🗊Презентация Подшипники скольжения (ПС)

Для работы с подшипником цапфы вала необходимо подвергать термической или химикотермической обработке с целью получения высокой твёрдости рабочей поверхности (> HRC 50…55). Точность изготовления диаметральных размеров цапфы  по 6…7 квалитету ЕСДП, а шероховатость поверхности Ra – 2,5…0,25 мкм. Более высокая гладкость поверхности цапфы нежелательна (хуже удерживает смазку). Для работы с подшипником цапфы вала необходимо подвергать термической или химикотермической обработке с целью получения высокой твёрдости рабочей поверхности (> HRC 50…55). Точность изготовления диаметральных размеров цапфы  по 6…7 квалитету ЕСДП, а шероховатость поверхности Ra – 2,5…0,25 мкм. Более высокая гладкость поверхности цапфы нежелательна (хуже удерживает смазку). Виды трения в зависимости от количества смазочного материала в подшипнике скольжения: 1) жидкостное трение характеризуется полным разделением слоем смазки поверхностей цапфы и подшипника (коэффициент трения и коэффициент потерь энергии в подшипнике при этом виде трения минимальны); 2) полужидкостное трение – основная часть взаимодействующих поверхностей разделена слоем смазочной жидкости, а поверхности подшипника и цапфы контактируют вершинами микронеровностей; 3) полусухое (граничное) трение – поверхности цапфы вала и подшипника почти постоянно контактируют между собой, однако между ними имеется некоторое количество смазочного материала; 4) сухое трение – в зазоре между поверхностями цапфы вала и подшипника смазочный материал отсутствует полностью, вследствие чего эти поверхности находятся в состоянии непрерывного контакта.

Гидродинамическое смазывание реализуется только в процессе вращения цапфы в подшипнике после достижения критической скорости вращения (рис. 10.5). Первоначально цапфа неподвижного вала лежит на поверхности подшипника (рис. 10.5.а), и поэтому начальный период вращения вала характеризуется режимом граничной смазки. Гидродинамическое смазывание реализуется только в процессе вращения цапфы в подшипнике после достижения критической скорости вращения (рис. 10.5). Первоначально цапфа неподвижного вала лежит на поверхности подшипника (рис. 10.5.а), и поэтому начальный период вращения вала характеризуется режимом граничной смазки. По мере увеличения угловой скорости цапфы частицы смазочного масла за счёт налипания на её

При жидкостном разделении трущихся поверхностей коэффициент трения составляет (1…3)10-3, в то время как при граничном трении для разных материалов он колеблется от 110-2 (оловянистые баббиты) до 810-2 (антифрикционные чугуны). При жидкостном разделении трущихся поверхностей коэффициент трения составляет (1…3)10-3, в то время как при граничном трении для разных материалов он колеблется от 110-2 (оловянистые баббиты) до 810-2 (антифрикционные чугуны). Следовательно, в нормальных условиях работы механизмов наибольший износ подшипников должен происходить при граничном трении, то есть в периоды их разгона (в периоды запуска механизмов). Однако интенсивное изнашивание во многих случаях наблюдается и вследствие многих других причин (тяжёлые условия работы, небрежное обслуживание и т.п.). В практике эксплуатации подшипников скольжения можно наблюдать следующие виды их изнашивания: 1) абразивный (происходит при попадании твёрдых частиц в рабочий зазор подшипника); 2) усталостное выкрашивание при действии пульсирующих нагрузок; 3) перегрев, являющийся следствием сухого трения и приводящий в конечном итоге к заеданию цапфы в подшипнике, появлению задиров или к выплавлению антифрикционного слоя материала. Таким образом, основным критерием работоспособности подшипника, работающего на принципе трения скольжения, следует считать износоустойчивость трущейся пары.

Поэтому проектный расчёт подшипника (определение основных габаритных размеров) ведут, как правило, ориентируясь на возможность граничного трения, а величину зазора в трущейся паре, интенсивность подачи смазки при принудительном циркуляционном смазывании определяют по условию обеспечения режима гидродинамической смазки трущихся поверхностей. Расчёты подшипников на обеспечение гидродинамического режима смазки в настоящем курсе лекций не рассматриваются. Поэтому проектный расчёт подшипника (определение основных габаритных размеров) ведут, как правило, ориентируясь на возможность граничного трения, а величину зазора в трущейся паре, интенсивность подачи смазки при принудительном циркуляционном смазывании определяют по условию обеспечения режима гидродинамической смазки трущихся поверхностей. Расчёты подшипников на обеспечение гидродинамического режима смазки в настоящем курсе лекций не рассматриваются. При проектном расчёте принимается допущение: удельное давление считается распределённым равномерно как по диаметру цапфы, так и по её длине. В этом случае условие прочности по среднему давлению p между контактирующими поверхностями цапфы вала и подшипника будет ; (10.1) где R – радиальная нагрузка, действующая на цапфу вала, d – диаметр цапфы, l – рабочая длина подшипника, p – величина действующего среднего давления в подшипнике, [p] – допустимая величина этого давления. При проектном расчёте задаются величиной коэффициента длины подшипника . Для несамоустанавливающихся опор рекомендуют принимать  = 0,4…1,2 (в отечественной технике чаще всего  = 0,6…0,9). Применение самоустанавливающегося подшипника позволяет увеличить коэффициент длины до  = 1,5…2,5.

При заданном коэффициенте длины подшипника его диаметр может быть найден по соотношению При заданном коэффициенте длины подшипника его диаметр может быть найден по соотношению . (10.2) Величину энерговыделения в работающем подшипнике характеризует произведение среднего давления p на скорость скольжения v. С целью предотвращения перегрева подшипника производится проверка подшипника и по этому критерию. Выражая скорость скольжения через параметры вращательного движения ( и n – угловая скорость и частота вращения цапфы вала, r – её радиус) и среднее давление по зависимости (10.1), критерий работоспособности подшипника по условию перегрева можно записать следующим образом . (10.3) Исходя из последнего выражения, при известных материалах трущейся пары цапфа-вкладыш подшипника удобно найти длину подшипника следующим образом

(10.4) а далее по выражению (10.1) можно вычислить необходимый диаметр цапфы . (10.1) Приведённый вид расчёта обычно используется при проектировании опор с необеспеченным жидкостным трением или является предварительным при проектировании опор жидкостного гидродинамического трения, параметры которых уточняются в последующем в процессе гидродинамического расчёта подшипника скольжения.

Пятая и шестая цифры отведены для обозначения конструктивной разновидности подшипника. Пятая и шестая цифры отведены для обозначения конструктивной разновидности подшипника. Седьмой цифрой обозначается серия ширин (цифры от 0 до 9), лёгкой серии обычно соответствует 0 или 1. Материалы для изготовления подшипников качения. Кольца и тела качения (шарики, ролики) подшипников качения изготавливают из специальных высокохромистых легированных сталей (ШХ15, ШХ15СГ, ШХ20СГ, 20ХН4А и др.) с улучшающей термообработкой до HRC 61…67 при неоднородности твёрдости не более 3 HRC для каждого из колец и для всех тел качения. Сепараторы чаще всего выполняют штампованными из стальной (мягкая малоуглеродистая сталь) ленты. Сепараторы скоростных подшипников делают из антифрикционных материалов (латуни, бронзы, алюминиевых сплавов, текстолита и других пластмасс).

Эквивалентная нагрузка RE подшипника качения может быть вычислена по выражению Эквивалентная нагрузка RE подшипника качения может быть вычислена по выражению ; (11.1) где Fr и Fa – радиальная и осевая составляющие нагрузки, действующей на вращающееся кольцо подшипника, X и Y – коэффициенты влияния радиальной и осевой нагрузок, соответственно; V – коэффициент вращающегося кольца (если относительно действующей нагрузки вращается внутреннее кольцо, то V = 1, если наружное  V = 1,2); KБ – динамический коэффициент безопасности, учитывающий действие динамических перегрузок на долговечность подшипника (для редукторов общего применения KБ= 1,3…1,5); KT– коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла на долговечность подшипника. При рабочей температуре подшипникового узла t  100 C, принимают KT = 1, а для температур 100 < t  250 C температурный коэффициент можно определить по эмпирической зависимости . (11.2) Для радиальных подшипников, не воспринимающих осевую нагрузку (например, для роликовых цилиндрических), Fa = 0 и X = 1; для упорных – Fr = 0 и Y = 1. Для остальных подшипников в стандарте указывается величина «e», зависящая в основном от угла наклона беговой дорожки к оси вращения.

Если для внешних сил, действующих на подшипник, Fa / VFr  e, то X = 1, а Y = 0. В противном случае, когда Fa / VFr > e, X и Y определяются по каталогу для данного типа подшипников. Если для внешних сил, действующих на подшипник, Fa / VFr  e, то X = 1, а Y = 0. В противном случае, когда Fa / VFr > e, X и Y определяются по каталогу для данного типа подшипников. При нагружении радиально-упорных подшипников радиальной нагрузкой наклон контактной линии между внешним кольцом и телом качения на угол  к торцовой плоскости подшипника вызывает появление осевой составляющей, которая либо суммируется с внешней осевой силой, либо вычитается из неё, в зависимости от их величин и схемы установки подшипников. Долговечность подшипника, его базовая динамическая грузоподъёмность и эквивалентная динамическая нагрузка связаны соотношением ; (11.3) где L10 в миллионах оборотов вращающегося кольца, а Lh10 в мото­часах работы подшипника; n – частота вращения подвижного кольца, мин-1, p – показатель степени кривой усталости; для шариковых подшипников p = 3, для роликовых  p = 10/3.

Срок работоспособности механизма указывается в задании на его разработку. Принимая долговечность подшипника равной этому сроку (предпочтительный вариант) или некоторой части этого срока при назначении замен подшипников в процессе эксплуатации (вариант с текущим ремонтом) и используя зависимость (11.3), определяем необходимую динамическую грузоподъёмность подшипника Срок работоспособности механизма указывается в задании на его разработку. Принимая долговечность подшипника равной этому сроку (предпочтительный вариант) или некоторой части этого срока при назначении замен подшипников в процессе эксплуатации (вариант с текущим ремонтом) и используя зависимость (11.3), определяем необходимую динамическую грузоподъёмность подшипника ; (11.4) где величина p в показателе степени у скобок зависит от типа подшипника (см. выше). По известной требуемой величине грузоподъёмности подшипник выбирается из соответствующего каталога, при этом грузоподъёмность выбранного подшипника должна быть не меньше требуемой.

Подшипники качения обладают полной взаимозаменяемостью. Присоединительными размерами этих подшипников являются внутренний диаметр d, наружный диаметр D и ширина кольца B. Допуски на изготовление посадочных поверхностей подшипника не совпадают с допусками по квалитетам, установленными для гладких поверхностей. Подшипники качения обладают полной взаимозаменяемостью. Присоединительными размерами этих подшипников являются внутренний диаметр d, наружный диаметр D и ширина кольца B. Допуски на изготовление посадочных поверхностей подшипника не совпадают с допусками по квалитетам, установленными для гладких поверхностей. Стандартом установлены следующие обозначения полей допусков по классам точности подшипников: для отверстия внутренних колец L0, L6, L5, L4, L2; для наружных колец (валы) l0, l6, l5, l4, l2. При этом допуски на отверстия внутренних колец перевернуты относительно нулевой линии, то есть поле допуска расположено не в тело кольца, как это принято для рядовых деталей, а из тела. Вследствие перевернутости поля допуска L все посадки внутреннего кольца сдвигаются в сторону больших натягов - переходные посадки n, m и k становятся посадками с натягом, причем величина натяга в таких посадках несколько меньше по сравнению с нормальными посадками с натягом (от p до zc), а посадки с зазором h переходят в группу переходных посадок.