,в) визначають за формулою

h = δ – е = δ (1– χ),                              (6)

де χ = е/δ – відносний ексцентриситет, який визначає положення цапфи у підшипнику при режимі рідинного тертя. Цей параметр виби­рають за графіками  залежно від коефіцієнта навантаженості підшипника Φ та відношення l/d.

Коефіцієнт навантаженості підшипника – це параметр, який характеризує несучу здатність підшипника ковзання при певних співвідношеннях його розмірів, кутовій швидкості вала та в'язкості мастила. Його визначають за формулою

Ф = F · ψ2/(μ·ω·l·d) = p·ψ2/(μ·ω).         (7)

Таким чином, розрахунок підшипників ковзання рідинного тертя зводиться до визначення за формулою (7) коефіцієнта навантаженості Φ підшипника, за яким по графіках вибирають відносний ексцентриситет χ. Маючи відносний ексцентриситет та радіальний зазор δ у підшипнику, за формулою (6) обчислюють товщину h шару мастила у навантаженій зоні підшипника, яку порівнюють із критичною товщиною hKP відповідно до умови (5). Потрібний радіальний зазор δ забезпечується вибором відповідної стандартної посадки цапфи вала у вкладиші.

Особливості конструкцій та розрахунку упорних підшипників ковзання. У машинобудуванні упорні підшипники ковзання застосовують, якщо втрати на тертя не мають суттєвого значення, наприклад у механізмах, що працюють із тривалими перервами, при низьких швидкостях ковзання тощо. Найпростішими за конструкцією є упорні підшипники з плоскими робочими поверхнями.

На рис. 33.5 зображені упорні підшипники, які відрізняються між собою конструкцією опорної частини – п'яти. Суцільна п'ята (рис. 33.5,а) використовується рідко через нерівномірний розподіл тиску по робочих поверхнях.

У центрі п'яти, де швидкість ковзання мала, спрацювання менше, ніж на периферійних ділянках. Тому тиск у центрі п'яти теоретично досить високий.

Щоб вирівняти тиск, слід застосовувати кільцеві п'яти (б, в), у яких d0 = (0,6...0,7)d. У деяких випадках для зменшення питомого навантаження використовують гребінчасті п'яти (рис. 33.5,г) із відповідними підп'ятниками, що мають роз'єм у осьовій площині. Для гребінчастих п'ят беруть d0 = (0,7...0,8) d.

У конструкціях упорних підшипників ковзання не завжди можна забезпечити режим рідинного тертя (малі швидкості, часті пуски та зупинки, нерівномірний розподіл швидкостей ковзання та ін.). Лише з високими кутовими швидкостями валів і відповідними конструкціями п'ят (33.5,в, г) можна забезпечити рідинне тертя. Тому для упорних підшипників ковзання обмежуються розрахунком на стійкість проти спрацювання та заїдання за тиском p і параметром pvS.

Для плоскої кільцевої п'яти (33.5,б, в), а також суцільної п'яти (33.5,а) при d0 = 0 маємо такі розрахункові умови:

p = 4Fa/[π· (d2–d02)] ≤ [p];     p·vS ≤ [p·vS],                 (8)

де Fa – осьове навантаження на підшипник; vs= 0,5ωdm – швидкість ковзання по середньому діаметру п'яти       dm = 0,5(d + d0) вала, що обертається з кутовою швидкістю ω.

Для розрахунку гребінчастої п'яти використовуються умови (8), але при визначенні p треба враховувати число опорних повер­хонь z (z = 2 на рис.г) та нерівномірність розподілу навантаження по окремих поверхнях.

Допустимі значення тиску [р] та параметра [pvS] беруть такими самими, як і для радіальних підшипників ковзання.

Деякі спеціальні підшипники ковзання

Пневмопідшипники – це різновиди гідродинамічних опор і працюють так само, як і розглянуті вище підшипники рідинного тертя. Різниця лише у тому, що внаслідок значно меншої в'язкості повітря порівняно з рідкими мастилами (у сотні разів) такі підшипники поряд із малими втратами на тертя мають малу несучу здатність. Пневмопідшипники практично не обмежують частоту обертання валів, не нагріваються і зберігають точність положення осі вала. Такі опори застосовують у центрифугах, гіроскопах, газових турбінах. Створені конструкції шпінделів для внутрішнього шліфування на пневмопідшипниках, які здатні розвивати частоти обертання до 3 ·105 хв–1.

Гідростатичні підшипники. У гідростатичних підшипниках шар мастила між поверхнями тертя створюється підведенням до них мастила під тиском. Сили тертя в таких підшипниках при різних швидкісних режимах обертання вала дуже малі.

Гідростатичний радіальний підшипник (рис. 33.6,а) здебільшого виконують із чотирма несучими камерами, у які за допомогою системи дроселів подають підтиском мастило. При навантаженні підшипника силою F тиск мастила буде максимальним у нижній камері, оскільки тут мінімальні зазори і найбільший опір витіканню мастила.

У найпростішому упорному гідростатичному підшипнику (рис. 33.6,б) мастило, яке подається у камеру підп'ятника, розтікається у радіальному напрямі, утворюючи неперервний мастильний шар, що розділяє спряжені поверхні п'яти та підп'ятника.

НАПРЯМНІ ПРЯМОЛІНІЙНОГО РУХУ

Області застосування та конструкції напрямних

Напрямні утримують рухомі частини машини та надають напрям їхньому поступальному руху. Найрозповсюдженішими в машинобудуванні є напрямні для забезпечення прямолінійного руху деталей. Як опори деталей із поступальним рухом напрямні використовують: у поршневих машинах; в ковальсько-пресовому обладнанні; в металорізальних верстатах; у підйомно-транспортних, і т.п. Напрямні для прямолінійного руху застосовують у різних приладах та вимірювал. пристроях.

Як і в усіх інших опорних елементах деталей машин, на робочих поверхнях напрямних може виникати тертя ковзання або тертя кочення. Напрямні ковзання більш прості за конструкцією. Найбільше поширення мають напрямні з такими видами поперечних перерізів (рис. 34.1): циліндричні; прямокутні; клинчасті; напрямні типу «ластівчин хвіст». Більш раціонально застосовувати напрямні, що показані на рис. 34.1 у нижньому ряді, оскільки вони краще зберігають мастило на робочих поверхнях.

Робочі поверхні напрямних ковзання працюють в умовах спрацювання, тому для забезпечення точності переміщення деталей передбачають відповідні регулювальні пристрої у вигляді притискних планок, клинів, за допомогою яких можна зменшувати утворені зазори. Клинчасті напрямні забезпечують підвищену точність переміщень, оскільки вони мають властивість самоценгрування, але в таких напрямних більші втрати на тертя.

 

Напрямні кочення конструктивно складніші і дорожчі, потребують термообробки робочих поверхонь до високої твердості, точного монтажу та надійного захисту від забруднення, але вони відрізняються малим опором на переміщення деталей. Конструкції напрямних кочення показані на рис. 34.2. Кулькова напрямна (рис. 34.2,а) із замкнутою траєкторією руху кульок використовується при обмежених габаритних розмірах по довжині і великих ходах рухомих деталей. Повернення кульок у робочу зону здійснюється по допоміжних неробочих каналах.

У напрямних на рис. 34.2,б, в тіла кочення (кульки чи ролики) знаходяться у сепараторах, виконаних у формі пластин із відповідними гніздами. Такі напрямні здатні сприймати навантаження, що діють під кутом до площини переміщень.

Деталі напрямних ковзання у більшості випадків виготовляють із чавуну марок СЧ 25, СЧ ЗО або сталі 40, 50. Інколи одну із деталей напрямної виготовляють із бронзи або латуні. У напрямних кочення деталі, які контактують із тілами кочення, виготовляють стальними з термообробкою до високої твердості 50-55 HRC.

Основи розрахунку напрямних прямолінійного руху

Навантаження, що діють на деталі напрямних, завжди можуть бути зведені до сили F, прикладеної у центрі робочої поверхні напрямної, і до моменту М, що діє у поздовжній площині напрямної. Розподіл тиску по ширині плоскої напрямної беруть рівномірним, а по довжині – таким, що змінюється за лінійним законом. Такі допущення можливі через малу ширину напрямних порівняно з їхньою довжиною і достатню жорсткість та точність виготовлення.

Стійкість проти спрацювання робочих поверхонь напрямної із тертям ковзання (рис. 34.3,а) перевіряють за умовою збереження шару мастила у зоні максимального тиску рmax. Епюра розподілу тиску по довжині l напрямної, навантаженої силою F та моментом М, показана на рис. 34.3,а. Для даного випадку навантаження напрямної умова стійкості проти спрацювання робочих поверхонь може бути записана у вигляді

pmах = pF + pм = F/(bl) + 6M/(bl)2 ≤ [ρ].     (1)

Нерозкриття стику робочих поверхонь напрямної забезпечується при виконанні умови                

Pmin = pF – pм = F/(bl) – 6M/(bl)2) > 0.      (2)

Для клинчастих напрямних (рис. 34.3,б) навантаження на поверхню контакту визначається за умовою

F = 2N sin (α/2), звідки N =  0,5F/sin (α/2).

Відповідно умови обмеження максимального та мінімального тиску на робочих поверхнях клинчастої напрямної можна подати у такому вигляді:

pmax = 0,5 [F/(bl) + 6M/(bl2)]/sin (α/2) ≤ [p],                                                   ( 3)

pmin = 0,5 [F/(bl) – 6M/(bl2)]/sin (α/2) > 0.                                                       (4)

Допустимий тиск на робочих поверхнях напрямних ковзання при досить повільних переміщеннях          (v < 0,05м/с) беруть [р] = (2... 3) МПа, а при підвищених швидкостях у зв'язку з поліпшенням умов змащування [р] = (5...6) МПа.

Якщо умови (1) – (4) не виконуються, то збільшують довжину l повзуна, що рухається вздовж напрямної. Наближений розрахунок напрямних кочення виконується для випадку лінійного закону розподілу навантаження на тіла кочення, (рис. 34.3,в), тобто нехтують різницею у діаметрах тіл кочення. Якщо вибрати довжину напрямної l = Pz, де z – число робочих тіл кочення, а Р – їх крок, то силу, що сприймається найнавантаженішим крайнім тілом кочення, можна визначити за виразом (1)

F1max = рmaxb·Р = F/z + 6Μ/(z2Ρ),                     (5)

а умову нерозкриття стику – на основі виразу (2)

F1min = рmaxb·Р = F/z – 6Μ/(z2Ρ) > 0.                    (6)

За максимальною силою F1max на тіло кочення перевіряють деталі напрямної на контактну втому. Для випадку контакту кульки діаметром dк із площиною маємо

σH = ZM · ≤ [σ]Η.         (7)

Для сталевих деталей коефіцієнт ZM = 1700 (МПа)2/3. Допустимі контактні напруження для сталевих загартованих кулькових напрямних [σ]Η = (1800...2000) МПа, а для термічне необроблених – [σ]Η  =     (500...600) МПа. Якщо умови (6) та (7) при розрахунках не виконуються, то слід збільшити число тіл кочення z, зберігши їхній крок Ρ та діаметр.




Комментарий:

ПІДШИПНИКИ - Лекция


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы