Опоры валов и осей подшипники. Опоры валов и осей – подшипники

	Лекция № 23
	5. Валы и оси
	5.1. Общиесведения
	Валы предназначены для поддержания вращающихся частей ма-
	шины и для передачи вращающего момента от одной вращающейся де-
	тали машины к другой. Валы несут на себе детали механизма и поэтому,
	в зависимости от конструкции, работают или при совместном действии
	изгиба и кручения, или только при кручении.
	Достаточно часто используются частные варианты валов , выде-
	ленные в отдельные группы – торсионные валы (торсионы ) и оси .
	Торсионы передают только вращающие моменты.
	Ось является деталью, предназначенной только для поддержания
	вращающихся частей, и в передаче энергии непосредственно не участвует.
	Оси работают только на изгиб , так как не пере-
	дают вращающего момента. Наиболее широко
	распространены в технике прямые валы и оси.
	Коленчатые валы (рис. 5.1.1) применяют
	в поршневых двигателях и компрессорах.
	Гибкие валы выпускаются трех типов:
	ВС (гибкие проволочные валы),
	ВС-Б (гибкие проволочные валы сброней),
	В (гибкие валы).
	Такие валы обладают высокой жесткостью при кручении и малой
	жесткостью при изгибе.
	Валы первых двух типов используются в силовых цепях передачи
	энергии, а валы последнего типа – в приводах управления, в приводах ав-
	томобильных приборов и т.п.
	Гибкий вал (рис. 5.1.2) состоит из сердечника 1, вокруг которого
	попеременно крестовой свивкой навиты (по винтовой линии) несколько
	слоев круглой стальной проволоки 2.
	Для предохранения вала от внешней среды, удержания смазки и
	безопасной эксплуатации вал размещен в защитной броне 3 (обычно ме-
	таллическом рукаве). Концы брони припаивают к наконечникам вала 4,
	а сердечник присоединяют к жестким валам узлов 5, между которыми
	гибкий вал передает движение.
	Допустимый вращающий момент для каждого размера вала уста-
	новлен стандартами. Он соответствует такому направлению вращения

вала, при котором витки наружного слоя вала будут закручиваться и уплотнять внутренние слои проволоки.

Коленчатые , гибкие и торсионные валы относятся к деталям спе-
циальных машин и не являются предметом изучения данного курса.
Прямые валы и оси в большинстве
случаев имеют круглое сплошное сече-
ние. Полые валы и оси (рис. 5.1.3) при-
меняют для облегчения конструкции, в
тех случаях, когда через них проходят
вдоль оси другие детали,
для подачи масла, для
расположения в полости
вала деталей управления.
Фиксирование
насаженных деталей
относительного поворо-
та осуществляют
		зубчатыми
(шлицевыми) соедине-
ниями и соединениями с
гарантированным
гом (рис. 5.1.4).
По условиям сборки
на одном валу деталей с
различными посадками и
	соединений,
также по требованиям к осевой фиксации деталей в большинстве случаев
принимают ступенчатую конструкцию вала (рис. 5.1.3, 5.1.4). Такая форма
вала удобна для монтажа на него вращающихся деталей, каждая из которых
должна свободно проходить по валу до места своей посадки.
Диаметры посадочных участков выбирают на основании расчета на
прочность и стандарта на предпочтительные размеры, а их длины опре-
деляют по размерам сопрягаемых деталей.

	Торцы осей и валов и их ступеней выполняют с конусными фаска-
	ми для облегчения посадки деталей и снятия заусенцев, являющихся ис-
	точником травматизма при сборке конструкций (рис. 5.1.3, 5.1.4).
	Для уменьшения концентрации напряжений в местах
	перехода отодного участка вала или оси к другомуразность
	между диаметрами ступеней должна быть минимальной.
	Плавный переход от одной ступени к другой называется
	галтелью (рис. 5.1.5).
	Для монтажа и демонтажа тяжелых деталей на кон-
	цах валов и осей посадочные места часто выполняют ко-
	ническими (рис. 5.1.6).
	Валы вращаются в опорах , в качестве которых слу-
	жат подшипники качения или скольжения. На рис. 5.1.4 показаны вари-
	анты установки подшипников качения «враспор» радиально-упорных
	подшипников.
	Опорные части валов называют цапфами , при этом концевые цап-
	фы для подшипников скольжения называют шипами , а промежуточные
	– шейками . Концевые опорные поверхности валов, предназначенные
	для восприятия осевых нагрузок, называют пятами , а подшипники
	скольжения, в которых они размещаются, – подпятниками .
	Цапфы осей и валов выполняют чаще всего цилиндрическими .
	Конические цапфы применяют при осевом фиксиро-
	вании валов и в точных механизмах, когда не допускает-
	ся отклонение осей из-за износа опор.
	Шаровые цапфы используют в тех случаях, когда
	необходимы угловые отклонения осей (рис. 5.1.7).
	Цапфы валов и осей подвергают тщательной обработ-
	ке. Для выхода шлифовального круга в местах перехода от
	меньшего диаметра цапфы к большему (рис.5.1.8) выпол-
	няют кольцевые канавки, так как в противном случае часть
	поверхности цапфы окажется недошлифованной из-за
	скругленности краев шлифовального круга и посадка дета-
	лей подшипникового узла на цапфу будетзатруднена.
	При небольшой разнице диаметров зубчатого колеса
	и вала шестерню и вал выполняют
	как одно целое (рис. 5.1.9). В этом
	случае материал для изготовления
	вала-шестерни выбирают в соответ-
	ствии с требованиями, предъявляе-
	мыми к материалу шестерни .

Шпоночные пазы, резьбы под установочные гайки, поперечные сквозные отверстия под штифты или отверстия под установочные винты, канавки, а также резкие изменения сечений вала вызывают концентрацию напряжений, уменьшающих его усталостную прочность. Поэтому, по возможности, следует избегать применения элементов, вызывающих концентрацию напряжений.

5.2. Материалы валови осей

Большинство валов и осей изготавливают из углеродистых сталей

(марок 20, 30, 40, 45, 50) и легированных сталей (марок 20Х, 40ХН, 30ХГСА, 40ХН2МА, 18Х2Н4МА) и др.

Выбор материала определяется конструкцией вала или оси, требованиями к нему предъявляемыми условиями эксплуатации, необходимым сроком гарантии безотказной работы. Например, применение легированных сталей дает возможность при необходимости ограничить массу и габаритные размеры вала, повысить стойкость шлицевых соединений. Выбор материала вала-шестерни (или червяков) определяется требованиями к поверхностной твердости и выносливости при изгибе зубьев вала-шестерни (витков червяка).

Для улучшения механических характеристик валов и осей применяют различные виды термообработки, например, их цапфы подвергают закалке при нагреве током высокой частоты или цементации для повышения их износостойкости.

5.3. Критерииработоспособности валов и осей

Валы относятся к числу наиболее ответственных деталей машин. Чрезмерное нарушение формы вала из-за высокой радиальной податливости или колебаний, а в предельных случаях и разрушение вала, влечет за собой выход из строя всей конструкции.

Неподвижные оси тихоходные валы,

работающие в условиях больших перегрузок , рассчитывают на стати-

ческую прочность.

Валы быстроходных машин часто подвергаются усталостному разрушению и их необходимо рассчитывать на усталостную проч-

ность. Характеристикой усталостной прочности является коэффициент безопасности.

Под действием приложенных сил у валов появляются деформации изгиба и кручения . Чрезмерный изгиб валов нарушает нормальную работу подшипниковых узлов, зубчатых зацеплений, фрикционных механизмов. Поэтому величина деформаций валов и осей ограничивается, а

их жесткость , характеризуемая допускаемым прогибом в местах посадки деталей, а также допускаемыми углами наклона и закручивания сечений , является одним из основных критериев работоспособности .

5.4. Расчеты на прочностьи конструирование валов

5.4.1. Общие сведения

Целью расчетов на прочность является определение основных размеров осей и валов, при которых обеспечивается их статическая проч-

ность и выносливость (усталостная прочность).

Сложившаяся практика расчета и конструирования валов подразделяет эту процедуру на три этапа:

- ориентировочный расчет;

- конструирование вала;

- уточненный (поверочный) расчет.

Ориентировочный расчет вала выполняется с целью предваритель-

ного определения величины его минимально допускаемого диаметра. На этапе конструирования разрабатывают конструкцию вала, обеспе-

чивая условия технологичности изготовления и сборки. На этом этапе определяют диаметры и осевые размеры выходного конца, посадочных мест под подшипники, зубчатые колеса и другие детали, монтируемые на вал.

Целью уточненного (проверочного ) расчета вала является определе-

ние напряжений и коэффициента безопасности (при расчете на статическую прочность) или коэффициента безопасности (при расчете на вы-

носливость ) и сравнению полученных значений с допускаемыми.

5.4.2. Ориентировочный расчет вала

На этом этапе проектирования, геометрические параметры вала не определены, поэтому расчет ведется только по касательным напряжениям, возникающим при кручении. Из-за того, что при ориентировоч-

ном расчете не учитывается влияние изгибающего момента, наличие ослабляющих факторов шпоночных канавок, колец, переходов и т.д.), то на этом этапе значение допускаемого касательного напряжения к p

принимается заниженным по сравнению с допускаемыми касательными напряжениями к p для конструкционных материалов, приводимыми в

справочниках. Значения к p при ориентировочном расчете для валов из среднеуглеродистых сталей принимаются в пределах от 20 Н / мм2

до 30 Н/мм2 в зависимости от материала вала и вида нагрузки.

Минимально допускаемый диаметр круглого сплошного вала d min без учета наличия шпоночных или шлицевых пазов определяют, основываясь на условии прочности на кручение по формуле (см. раз-

d min 3
	к p

где T – максимальный крутящий момент на валу;

к p – допускаемое касательное напряжение при ориентировоч-

ном расчете.

Для консольных участков входных или выходных валов (рис. 5.1.4)

полученное значение d min следует округлить до ближайшего большего стандартного значения выходного участка вала.

5.4.3. Конструирование вала

5.4.3.1. Определение диаметров на различных участках вала

Исходя из величины d min , назначают диаметры промежуточных несопряженных участков вала, выбирают номинальные диаметры соединений.

Перепад последовательных ступеней диаметров d i , и d i 1 валов, необходимый для свободной транспортировки деталей до мест их посадок с натягом, должен назначаться минимальным – (5-10)%, но абсолютную величину перепада не рекомендуется назначать более 10 мм.

Назначенные диаметры отдельных участков округляют до ближайшего значения из ряда стандартных размеров.

Значение диаметра посадочной шейки подшипника качения округ-

ляют в большую сторону до
значения диаметра внутрен-
него кольца выбранного
подшипника.
Для промежуточных
валов (рис. 5.4.1), мини-
мальным диаметром, оче-
видно, является диаметр по-
садочной шейки подшипни-
ка. Поэтому для таких валов
значение d min , полученное
по формуле (5.4.1), округ-

ляют до ближайшего большего значения внутреннего диаметра подшипника.

5.4.3.2. Определение осевых размеров участков вала

Осевые размеры валов и осей выявляют в процессе эскизной компоновки редуктора в соответствии с рекомендациями к определению положения подшипников и ширины зубчатых венцов, определяемых при расчете передачи. Например, расстояние между опорами червячного колеса принимают равным L 0,50 0,75 d 2 (где d 2 – делительный диаметр червячного колеса), а расстояние между опорами консольной шестерни – L 3 4 B , (где В – ширина подшипников качения).

Длина консольного участка вала должна быть согласована с длиной ступицы полумуфты, шкива или звездочки.

Длины консольных участков d к входного или выходного валов должны быть приняты в зависимости от их диаметров из соответствующего ряда стандартных размеров для цилиндрических или конических концов валов.

5.4.4. Уточненный (поверочный) расчет

5.4.4.1. Расчет валов на прочность и сопротивление усталости

5.4.4.1.1. Об щие положения

Для выполнения расчетов валов и осей по основным критериям работоспособности необходимо в первую очередь установить величину, характер и место приложения действующих на них сил. Поэтому на основании конструктивных размеров вала, полученных в результате ориентировочного проектирования, составляют расчетную схему , упрощенно рассматривая вал, как балку на шарнирных опорах , роль которых выполняют подшипники.

Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы, – шарнирно подвижными опорами (рис. 5.4.2).

Положение опоры определяют с учетом угла контакта подшипника качения. При угле контакта, равном нулю (для радиальных подшипников) положение опоры принимают в середине ширины подшипника

(рис. 5.4.2).

Нагрузки, передаваемые валу со стороны насаженных на него деталей в виде распределенных сил, действующих по ширине деталей, приводят к центру соединения в виде сосредоточенного крутящего момента T , осевой R z радиальных R x , R y сил и моментов M x , M y , действу-

ющих в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (рис. 5.4.3).

Если нагрузки, действующие на вал и приведенные к оси вала, расположены в различных плоскостях, то их следует разложить на составляющие, лежащие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и в каждой из этих плоскостей определить опорные реакции и внутренние силы.

При составлении расчетной схемы вес вала и деталей, расположенных на них, а также силы трения в опорах не учитывают.

Так же при расчетах на прочность вала пренебрегают напряжени-

ями , возникающими от действия растягивающих или сжимающих и перерезывающих сил.

5.4.4.1.2. Определение нагрузок, действующих на вал

Для расчета вала на прочность необходимо определить величину изгибающих и крутящих моментов в различных сечениях вала, найдя при этом наиболее опасные из сечений, используя методики построения

	F y 2
				Fa 1
			Fr 1
	Fy 2
		Fr 1
			Fa 1
	R Az A

		RBy c
x max
		F y 2 (a +b )+R Ay b
	Fy 2 a

y max M

F x 2 (a +b )-R Ax b =R Bx c

Fx 2 a

T 2 ðï T 1 ÷ï

Расчетная схема представляет собой ось вала, изображенную в виде прямой линии длиной, равной длине вала, к которой приложены все силы, действующие на вал (как внешние , так и реактивные ) на тех же расстояниях друг от друга и от торцов оси, что и на валу, и на тех же расстояниях от оси, что и от оси вала. Следует иметь в виду, что поперечные силы (силы, нормальные к оси вала) можно, как скользящие вектора, привести к оси вала.

Методика определения реакций в опорах изложена в курсе по сопротивлению материалов.

При построении эпюр следует обратить внимание на следующее: 1. Уравнения моментов, необходимые при построении эпюры, со-

ставляются относительно рассматриваемого сечения на основании си-

ловых факторов, действующих по одну сторону от данного сечения.

2. При наличии на валу сосредоточенных моментов (например, при действии осевых сил в зацеплении, приложенных на некотором расстоянии от продольной оси вала) появляется мгновенное изменение величину момента на величину сосредоточенного момента, так называемый скачок . Этот скачок может быть как положительным, так и отрицательным, в зависимости от знака сосредоточенного момента.

3. Эпюры изгибающих моментов строятся в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. При определении величины полного изгибающего момента в каком-либо сечении, определяются их составляющие и суммируются по теореме Пифагора.

Следует иметь в виду, что в тех случаях, когда в рассматриваемом сечении эпюра располагается по обе стороны от нулевой линии, то в расчет принимается большая величина момента, отсчитанная от куле-

вой линии (рис. 5.4.4, 5.4.5).

4. Для опасного сечения (рис. 5.4.5) расчетное значение изгибающего момента равно (при использовании третьей теории прочности):

M x 2 max M y 2 max .

	x max

Значение М , определенное по формуле (5.2.2), принимается положительным.

5. Для того чтобы значения M x и M y было удобно суммировать,

5.4.4.1.3. Проверочный расчет вала по статической прочности

Расчет вала на статическую прочность сводится к определению

напряжений и к определению коэффициента безопасности и сравне-

нию полученных значений с допускаемыми.

Эквивалентные напряжения в наиболее опасном сечении вала, появляющиеся при совместном действии изгиба и кручения, наиболее часто определяют по третьей теории прочности.

При совместном действии изгиба и кручения на вал круглого сплошного поперечного сечения, условие прочности по третьей теории прочности (см. разделы 2.7.2.3 и 2.7.3.2) принимает вид:

		и 2 T 2
экв

Значение осевого момента инерции W для круглого сплошного сечения, входящего в формулу, равно.

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.

Назначение подшипника состоит в том, что он должен обеспечить надёжное и точное соединение вращающейся (вал, ось) детали и неподвижного корпуса. Следовательно, главная особенность работы подшипника – трение сопряжённых деталей.

По характеру трения подшипники разделяют на две большие группы:

подшипники скольжения (трение скольжения);

подшипники качения (трение качения).

Подшипники скольжения

Основным элементом таких подшипников является вкладыш из антифрикционного материала или, по крайней мере, c антифрикционным покрытием. Вкладыш устанавливают (вкладывают) между валом и корпусом подшипника .

Трение скольжения безусловно больше трения качения, тем не менее, достоинства подшипников скольжения заключаются в многообразных областях использования:

в разъёмных конструкциях (см. рисунок);

при больших скоростях вращения (газодинамические подшипники в турбореактивных двигателях при n  10 000 об/мин );

при необходимости точного центрирования осей;

в машинах очень больших и очень малых габаритов;

в воде и других агрессивных средах.

Недостатки таких подшипников – трение и потребность в дорогих антифрикционных материалах.

Кроме того, подшипники скольжения применяют во вспомогательных, тихоходных, малоответственных механизмах.

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. Имеется успешный опыт эксплуатации в тепловозных дизелях М753 и М756 тонкостенных биметаллических вкладышей толщиной не более 4 мм, выполненных из стальной полосы и алюминиево-оловянного сплава АО 20-1.

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.

Для правильной работы подшипников без износа поверхности цапфы и втулки должны быть разделены слоем смазки достаточной толщины. В зависимости от режима работы подшипника в нём может быть:

полужидкостное трение , когда неровности вала и вкладыша могут касаться друг друга и в этих местах происходит их схватывание и отрыв частиц вкладыша. Такое трение приводит к абразивному износу даже без попадания пыли извне.

Обеспечение режима жидкостного трения является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания.

Критерием прочности, а следовательно, и работоспособности подшипника скольжения являются контактные напряжения в зоне трения или, что, в принципе, то же самое – контактное давление. Расчётное контактное давление сравнивают с допускаемым p = N / (l d )  [ p ] . Здесь N – сила нормального давления вала на втулку (реакция опоры), l - рабочая длина втулки подшипника, d – диаметр цапфы вала.

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

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

Принцип их конструкции заключается в наличии между валом и корпусом группы одинаковых круглых тел, называемых телами качения .

Это могут быть или шарики, или ролики (короткие толстые либо длинные иглообразные), или конические ролики, или бочкообразные, или даже спиралевидные пружины. Обычно подшипник выполняется как самостоятельная сборочная единица, состоящая из наружного и внутреннего колец, между которыми и помещены тела качения.

Тела качения во избежание ненужного контакта друг с другом и равномерного распределения по окружности заключены в специальную кольцеобразную обойму – сепаратор (лат. Separatum – разделять ).

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 подшипников качения:

низкое трение, низкий нагрев;

экономия смазки;

высокий уровень стандартизации;

экономия дорогих антифрикционных материалов.

Недостатки подшипников качения:

высокие габариты (особенно радиальные) и вес;

высокие требования к оптимизации выбора типоразмера;

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

Подшипники качения классифицируются по следующим основным признакам:

форма тел качения;

габариты (осевые и радиальные);

точность выполнения размеров;

направление воспринимаемых сил.

По форме тел качения подшипники делятся на:

Шариковые (быстроходны, способны к самоустановке за счёт возможности некоторого отклонения оси вращения);

Роликовые – конические, цилиндрические, игольчатые (более грузоподъёмны, но из-за точно фиксированного положения оси вращения не способны самоустанавливаться, кроме бочкообразных роликов).

По радиальным габаритам подшипники сгруппированы в семь серий:

По осевым габаритам подшипники сгруппированы в четыре серии:

По классам точности подшипники различают следующим образом:

"0" – нормального класса;

"6" – повышенной точности;

"5" – высокой точности;

"4" – особовысокой точности;

"2" – сверхвысокой точности.

При выборе класса точности подшипника необходимо помнить о том, что "чем точнее, тем дороже".

По воспринимаемым силам все подшипники делятся на четыре группы. Вычислив радиальную F r и осевую F a реакции опор вала, конструктор может выбрать:

Радиальные подшипники (если F r << F a ), воспринимающие только радиальную нагрузку и незначительную осевую. Это цилиндрические роликовые (если F a = 0 ) и радиальные шариковые подшипники.

Радиально-упорные подшипники (если F r > F a ), воспринимающие большую радиальную и меньшую осевую нагрузки. Это радиально-упорные шариковые и конические роликовые с малым углом конуса.

Упорно-радиальные подшипники (если F r < F a ), воспринимающие большую осевую и меньшую радиальную нагрузки. Это конические роликовые подшипники с большим углом конуса.

Упорные подшипники , "подпятники" (если F r << F a ), воспринимающие только осевую нагрузку. Это упорные шариковые и упорные роликовые подшипники. Они не могут центрировать вал и применяются только в сочетании с радиальными подшипниками.

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.

Причины поломок и критерии расчёта подшипников

Главная особенность динамики подшипника – знакопеременные нагрузки.

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 – основной вид выхода из строя подшипников качения.

В подшипниках также возможны статические и динамические перегрузки, разрушающие как кольца, так и тела качения.

Следовательно, при проектировании машины необходимо определить, во-первых, количество оборотов (циклов), которое гарантированно выдержит подшипник, а, во-вторых - максимально допустимую нагрузку, которую выдержит подшипник.

Вывод: работоспособность подшипника сохраняется при соблюдении двух критериев:

Долговечность.

Грузоподъёмность.

Расчёт номинальной долговечности подшипника

Номинальная долговечность это число циклов (или часов), которые подшипник должен проработать до появления первых признаков усталости. Существует эмпирическая (найденная из опыта) зависимость для определения номинальной долговечности L n = ( C / P )  , [ млн. оборотов ] ,

где С – грузоподъёмность, Р – эквивалентная динамическая нагрузка,  = 0,3 для шариков,  = 0,33 для роликов.

Номинальную долговечность можно вычислить и в часах

L h = (10 6 / 60 n ) L n , [ часов ] ,

где n – частота вращения вала.

Эквивалентная динамическая нагрузка это такая постоянная нагрузка, при которой долговечность подшипника та же, что и при реальных условиях работы. Здесь для радиальных и радиально упорных подшипников подразумевается радиальная нагрузка, а для упорных и упорно-радиальных - центральная осевая нагрузка.

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по эмпирической формуле

P = ( V X F r + Y F a ) K Б K Т ,

где F r , F a – радиальная и осевая реакции опор;

V – коэффициент вращения вектора нагрузки (V = 1 если вращается внутреннее кольцо, V = 1,2 если вращается наружное кольцо)

X , Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипников, определяются по справочнику;

К Б – коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических условий работы (К Б = 1 для передач, К Б = 1,8 для подвижного состава),

К Т – коэффициент температурного режима (до 100 о С К Т = 1 ).

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 C 0 , 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.

Методика выбора 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 .

Методика выбора состоит из пяти этапов:

Вычисляется требуемая долговечность подшипника исходя из частоты вращения и заданного заказчиком срока службы машины.

По найденным ранее реакциям опор выбирается тип подшипника (радиальный, радиально-упорный, упорно-радиальный или упорный), из справочника находятся коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х , У .

Рассчитывается эквивалентная динамическая нагрузка.

Определяется требуемая грузоподъёмность C = P * L ( 1/ α ) .

По каталогу, исходя из требуемой грузоподъёмности, выбирается конкретный типоразмер ("номер") подшипника, причём должны выполняться два условия:

грузоподъёмность по каталогу не менее требуемой;

внутренний диаметр подшипника не менее диаметра вала.

Особенности проектирования подшипниковых узлов

Валы и вращающиеся оси монтируют на опорах, которые определяют положение вала или оси, обеспечивают вращение, воспринимают нагрузки и передают их основанию машины. Основной частью опор являются подшипники, которые могут воспринимать радиальные, радиально-осевые и осевые нагрузки; в последнем случае опора называется подпятником, а подшипник носит название упорного.

По принципу работы различают подшипники скольжения, в которых цапфа вала скользит по опорной поверхности, и подшипники качения, в которых между поверхностью вращающейся детали и опорной поверхностью расположены тела качения.

От качества подшипников в значительной степени зависит работоспособность, долговечность и КПД машин.

Подшипники, работающие по принципу трения скольжения, называются подшипниками скольжения .

Простейшим подшипником скольжения является отверстие, расточенное непосредственно в корпусе машины, в которое обычно вставляют втулку (вкладыш) из антифрикционного материала.

Достоинства подшипников скольжения˸ малые габариты в радиальном направлении, хорошая восприимчивость ударных и вибрационных нагрузок, возможность применения при очень высоких частотах вращения вала и в прецизионных машинах, большая долговечность в условиях жидкостного трения, возможность использования при работе в воде или агрессивной среде.

Недостатки подшипников скольжения˸ большие габариты в осевом направлении, значительный расход смазочного материала и необходимость систематического наблюдения за процессом смазывания, необходимость применения дорогостоящих и дефицитных антифрикционных материалов для вкладышей. Вышеперечисленные достоинства и недостатки определяют применение подшипников скольжения, например в молотах, поршневых машинах, турбинах, центрифугах, координатно-расточных станках, для валов очень больших диаметров, а также для валов тихоходных машин. КПД подшипников скольжения h=0,95...0,99.

Существует очень много конструкций подшипников скольжения, которые подразделяются на два вида˸ неразъемные и разъемные. Неразъемный подшипник (рис. 38) состоит из корпуса и втулки, которая должна быть неподвижно закреплена в корпусе подшипника или свободно заложена в него (ʼʼплавающая втулкаʼʼ). Неразъемные подшипники используют главным образом в тихоходных машинах, приборах и т. д. Их основное преимущество – простота конструкции и низкая стоимость.

Разъемный подшипник (рис. 39) состоит из основания и крышки корпуса, разъемного вкладыша, смазочного устройства и болтового или шпилечного соединения основания с крышкой. Износ вкладышей в процессе работы компенсируется поджатием крышки к основанию. Разъемные подшипники значительно облегчают сборку и незаменимы для конструкций с коленчатыми валами. Разъемные подшипники широко применяются в общем и особенно тяжелом машиностроении.

Валы и вращающиеся оси монтируют на опорах, которые определяют положение вала или оси, обеспечивают вращение, воспринимают нагрузки вала и передают их основанию машины. Основной частью опор являются подшипники.

По виду трения различают: подшипники скольжения, в которых цапфа вала скользит по опорной поверхности; подшипники качения, в которых между поверхностями вращающейся детали и опорной поверхностью расположены тела качения подшипника.

От качества подшипников в значительной степени зависит работоспособность, долговечность и КПД машины.

Существует много конструкций подшипников скольжения, которые подразделяются на два вида: неразъёмные и разъёмные.

Неразъёмный подшипник (рис.3.5) состоит из корпуса и втулки (вкладыша) из антифрикционного материала, на которую непосредственно опирается цапфа вала или оси. Втулка может быть неподвижно закреплена в корпусе подшипника или свободно заложена в него ("плавающая втулка"), в конструкции подшипника предусматривается смазочное устройство. Неразъемные подшипники обычно используют в тихоходных механизмах.

Разъёмный подшипник (рис.3.6) состоит из основания и крышки корпуса, разъёмного вкладыша, смазочного устройства и болтового или шпилечного соединения основания с крышкой. Износ вкладышей в процессе работы компенсируется поджатием крышки к основанию. Разъёмные подшипники используют в общем и особенно - тяжёлом машиностроении.

Достоинства подшипников скольжения:

Высокая работоспособность при больших скоростях и ударных нагрузках;

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

Небольшие габариты в радиальном направлении;

Достаточно высокая работоспособность в особых условиях (химически агрессивных средах, при бедной или загрязнённой смазке).

Недостатки подшипников скольжения:

Большие потери на трение (не относится к подшипникам, работающим в режиме жидкостного трения, КПД которых больше 0,99);

Значительные размеры в осевом направлении;

Необходимость применения дорогостоящих и дефицитных антифрикционных материалов для вкладышей;

Значительный расход смазочного материала и необходимость систематического наблюдения за процессом смазки;

Не обеспечивается взаимозаменяемость подшипников при ремонте, так как большинство типов подшипников не стандартизировано.

Подшипники качения в большинстве случаев состоят из наружного 4 (рис. 3.7, а) и внутреннего 1 колец с дорожками качения, тел качения 3 (шариков или роликов), сепаратора 2, разделяющего и направляющего тела качения. В некоторых подшипниках одно или оба кольца могут отсутствовать. В них тела качения обкатываются непосредственно по канавкам (цапфам) вала или корпуса.

Достоинства подшипников качения:

Значительно меньшие потери на трение, а следовательно, более высокий КПД (до 0,995) и меньший нагрев;

Экономия дефицитных цветных материалов;

Меньший расход смазочного материала;

Высокая степень взаимозаменяемости (их массовое производство).

Недостатки подшипников качения:

Чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам;

Большие габариты в радиальном направлении;

Малая надёжность в высокоскоростных приводах.

Классификация подшипников качения (см. рис.3.7):

По форме тел качения: шариковые (а, 6, ж, и), роликовые (с цилиндрическими (в), коническими (з), бочкообразными (г), игольчатыми (д) и витыми (е) роликами-;

По числу рядов тел качения: однорядные (а, в, ж), двухрядные (6, г), многорядные;

По направлению воспринимаемой нагрузки: радиальные (а...е), воспринимающие (в основном) радиальные нагрузки, т.е. нагрузки, направленные перпендикулярно к геометрической оси вала; упорные (и, к), воспринимающие от вала только осевые нагрузки; радиальпо-упорные (ж) и упорно-радиальные (з) могут воспринимать одновременно радиальные и осевые нагрузки, при этом упорно-радиальные подшипники предназначены для преобладающей осевой нагрузки.

По габаритным размерам. В зависимости от соотношения размеров наружного и внутреннего диаметров подшипники делят на серии - сверхлегкие, особо легкие, легкие, средние, тяжелые; по ширине на серии - узкие, нормальные, широкие, особо широкие.

3.3. ТИПОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ МЕТАЛЛОРЕЖУЩИХ СТАНКОВ

ОПОРЫ КАЧЕНИЯ Опоры валов и осей, в которых трение скольжения заменено трением качения, называются подшипниками качения Устройство подшипников качения Установка подшипника в корпусе 1, 2 – наружные и внутренние кольца; 3 – тела качения; 4 – сепаратор Выпускаются подшипники от d = 0, 6 мм; D = 2 мм; В = 0, 8 мм; m = 0, 015 г до d = 12 м; D = 14 м; В = 0, 45 м; m = 130 г.

ДОСТОИНСТВА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Ø наиболее стандартизованы в международном масштабе; Ø централизовано изготавливаются в массовом производстве; Ø по сравнению с подшипниками скольжения имеют меньшие моменты трения при пуске; Ø меньшие габариты по ширине; Ø малый расход смазочных материалов и простота обслуживания; Ø отсутствие необходимости в цветных металлах; Ø меньшие требования термообработке к материалам и

НЕДОСТАТКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Ø большие радиальные габариты; Ø значительные контактные напряжения, ограничивающие ресурс; Ø меньшая демпфирующая способность; Ø ограниченная быстроходность; Ø повышенный шум из-за циклического перекатывания тел качения через нагруженную зону; Ø высокая производстве; стоимость при мелкосерийном Ø неразъемность в радиальном направлении

МАТЕРИАЛЫ ДЕТАЛЕЙ ПОДШИПНИКОВ Детали подшипников работают в условиях высоких контактных напряжений. Они должны иметь повышенную прочность, структурную однородность и твердость. Кольца и тела качения изготавливают из подшипниковых сталей марок ШХ 15, ШХ 15 -Ш, ШХ 15 -В, ШХ 15 СГ-Ш и т. д. Твердость - колец и роликов составляет 58… 66 HRCЭ - шариков 63… 67 HRCЭ. Сепараторы изготавливают из мягкой углеродистой стали. Массивные сепараторы из бронзы, латуни, алюминиевых сплавов, металлокерамики, текстолита, полиамидов и др. пластмассы.

КЛАССИФИКАЦИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ По форме тел качения По направлению воспринима-емой нагрузки По числу рядов тел качения По способу самоустановки По соотношению габаритных размеров По классу точности По уровню вибрации По специальным требованиям

КЛАССИФИКАЦИЯ ПОДШИПНИКОВ ПО ЧИСЛУ РЯДОВ ТЕЛ КАЧЕНИЯ ü различают подшипники одно –, двух – и многорядные ПО СПОСОБУ САМОУСТАНОВКИ ü самоустанавливающиеся (сферические), допускающие перекос колец до 40 ü несамоустанавливающиеся (допустимый взаимный перекос колец от 1 до 8 мин.)

КЛАССИФИКАЦИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО СООТНОШЕНИЮ ГАБАРИТНЫХ РАЗМЕРОВ (наружного диаметра D, внутреннего диаметра d и ширины В) Различают серии: сверх легкую, особо легкую, легкую широкую, среднюю широкую и тяжелую В порядке возрастания наружного диаметра установлены серии диаметров, обозначаемые цифрами 0, 8, 9, 1, 7, 2, 3, 4 и 5. Аналогично серии ширин (высот для упорных подшипников) имеют обозначения 7, 8, 9, 0, 1, 2, 3, 4 и 5. Подшипники различных серий отличаются друг от друга в основном предельной частотой вращения и нагрузочной способностью.

КЛАССИФИКАЦИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО КЛАССУ ТОЧНОСТИ Стандартом установлены следующие классы точности подшипников (в порядке повышения): 8, 7, 0, 6 Х, 6, 5, 4, 2, Т. Класс точности определяет точность размеров и формы деталей подшипников. В зависимости от класса точности и дополнительных требований различают три категории подшипников: А, В, С. Наибольшее распространение имеют подшипники нормального класса точности 0. С повышением класса точности существенно возрастает стоимость изготовления подшипника. Например: класс точности 2 примерно в 10 раз дороже подшипника класса точности 0.

КЛАССИФИКАЦИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО УРОВНЮ ВИБРАЦИЙ ü различают подшипники с нормальным пониженным низким уровнем вибрации ПО СПЕЦИАЛЬНЫМ ТРЕБОВАНИЯМ ü выпускают подшипники теплостойкие малошумные коррозионностойкие немагнитные самосмазывающиеся и т. д.

ПРИМЕНЯЕМОСТЬ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Шариковые 38, 6% Роликовые конические 24, 7% Роликовые цилиндрические 8, 9% Роликовые сферические 5, 7% Игольчатые 5, 7% Остальные (приборные, прецизионные и т. д.) 16, 4% ВСЕГО 100%

ПОВРЕЖДЕНИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 1. Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей (на дорожках качения наиболее напряженных колец из-за действия знакопеременных напряжений появляются микротрещины, которые расклиниваются проникающей в них смазкой, что ведет к выкрашиванию). 2. Разрушение тел качения. 3. Износ колец и тел качения. 4. Образование вмятин на рабочих поверхностях (бринеллирование) при динамических нагрузках, статических нагрузках, без вращения. Опасность образования вмятин существенна в транспортных машинах, в которых возможны большие динамические нагрузки и существенные нагрузки без вращения. 5. Разрушение сепараторов.

ПРИМЕРЫ ПОВРЕЖДЕНИЯ КОЛЕЦ ПОДШИПНИКОВ а, б – раскалывание наружного кольца соответственно шарикового и роликового подшипников; в – выкрашивание рабочей поверхности внутреннего кольца

РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ВЫБРАКОВАННЫХ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ТРАКТОРОВ ПО ВИДАМ ПОВРЕЖДЕНИЙ Виды повреждений (выбраковочный признак) Частота возникновения выбраковочного признака, % Увеличение зазоров сверх предельных значений нарушения плотности посадки 65… 76 Нарушение плотности посадки 17… 21 Микроскопические повреждения рабочих поверхностей дорожек и тел качения 4… 11 Поломка деталей подшипников 5… 9

КРИТЕРИИ РАСЧЕТА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Основными причинами выхода из строя подшипников качения являются: пластические деформации при статическом нагружении и усталостное выкрашивание под действием переменных нагрузок. В зависимости от условий работы расчет (подбор) подшипников на заданный ресурс ведут по статической грузоподъемности (критерий максимальных контактных напряжений) и по динамической грузоподъемности (критерий усталостного выкрашивания). Расчеты по критерию износостойкости не нашли широкого применения из-за сложности недостаточности необходимых данных. и

РАСЧЕТ (ПОДБОР) ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО СТАТИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ (при n ≤ 1 об/мин) P 0 ≤ C 0, где C 0 – статическая грузоподъемность; P 0 – эквивалентная статическая нагрузка Статической грузоподъемностью подшипников называют такую радиальную (осевую) нагрузку, которая вызывает общую остаточную деформацию тел качения и дорожки качения равную 0, 0001 диаметра тела качения. Эквивалентная статическая нагрузка: P 0 = X 0 Fr + Y 0 Fa, но не меньше, чем P 0 = Fr где X 0 , Y 0 - коэффициенты радиальной Fr и осевой Fa статических нагрузок

ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ НА НЕОБХОДИМЫЙ РЕСУРС Динамической грузоподъемностью С называют такую радиальную (осевую) нагрузку, которую с 90% вероятностью может выдержать подшипник без повреждений в течение одного миллиона оборотов внутреннего кольца. Ресурс подшипника качения – число оборотов, которые сделает одно из колец относительно другого до появления признаков усталости материала колец или тел качения. Ресурс подшипников выражают в миллионах оборотов L или в часах Lh = 106 L / (60 n), где n – частота вращения подшипника, мин-1 Уравнение кривой усталости Fr L 1/p = C или L = (C / Fr)p p = 3 - для шариковых подшипников p = 3, 33 - для роликовых подшипников Lh

ОПРЕДЕЛЕНИЕ БАЗОВОГО РАСЧЕТНОГО РЕСУРСА Базовый расчетный ресурс L 10 в миллионах оборотов, соответствующий 90% надежности, определяют для подшипников, выполненных из обычных материалов по обычной технологии и работающих в обычных условиях, по формуле: L 10 = (C / Р)p где Р – эквивалентная динамическая нагрузка, учитывающая условия нагружения и конструкцию подшипника Для радиальных и радиально-упорных подшипников Для упорно радиальных где Fr и Fa – соответственно радиальная и осевая нагрузки; X и Y – коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки; V – коэффициент вращения кольца, V = 1 при вращении внутреннего кольца, V = 1, 2 при вращении наружного кольца. Для сферических подшипников всегда V = 1. КТ - температурный коэффициент, КБ - коэффициент динамичности нагрузки.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА ПОДШИПНИКА ДЛЯ КОНКРЕТНЫХ УСЛОВИЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ Lna = a 1 a 23 (C / P)p где a 1 - коэффициент надежности; a 23 = a 2 a 3 ; a 2 – коэффициент учитывающий свойства материала; a 3 – коэффициент учитывающий смазку и условия работы подшипника. Долговечность Lna L 10 a La L 4 a L 3 a L 2 a L 1 a Надежность, % 90 95 96 97 98 99 Коэффициент долговечности а 1 1 0, 62 0, 53 0, 44 0, 33 0, 21 Значения коэффициента a 23 Условия использования Тип подшипника I II III Шарикоподшипники, кроме сферических 0, 7… 0, 8 1, 0 1, 2 Роликоподшипники цилиндрические и шарикоподшипники сферические 0, 5… 0, 6 0. 8 1… 1, 2 Роликоподшипники конические 0, 6… 0, 7 0, 9 1, 1… 1, 3 Роликоподшипники радиальные сферические двухрядные 0, 3… 0, 4 0, 6 0. 8

УСЛОВИЯ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ I – обычные условия применения подшипников; II – характеризующиеся наличием гидродинамической пленки масла между контактирующими поверхностями и отсутствием перекосов в узле; III – кольца и тела качения изготовлены из сталей электрошлаковой или вакуумной переплавки, остальные условия соответствуют II.

РАСПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗКИ ПО ТЕЛАМ КАЧЕНИЯ б а в а – на подшипник с нулевым радиальным зазором; б – с нормальным радиальным зазором; в – на подшипник с таким же зазором, но при действии как радиальной, так и осевой силы. При осевом нагружении (в) радиальный зазор в подшипнике уменьшается и происходит некоторое выравнивание сил по телам качения, создаваемых нагрузкой Fr. Определенное осевое нагружение подшипника оказывает положительное влияние на его ресурс. Для учета этого влияния вводят коэффициент осевого нагружения е – предельное отношение При е, Х = 1, Y = 0. При > е, Х 1, Y > 0.

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА РАДИАЛЬНО-УПОРНЫХ ПОДШИПНИКОВ В расчетах учитывают осевые силы, возникающие от радиальной нагрузки Fr вследствие наклона контактных площадок к оси вращения подшипника где е’ – коэффициент минимальной осевой нагрузки

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕЗУЛЬТИРУЮЩИХ ОСЕВЫХ СИЛ НА ОПОРЫ Схема нагружения Соотношение сил Результирующие осевые силы Результирующая осевая нагрузка на фиксирующую опору равна сумме внешних осевых сил. Результирующая осевая нагрузка на другую опору равна собственной составляющей

КОНСТРУКЦИИ ВАЛА С ДВУМЯ РАДИАЛЬНО-УПОРНЫМИ ПОДШИПНИКАМИ В ФИКСИРУЮЩЕЙ ОПОРЕ а б а и б – вал червяка с фиксирующей опорой на радиально-упорных шариковых подшипниках и на радиально-упорных роликовых подшипниках соответственно.

КОНСТРУКЦИИ ВАЛА С ДВУМЯ ПЛАВАЮЩИМИ ОПОРАМИ а б а – вал, установленный на шариковых радиальных сферических подшипника; б – вал, установленный на роликовых радиальных подшипниках.

Src="http://present5.com/presentation/3/50410152_192278346.pdf-img/50410152_192278346.pdf-38.jpg" alt="Смазка подшипников Жидкими маслами: - окунанием; - разбрызгиванием (v>3 м/с); - масляным туманом (v>7"> Смазка подшипников Жидкими маслами: - окунанием; - разбрызгиванием (v>3 м/с); - масляным туманом (v>7 м/с); - капельная; - циркуляционная. Пластичные смазки. Твердые смазки

ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ПОДБОРА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 1. Назначают подшипника тип и схему установки 2. Назначают класс точности подшипника 3. Подбирают типоразмер подшипника из ряда стандартных, исходя из диаметра вала 4. Уточняют типоразмер подшипника с учетом необходимого ресурса.

ОПОРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ Подшипник скольжения – это опора, в которой опорная поверхность вала (цапфа) скользит по поверхности вкладыша (подшипника) Радиально-упорный подшипник скольжения Fa Радиальный подшипник скольжения Упорный подшипник скольжения

ДОСТОИНСТВА И НЕДОСТАТКИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ДОСТОИНСТВА работоспособность при очень больших скоростях ü небольшие габариты в радиальном направлении ü сохранение работоспособности в особых условиях (в агрессивных средах, воде, при загрязненной смазке, при отсутствии смазки) ü бесшумность ü хорошо демпфируют колебания ü легче и проще в изготовлении ü способны работать практически без износа в режиме жидкостной и газовой смазке НЕДОСТАТКИ ü большие потери на трение для подшипников, работающих в условиях граничного и полужидкостного трения ü значительные габариты в осевом направлении ü сравнительная сложность конструкции и высокие требования к смазке для подшипников, работающих в условиях жидкостного трения ü не обеспечена взаимозаменяемость, отсутствует стандартизация ü необходимость применения цветных металлов

Примеры использования (сепараторы, центрифуги, газовые турбины, шлифовальные станки, водяные насосы, гребные винты судов, двигатели внутреннего сгорания и т. д.).

ТРЕБОВАНИЯ К ПОДШИПНИКОВЫМ МАТЕРИАЛАМ И ЦАПФАМ МАТЕРИАЛЫ ПОДШИПНИКОВ ДОЛЖНЫ ИМЕТЬ: Ø малый коэффициент трения Ø высокую износостойкость и сопротивление усталости Ø хорошую теплопроводность Ø прирабатываемость Ø смачиваемость маслом Ø коррозионную стойкость Ø обрабатываемость Ø низкий коэффициент линейного расширения Ø низкую стоимость Применяется большое количество различных антифрикционных материалов ЦАПФЫ (как правило стальные) Ø должны иметь высокую твердость и шлифованную или полированную поверхность.

ПОДШИПНИКОВЫНЕ АНТИФРИКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ СТАЛЬНЫЕ баббиты бронзы сплавы на цинковой основе сплавы на алюминиевой основе антифрикционные чугуны МЕТАЛЛО- НЕМЕТАЛ-ЛИЧЕСКИЕ КЕРАМИЧЕСКИЕ бронзографитовые железографитовые пластмассы древесные пластики резина графитовые материалы

ПРИМЕРЫ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ Подшипник листового прокатного стана с вкладышем из древесины: 1 – корпус подшипника; 2 – вкладыш из прессованной древесины; 3 – боковые пластины Подшипник из полиамида: 1 – металлическая втулка; 2 – трубка из полиамида; 3 – зазор; 4 – упругие кольца Резиновый вкладыш из материала на основе термореактивной армированной резины холодной вулканизации, насыщенной графитом или дусильфидом молибдена.

СХЕМЫ КОНСТРУКЦИЙ ВИБРОУСТОЙЧИВЫХ ПОДШИПНИКОВ а – лимонная форма расточки вкладышей; б – сборка со взаимным смещением вкладышей.

РЕЖИМЫ РАБОТЫ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ Важнейшие эксплуатационные характеристики опор скольжения – несущая способность и потери на трение. 1 – область граничного трения. Соответствует высоким нагрузкам, малым скоростям скольжения, f = 0, 1… 0, 2; 2 – область полужидкостного трения, трущиеся поверхности частично касаются друга; 3 – область жидкостного трения, трущиеся поверхности не касаются друга.

СХЕМА ГИДРОСТАТИЧЕСКОГО ПОДШИПНИКА 1 – дроссели (дозирующее отверстие); 2 – карманы во вкладышах. Дроссель примерно вдвое снижает давление масла, поступающего в карман, чем обеспечивается устойчивость цапфы в подшипнике

ВИДЫ ПОВРЕЖДЕНИЙ И КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ ПОВРЕЖДЕНИЯ: Ø износ рабочих поверхностей (основная причина выхода из строя) Ø схватывание рабочих поверхностей Ø усталостные разрушения при циклически действующих нагрузках (машины ударного, вибрационного действия) Ø выплавление заливки вкладыша Ø заклинивание вала в подшипнике КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ Ø износостойкость Ø сопротивление усталости антифрикционного материала при переменной нагрузке Ø теплостойкость Ø виброустойчивость

РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЯ НА ПОВЕРХНОСТИ ШИПА Fr Fr Проектируя все силы на направление внешней нагрузки, получаем

ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКА ПО УСЛОВИЮ ТЕПЛОСТОЙКОСТИ Принимается допущение, что вся работа сил трения на трущихся поверхностях преобразуется в тепло. В этом случае удельная работа сил трения не должна превышать определенного предела При установившемся движении f теплостойкости будет обеспечено при = const условие

ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКА ПО УСЛОВИЮ ТЕПЛОСТОЙКОСТИ Считают, что элементарная работа сил трения одинакова для всех точек опорной поверхности пяты Эта гипотеза предполагает резко неравномерный характер распределения давления на опорной поверхности пяты со значительным повышением его в центре Применение кольцевых пят позволяет равномерное распределение давления. обеспечить более