Студопедия
Новини освіти і науки:
Контакти
 


Тлумачний словник






Умови роботи пасових передач

 

Розглянемо сили, що діють у вітках паса, роботу паса на шківах і напруження в ньому. Згідно із цим виявлятимуться причини і види відмов, критерії працездатності та розрахунку пасових передач.

Для визначення сил у вітках паса розглянемо три характерних моменти (рис. 10.3).

Рисунок 10.3 – Сили у вітках паса

 

1) ω1 = 0 (передача нерухома); у цьому випадку обидві вітки мають однаковий попередній натяг, який дорівнює Fo ;

2) ω1 ≠ 0, Т1 = 0(холоста робота передачі); нехтуючи дією відцентрових сил і сил тертя, можна припустити, що сила натягу (розтягу) ведучої вітки паса F1 дорівнює і силі натягу веденої вітки F2 , і силі попереднього натягу вітки F0 ( F1 = F2 = F0 );

3) ω1 ≠ 0, Т1 ≠ 0 (робочий режим), для якого F1 > F2 .

Установимо зв'язок між силами F1 , F2 і параметрами передачі. Скориставшись умовою рівноваги шківа і враховуючи, що розрахункова колова сила на шківах Ft = 2 T1 / d1 , одержимо

F1 – F2 = Ft. (1)

 

Неважко побачити, що

F1 + F2 = 2F0. (2)

Ураховуючи (1) і (2), одержуємо

F1 = F0 + 0,5Ft , F2 = F0 – 0,5Ft. (3)

Як бачимо, сила, яка діє на пас, змінна. З іншого боку, зв'язок між F1 і F2установлюється формулою Ейлера

F1 / F2 = ef β, (4)

де е – основа натуральних логарифмів;

f – коефіцієнт тертя між пасом і шківом (для клинопасових передач це зведений коефіцієнт тертя);

β – кут ковзання, β ≈ 0,7 α1 .

Ураховуючи (3) і (4), одержуємо

F1 = Ft q / (q1) , q = ef β, (5)

F2 = Ft / (q1) . (6)

Згідно з (2), (5) і (6) маємо

Ft = 2F0 φ , (7)

де φ – коефіцієнт тяги пасової передачі

φ = Ft / 2F0 = (q– 1) / (q + 1) < 1. (8)

Тобто коефіцієнт тяги φ являє собою відносне
навантаження. Коефіцієнт φ дозволяє судити про те, яка частина попереднього натягу паса F0 використовується корисно для передачі навантаження Ft , тобто φ характеризує міру завантаженості передачі.

Крім розглянутих сил, пас навантажується від дії відцентрових сил FV, що розвиваються на дугах обхвату

FV = q V2 ,

де q – маса 1м паса; V – швидкість паса.

Пас зазнає деформації розтягу по всій своїй довжині та згину на шківах.

Напруження розтягу відповідно ведучої та веденої віток від дії сил F1 і F2

σр1 = F1 /A , σр2 = F2 /A.

Напруження розтягу від дії сили FV

σV = FV /A.

Якщо V ≤ 20 м/с, то σV можна не враховувати.

 

Напруження згину відповідно на ведучому і веденому шківах

σзг1 = Е δ / d1 , σзг2 = Е δ / d2,

де Е – модуль пружності матеріалу паса;

δ –товщина паса;

d1 , d2 – діаметри ведучого і веденого шківів.

Оскільки F1 > F2 , d1 < d2 , то

σр1 < σр2 , σзг1 > σзг2.

Сумарні напруження в пасі σΣ < σр + σзг + σV.

На рис. 10.4 зображена епюра сумарних напружень. З епюри випливає, що діючі в пасі напруження змінні і це зумовлює утомні руйнування паса. Найнапруженішим є переріз, який збігається з точкою 1 – тут робоча вітка набігає на ведучий шків. Максимальні напруження в цьому перерізі

σmax = σр1 + σзг1 + σV.

Рисунок 10.4 – Епюри напружень у пасі

 

10.4. Особливості кінематики пасових передач

 

У пасових передачах завжди має місце пружне ковзання паса по шківах, а за певних умов – буксування. Внаслідок неми-нучого пружного ковзання колова швидкість V2 на веденому шківі менше колової швидкості V1 на ведучому (V1 > V2 ).

Швидкість паса на ведучому шківі спадає від V1 до V2, а на веденому – зростає від V2 до V1. При цьому повна дуга обхвату пасом шківа складається із двох ділянок – дуги спокою і дуги (визначається кутом β) пружного ковзання. Від співвідношення дуг пружного ковзання і спокою залежить запас сил тертя на шківі, який характеризує надійність відсутності буксування паса. При частковому буксуванні пас проковзує по шківу, при повному буксуванні пас і ведений шків зупиняються. Це аварійний режим роботи. При частих буксуваннях паси перегріваються і швидко зношуються.

Величину

ε = (V1 – V2 ) / V1

називають коефіцієнтом пружного ковзання, ε = 0,01 – 0,015.

Колові швидкості на шківах

V1 = π d1 n1 / 60,V2 = π d2 n2 / 60.

Передаточне число пасової передачі

u = ω1 / ω2 = n1 / n2 = d2 / (d1 (1 – ε )) .

Передаточні числа пасових передач, як правило, не перевищують 4 – 5.

 

10.5. Криві ковзання. Коефіцієнт тяги і ККД передачі

Графіки залежності ε = ε(φ) називають кривими ковзання (рис. 10.5). Їх одержують експериментально: при сталому
натягу F0 поступово підвищують корисне навантаження Ft і вимірюють ε. До деякого значення φ = φкр (критичне значення) практично зберігається лінійна залежність ε від φ, Подальше збільшення навантаження приводить спочатку до часткового, а при граничному значенні коефіцієнта тяги φmax до повного буксування передачі. У зоні між φкр і φmax наявне як пружне ковзання, так і буксування. Відношення φmax / φкр характеризує розмір зони часткового буксування і, таким чином, здатність передачі до перевантаження.

ККД передачі теж зростає до φкр , досягає при ньому максимального значення, а потім різко зменшується в зоні часткового буксування у зв'язку зі зростанням витрат енергії на

тертя. Звідси випливає, що заштрихована зона відповідає оптимальним значенням параметрів пасової передачі.

 

 

Рисунок 10.5 – Криві ковзання (ε) і ККД (η) пасової передачі

 

За значенням φ роблять висновки про міцність зчеплення паса зі шківами або, іншими словами, про тягову здатність передачі. У зв'язку з викладеним можна сформулювати шляхи підвищення тягової здатності пасових передач. Для цього скористаємося виразом

φ = ( ef β – 1) / ( ef β + 1).

Звідси випливає, що φ можна підвищити завдяки:

1) збільшенню коефіцієнта тертя f вибором відповідного матеріалу паса;

2) збільшенню кута ковзання β, тобто кута α1 :

а) зменшенням передаточного числа u при заданому а;

б) збільшенням а при заданному u;

в) установленням натяжного ролика поблизу ведучого шківа на веденій (з меншим натягом) вітці.

Для плоскопасових передач α1 ≥ 150º, для клинопасових
α1 ≥ 120º.

У приводах із швидкісними двигунами пасова передача встановлюється до редуктора.

10.6. Види і причини відмов, критерії працездатності
та розрахунку пасових передач

 

Бувають такі види відмов:

1) порушення тягової здатності – буксування;

2) утомні руйнування паса через змінні напруження в ньому, причому істотно впливають напруження згину.

Головними критеріями працездатності пасових передач є тягова здатність та опір утоми паса. Тому пасові передачі розраховують на тягову здатність і довговічність паса.

Тягова здатність передачі характиризується значенням максимально допустимої колової сили Ft або напруження σt . Довговічність паса залежить не тільки від значення напружень, а також і від характера та частоти зміни цих напружень (насамперед від напружень згину σзг ). Частота циклу напружень дорівнює частоті пробігів паса

nпроб = V / L ,

де L – довжина паса.

Чим більше nпроб , тим менше довговічність паса. Тому часто-ту пробігів обмежують (для клинових пасів [nпроб] = 15 – 20 1/с ).

 

10.7. Навантаження на вали та опори пасової передачі

 

Сили натягу віток паса передаються на вали та опори. Рівнодійна сила на вал

FВ = √ F12 + F22 + 2 F1 F2 cosγ ≈ 2 F0 cos(γ/2) .

Звичайно FВ у 2 – 3 рази більше колової сили Ft – це недолік пасової передачі.

 

Теми для додаткового самостійного вивчення

 

1. Особливості конструювання пасових передач.

2. Паси (матеріали, структура перерізів, розташування на шківах) та їх порівняльна характеристика.

3. Розрахунки пасових передач.

4. Матеріали і конструкції шківів.

5. Конструкції натяжних пристроїв.

Лекція 11

ЛАНЦЮГОВІ ПЕРЕДАЧІ

 

11.1. Типи ланцюгів

 

За призначенням ланцюги поділяють на такі типи:

1) вантажні;

2) тягові;

3) приводні.

Вантажні ланцюги використовують для підвішування, піднімання та опускання вантажів у вантажопідйомних машинах. Ці ланцюги працюють при малих швидкостях
(v ≤ 0,25 м/с) і великих навантаженнях. Їх виконують переважно з овальними зварними ланками.

Тягові ланцюги використовують у конвеєрах для переміщення вантажів; працюють при середніх швидкостях
(v = 2 – 4 м/с); складаються з деталей (пластин, осей, втулок) простої форми.

Приводні ланцюги служать в приводах машин для передачі механічної енергії від одного вала до іншого. Саме їх і вивчають у курсі деталей машин.

 

11.2. Загальні відомості про ланцюгові передачі

Ланцюгові передачі належать до передач зачеплення із гнучким зв'язком (приводним ланцюгом). Їх використовують для передавання обертання зі сталим середнім передаточним відношенням при значних міжосьових відстанях (до 8 м), а також для одночасного приведення в рух кількох паралельних валів або коли потрібно виконати обхід окремих машинних частин, розміщених між ведучим і веденим валами.

Найчастіше ланцюгові передачі використовують у приводах малої та середньої потужності (Р ≤ 50 кВт), де швидкість ланцюга досягає Vл = 10 – 15 м/с. Проте зустрічаються передачі з Vл до 30 – 35 м/с (з частотою обертання ведучої зірочки до 3000 хв-1 та більше) і передаваною потужністю у тисячі кіловат.

 

Ланцюгові передачі найбільшого поширення набули в сільськогосподарських і легких транспортних машинах, у судно–, автомобіле– та верстатобудуванні, гірничорудному, нафтовому, хімічному, металургійному устаткуванні та в інших галузях машинобудування. Останнім часом ланцюгові передачі використовують у варіаторах швидкості, які припускають безступінчасту зміну частоти обертання веденого вала.

Принцип дії ланцюгових передач грунтується на зачепленні ланцюга із зубцями зірочок. Навантажувальна здатність вища за пасові, але нижча за зубчасті. В приводах зі швидкісними двигунами ланцюгова передача встановлюється після редуктора.

Загальна схема передачі аналогічна до пасової (рис. 11.1, де
1, 2 – ведуча і ведені зірочки, 3 – ланцюг), натяжний пристрій може бути, а може і не бути, тому що провисання ланцюга забезпечує його самонатягання.

 

Рисунок 11.1 – Схема ланцюгової передачі

 

11.3. Переваги та недоліки ланцюгових передач

 

Переваги:

1) сталість передаточного числа;

2) можливість роботи при значних короткочасних перевантаженнях;

3) принцип зачеплення (а не тертя, як у пасових передач) не вимагає попереднього натягування ланцюга, у зв'язку з чим зменшується навантаження на вали та підшипники;

4) можливість приведення одним ланцюгом декількох ведених зірочок, кут обхвату яких може бути α2 ≈ 30º;

5) можливість використання у значному діапазоні міжосьових відстаней;

6) менші, ніж у пасових, габарити;

7) високий ККД (η = 0,96 – 0,98).

Недоліки:

1) зношування шарнірів ланцюга і його витяжка, що призво-дить до збільшення кроку ланцюга і порушення зачеплення;

2) нерівномірність руху ланцюга через зміну миттєвого радіуса зірочки, що призводить до підвищеної динаміки і шуму;

3) необхідність змащування ланцюга, захисту його від пилу і забруднення;

4) висока вартість ланцюгів.

Основною причиною недоліків є те, що ланцюг складається із окремих жорстких ланок, які розташовуються на зірочці не по колу, а по багатокутнику.

 

11.4. Основні характеристики ланцюгових передач

 

У передачах використовують такі типи стандартних (за ГОСТ) приводних ланцюгів:

1) втулкові (ПВ), які мають меншу масу і вартість;

2) роликові (ПР), швидкість яких Vл ≤ 20 м/с;

3) зубчасті (ПЗ), які використовуються для швидкісних передач (Vл > 20 м/с), мають більшу тягову здатність, кінематичну точність, плавність і менший шум під час роботи.

Розглянемо основні параметри ланцюгових передач.

Потужність передачі P = Ft Vл .

Швидкість ланцюга

Vл = ni Zi pл / 60000, i = 1; 2 ,

де ni – частота обертання зірочки, хв-1 ;

Zi – число зубців зірочки;

рл – крок ланцюга, мм.

Зі швидкістю ланцюга пов'язані знос деталей передачі, шум і динамічні навантаження.

Число зубців ведучої зірочки Z1 = 29 – 2 u ,

де u – передаточне число, причому Z1 > Z1min .

Для тихохідних передач (Vл < 2 м/с) Z1min =13 – 15; при
Vл > 2 м/с Z1min = 19, для передач, що працюють з ударними навантаженнями Z1min = 23.

Число зубців більшої веденої зірочки Z2 = Z1 u .

Для втулково-роликових ланцюгів Z2max = 100 – 120; для зубчастих ланцюгів Z2max = 120 – 130.

Для рівномірного зношування ланцюга рекомендується брати Z1 непарним, а Z2 парним.

Передаточне число

u = ω1 / ω2 = n1 / n2 = Z2 / Z1 < 7 .

В окремих тихохідних передачах u < 10.

Крок ланцюга рл є його основним параметром. Зі збільшен-ням кроку ланцюга зменшується швидкохідність, збільшуються розміри та вага деталей ланцюга і його максимальне наван-таження. Відповідно до міжнародних стандартів приводні ланцюги мають крок, кратний дюйму (25,4 мм) або його частці.

Міжосьова відстань а суттєво впливає на працездатність ланцюга. При малих її значеннях ланцюг швидко зношується, при великих – ведена вітка сильно провисає, що призводить до її коливань. Нормальна робота передачі забезпечується при
a = (2080) рл , оптимальною вважається aопт = (3050) рл , мінімальне значення визначається з умови забезпечення достат-нього кута обхвату ланцюгом меншої зірочки (α1 не менше 120º).

Ланцюг повинен мати певне провисання для зменшення навантаження від сили ваги та радіального биття зірочок. Для цього міжосьову відстань зменшують на 0,2 – 0,4 %.

Кількість ланок ланцюга бажано брати парною, оскільки при непарній кількості ланок необхідно використовувати спеціальні з'єднувальні ланки, що мають трохи меншу міцність.

Ділильне коло зірочки проходить через центри шарнірів ланцюга (рис. 11.4).

Ділильний діаметр зірочки

d = рл / sin (π / Z).

Міцнісна характеристика ланцюга – граничне руйнівне (статичне) навантаження Flim, нормоване стандартом.

 

11.5. Конструкція втулково-роликового ланцюга

Конструкцію втулково-роликового ланцюга зображено на рис. 11.2, де позначено:

1) валик (вісь), виступаючі кінці якого розклепані;

2) втулка, яка вільно обертається на валику 1;

3) внутрішні пластини, які напресовані на втулку 2;

4) зовнішні пластини, які напресовані на валик 1;

5) ролик, який вільно обертається на втулці 2.

Призначення роликів – зменшити спрацювання зубців зірочок – найдорожчих деталей передачі. Ланцюг без роликів називають втулковим.

Геометричні параметри і характеристики роликових ланцюгів наведені в підручниках.

 

 

Рисунок 11.2 – Конструкція роликового ланцюга

 

11.6. Конструкція зубчастого ланцюга

Ланки зубчастого ланцюга набирають із робочих 1 і напрямних 2 пластин, які насаджують на деталі шарнірів кочення – сегментні призми (вкладиші) 3 (рис. 11.3). Напрямні пластини виконують осьову фіксацію ланцюга на зірочках. Вони відрізняються від робочих пластин тим, що не мають середнього вирізу під зубець зірочки (на зірочках є кільцеві проточки). Шарнір припускає поворот ланок на 30º в обидва боки.

 

 

Рисунок 11.3 – Конструкція зубчастого ланцюга

 

11.7. Зірочки

Зубці зірочок повинні забезпечувати вільний вхід і вихід деталей ланцюгів – роликів у роликового ланцюга та пластин у зубчастого ланцюга.

Основні параметри зірочок – крок, число зубців Z, профіль зубців і його параметри.

Розрізняють кроки кутовий (коловий) τ = 2π / Z і хордальний, який дорівнює кроку ланцюга рл (рис. 11.4).

 

 

Рисунок 11.4 – Схема розміщення шарнірів роликового ланцюга на зубцях зірочки

 

Для зірочок, які працюють із роликовими ланцюгами, частіше використовують увігнутий профіль (1) зубців, а зірочки для зубчастих ланцюгів мають прямолінійний профіль (2) зубців (рис. 11.5). Усі параметри таких профілів нормовані стандартами.

 

Рисунок 11.5 – Профілі зубців зірочок

 

 

11.8. Матеріали деталей ланцюгових передач

Матеріал і зміцнювальна обробка деталей ланцюга та зірочки істотно впливають на їх довговічність, стійкість проти зносу та ударного навантаження.

Матеріал пластин – середньовуглецеві та леговані сталі: 45, 50, 40Х, 40ХН, 30ХНЗА та ін. з термообробкою до твердості
40 – 50 HRC.

Матеріал деталей шарнірів (валиків, втулок, призм, роликів) – цементовані сталі: 15, 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗ та ін. Зміцнювальна обробка – цементація з паралельним загартовуванням до твердості 55 – 65 HRC. Ефективним є застосування газового ціанування.

Матеріал зірочок – середньовуглецеві та леговані сталі із поверхневим та об'ємним загартовуванням до твердості
45 – 55 HRC або цементовані сталі із загартовуванням до твердості 55 – 60 HRC.

Зірочки з великим числом зубців для тихохідних передач допускається виготовляти з чавуну марок СЧ20, СЧ30 із загартовуванням. У сільськогосподарських машинах (при підвищених вимогах до зносостійкості) використовують зірочки з антифрикційного та високоміцного чавуну із загартовуванням.

 

11.9. Особливості кінематики ланцюгових передач

Шарніри ланцюга на зірочках розміщуються у вершинах багатокутника з кутом τ між сусідніми ланками і стороною, що дорівнює кроку рл ланцюга (рис. 11.6). У процесі входження шарнірів ланцюга в зачеплення із зірочкою ланки повертаються на кут t.

Швидкість ланцюга Vл визначається швидкістю ведучого шарніра А, який увійшов у зачеплення із зірочкою

Vл = ω d / 2 ,

де w, d – кутова швидкість і ділильний діаметр зірочки.

Складові цієї швидкості – горизонтальна Vлx і вертикальна Vлy змінюються залежно від положення ведучого шарніра, яке визначає поточний кут β :

Vлx = Vл cos β ,

Vлy = Vл sin β ,

–0,5 τ ≤ β ≤ 0,5 τ .

Діаграми Vлx і Vлy зображені на рис. 11.6. Аналізуючи їх, можна зробити такий висновок: робота ланцюгової передачі (при постійній зміні ведучих шарнірів) супроводжується циклічними ударами „м'якими” і „жорсткими”. Ці удари істотно впливають на надійність і шум швидкісного ланцюгового привода.

Рисунок 11.6 – Кінематична схема руху ланцюга і графік його швидкості

Несталість швидкості шарніра, який веде робочу вітку ланцюга, зумовлює її поздовжні та поперечні коливання і нерівномірність обертання веденої зірочки. Таким чином, у ланцюговій передачі із заданим передаточним числом збільшення числа зубців зірочок призводить до зменшення нерівномірності руху ланцюга.

11.10. Сили, які діють на деталі ланцюга

На рис. 11.7 показана осцилограма навантажень, які діють на кожну деталь ланцюга на зірочках і вітках ланцюгового контуру. Використані такі позначення:

Т1 , Т2 – час зачеплення шарніра із ведучою та веденою зірочками;

Твч , Твн – час навантажування деталей ланцюга на ведучій і веденій вітці;

F1 , F2 – натяг (розтяжна сила) ведучої та веденої віток;

Fд – динамічне навантаження на шарнір, яке зумовлене ударами.

На зірочках навантажуються насамперед ролики ланцюга, інші деталі ланцюга навантажуються і на зірочках, і на вітках контуру.

Рисунок 11.7 – Осцилограма навантаження деталей ланцюга

Сила натягу веденої вітки (умовно береться сталою):

F2 = Fq + Fv ,

де Fq = kf q a – натяг від сили ваги ланцюга;

Fv = q Vл – натяг, зумовлений дією відцентрових сил інерції;

q – маса 1 м ланцюга;

а – міжосьова відстань ланцюгової передачі;

kf = 1,0 – 6,25 – коефіцієнт, який залежить від кута нахилу вітки до горизонту.

Сила натягу ведучої вітки (умовно береться сталою)

F1 = F2 + Ft ,

де Ft = 2 T1 / d – колова сила (корисне навантаження на ланцюг).

Для практичних інженерних розрахунків F2 ≈ 0, F1 ≈ Ft .

У цілому можна зробити висновок, що навантаження на деталі приводного ланцюга змінне.

Сила, що діє на вали та опори передачі, FВ = F1 + F2.

 

11.11. Види та причини відмов ланцюгових передач

 

Основний вид відмови більшості ланцюгових передач – спрацювання деталей шарнірів ланцюга, зумовлене відносними кутовими переміщеннями ланок. У зв'язку з цим, а також унаслідок зминання деталей шарнірів крок збільшується і ланцюг видовжується, шарніри при зачепленні із зірочками піднімаються по профілю зубів і можлива втрата їх зачеплення із зірочками. Для компенсації видовження ланцюга передбачаються натяжні пристрої.

У швидкісних важконавантажених передачах, які працюють у закритих картерах із достатнім мащенням, спостерігаються утомні руйнування деталей ланцюга – роликів, втулок і особливо пластин.

Крім того, спостерігається спрацювання зубів зірочок.

У високошвидкісних передачах можливе заїдання шарнірів.

У процесі роботи ланцюгової передачі нерідко спостерігаються поперечні коливання віток ланцюга, що призводить до підвищеного зношування шарнірів. Для запобігання таким коливанням на веденій вітці встановлюються

вигнуті напрямні шини, які натягують ланцюг, а на ведучій – башмаки-заспокоювачі. Таке рішення прийняте в ланцюгових передачах двигунів автомобілів „Жигулі”.

 

11.12. Критерії працездатності та розрахунку

 

Працездатний стан ланцюгових передач зумовлений такими критеріями:

1) зносостійкістю шарнірів ланцюга;

2) опором утоми пластин ланцюга;

3) ударно-циклічною міцністю роликів і втулок ланцюга;

4) контактною міцністю валиків і втулок (стійкістю до заїдання).

Для запобігання більшому від допустимого зношуванню впродовж розрахункового строку служби приводні ланцюги розраховуються на зносостійкість шарнірів.

Змінні напруження розтягу і згину в пластинах призводять до втомного руйнування пластин по вушках, тому виконується розрахунок на витривалість пластин.

Для попередження появи пластичної деформації і розриву ланок ланцюга виконується розрахунок на статичну міцність за піковим (максимальним) навантаженням.

Ресурс ланцюга суттєво залежить від способу і типу змащування ланцюгової передачі, а також від точності виготовлення ланцюга за кроком, тому стандарти встановлюють початкове відхилення (тільки позитивне) для ланцюгів нормальної точності Δрл ≤ 0,00225 рл і для ланцюгів підвищеної точності Δрл ≤ 0,0015 рл .

 

Теми для додаткового самостійного вивчення

 

1. Особливості конструювання ланцюгових передач.

2. Розрахунки ланцюгових передач.

3. Конструкції зірочок.

4. Конструкції натяжних пристроїв.

 

Лекція 12

ВАЛИ ТА ОСІ

 

12.1. Призначення валів і осей

 

Вали та осі служать для закріплення посажених на них деталей і забезпечують геометричну вісь обертання цих деталей. При цьому вали сприймають сили, які діють на деталі, і передають їх на опори.

На відміну від валів осі не передають корисного обертального моменту і зазнають лише деформації згину, а вали – деформації як згину, так і кручення. Осі є окремим випадком валів і можуть бути рухомими та нерухомими, вали – лише рухомими.

 

12.2. Класифікація валів

 

Вали поділяють за конструкцією та формою на:

1) прямі (вивчаються в курсі деталей машин);

2) колінчасті (наприклад, для поршневих машин);

3) гнучкі (в зуболікувальному обладнанні, для спідометрів автомобілів).

Вали поділяють за формою поперечного перерізу на:

1) гладкі суцільного перерізу;

2) порожнисті (вали карданних передач, шпинделі токарних верстатів);

3) шліцьові.

Прямі вали поділяють на:

1) гладкі циліндричні (сталого перерізу);

2) ступінчасті;

3) вали-шестерні;

4) вали-черв'яки;

5) фланцеві.

Для з'єднання вузлів і агрегатів між собою (наприклад, у прокатному обладнанні, текстильних машинах) використо-вуються торсійні вали, які передають моменти і не несуть на собі ніяких закріплених деталей.

 

У ряді машин (дорожно-будівельні, прядильні) для передачі моменту від одного двигуна до декількох виконавчих органів застосовуються довгі складені вали, їх називають трансмісійними.

Вали редукторів і інших механізмів, як правило, є ступінчастими, що дає змогу:

1) наблизити форму вала до бруса однакового опору;

2) легко складати та розбирати деталі, посажені на вал;

3) виконувати осьову фіксацію деталей;

4) поділити та реалізувати технічні вимоги на виготовлення вала за поверхнями щодо точності та шорсткості.

 

12.3. Основні конструктивні елементи валів

 

Конструктивна форма будь-якого вала зумовлена:

1) розмірами та типом деталей, посажених на нього;

2) величиною і напрямом навантажень;

3) способами закріплення деталей на валах;

4) умовами складання та виготовлення.

Діаметри валів визначають з розрахунків на міцність, жорсткість, вібростійкість aбo за конструктивними міркуваннями, потім округлюють до стандартних значень.

Основні конструктивні елементи валів (рис. 12.1):

1 – галтель – плавний перехід із радіусом r (r > 0,1d) між двома циліндричними поверхнями з різними діаметрами (d < D);

2 – шпонковий паз, в який вставляють шпонку;

3 – кільцева проточка – канавка (за ГОСТ) для виходу різального інструмента, шліфувального круга тощо;

4 – конічна посадочна поверхня і різь (стандартні);

5 – цапфа – опорна поверхня вала;

6 – п'ята – опорна поверхня вала, яка сприймає лише осьову силу і взаємодіє з опорою – підп'ятником;

7 – центрові отвори, лиски, шліцьові пази, фаски та інші.

Усі ці елементи – це місця різкої зміни форми і зони максимального напруження в перерізі вала, тому їх називають концентраторами напружень.

 

Рисунок 12.1 – Прямий ступінчастий вал і його конструктивні елементи

 

12.4. Умови роботи, види відмов, матеріали валів

 

Вали сприймають сили з боку передач і зазнають складної деформації: згин, кручення, розтяг, стискання. У процесі роботи можливі поломки статичні та утомні, а також деформації неприпустимих значень.

У зв'язку з цим основними критеріями працездатності є міцність, жорсткість і вібростійкість. У валів, які працюють у парі з підшипниками ковзання, важливо забезпечити зносостійкість цапф.

Практикою встановлено, що руйнування валів і осей швидкохідних машин у більшості випадків має утомний характер, тому основним для валів є розрахунок на опір утоми. Крім того, їх розраховують на жорсткість і вібростійкість.

Для виготовлення валів (осей) використовують сталі вуглецеві (переважно 30, 40, 45 і 50) і леговані (40Х, 40ХН, 40ХНМА та ін.) у вигляді прокату або поковок. Вид термічної обробки – покращання. Вали, які працюють у парі з підшипни-ками ковзання, а також шліцьові вали виготовляють зі сталей марок 20Х, 20ХН із цементацією і подальшим загартовуванням.

12.5. Розрахунки валів на міцність

 

Розрахунки валів на міцність виконують у кілька етапів.

На першому етапі (орієнтовний розрахунок), коли відомий тільки обертальний момент Т на валу, але невідома довжина вала, а отже, і згинальні моменти на ділянках, орієнтовно визначають мінімальний діаметр вала dmin з умови міцності його тільки на кручення при знижених допустимих напруженнях
[τ] = 15 – 25 МПа :

dmin3√ 16 T / (π [τ]) .

Мінімальний діаметр вала потрібний для подальшого виконання його ескізу та визначення діаметрів усіх ділянок вала з урахуванням конструктивних і технологічних факторів.

Другий етап – проектний розрахунок із таким алгоритмом.

1. Згідно з результатами орієнтовного розрахунку компонують проектований вузол.

2. Складають розрахункову схему вала з урахуванням типу опор і сил, які діють на вал.

3. Будують епюри внутрішніх силових факторів – згинних Мх, Мy і крутного Mкр моментів.

4. Проаналізувавши епюри, встановлюють характерні (небезпечні) перерізи вала, для яких визначають еквівалентні моменти МЕ , а потім з умови міцності на згин і діаметри dв :

dв3√ МЕ / (0,1 [σзг]) ,

де [σзг] – допустиме напруження згину для матеріалу вала.

5. Отримані значення dв округлюють до найближчого числа за стандартом. Остаточно діаметри небезпечних та інших перерізів, довжину ділянок вала установлюють при компонуванні з урахуванням конструктивних і технологічних особливостей вузла.

Третій етап – уточнений (основний, перевірний) розрахунок небезпечних перерізів вала. Такий розрахунок називають розрахунком на витривалість і в ньому враховують характер зміни напружень, характеристики опору втомленості матеріалів, концентрацію напружень, вплив абсолютних розмірів, шорсткості поверхні й поверхневого зміцнення.

12.6. Уточнений розрахунок валів на витривалість

 

Уточнений розрахунок валів на витривалість зводиться до визначення запасу втомної міцності S, який ще називають коефіцієнтом безпеки за опором утоми, і порівняння його з допустимим [S]:

S = Sσ Sτ / √ Sσ2 + Sτ2 ≥ [S],

де Sσ – запас втомної міцності за нормальними напруженнями, тобто при дії тільки згину в припущенні, що τ = 0;

Sτ – запас втомної міцності за дотичними напруженнями, тобто при дії тільки кручення в припущенні, що σ = 0;

Sσ = σ-1 / ( KσD σa + ψσ σm ); Sτ = τ-1 / ( KτD τa + ψτ τm ),

де σ-1 , τ-1 – межі витривалості матеріалу вала відповідно при симетричному циклі зміни напружень згину і кручення (вибирають за довідковими таблицями);

KσD , KτD – сумарні коефіцієнти, що враховують вплив усіх конструктивних і технологічних факторів на опір утоми вала в конкретному перерізі відповідно при згині й крученні (вибирають за довідковими таблицями);

ψσ , ψτ – коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень при згині й крученні (розраховують за формулами або вибирають за рекомендаціями);

σa , τa – амплітуди циклів зміни напружень відповідно при згині й крученні;

σm , τm – середні напруження за цикл.

Оскільки напруження згину у валу і осі, що обертається, змінюється за синусоїдальним законом (знакозмінний цикл), а напруження кручення за пульсуючим циклом, то амплітудні та середні значення напружень визначаються таким чином:

σa = Мзг / (0,1 d3), σm = 0 , τa = τm = 0,5 Т / (0,2 d3),

де d – діаметр небезпечного перерізу вала;

Мзг , Т – згинальний і крутний моменти у цьому перерізі.

Допустимий запас міцності [S] залежить від точності складання розрахункової схеми, ступеня відповідальності вала та однорідності матеріалу. Як правило, [S] = 1,5 – 2,5.

12.7. Розрахунок валів на жорсткість

 

Мета розрахунку – визначити пружні переміщення, які відпо-відають виду деформації, і порівняти їх із допустимими значен-нями, тобто перевірити забезпечення умов жорсткості вала:

f ≤ [ f ],θ ≤ [ θ ],φ ≤ [ φ ] .

Вали зазнають згинних і крутильних деформацій. Переміщення (лінійні та кутові) при цих деформаціях впливають на роботу підшипників і передач (більшою мірою зубчастих, черв'ячних і меншою – ланцюгових, пасових).

Переміщення: прогини f; кути повертання перерізів θ (при згині); кути скручування φ (при крученні) – потрібно визначати звичайними методами опору матеріалів.

Допустимі пружні переміщення залежать від конкретних вимог до конструкції і визначаються у кожному окремому випадку.

 

12.8. Розрахунок валів на вібростійкість

 

Коливання валів пов'язані з періодичними змінами жорсткості опор і деталей передач, а також навантаження, що передається; неврівноваженістю обертових мас; нерівномірніс-тю розподілу сил у зоні з'єднання валів з іншими деталями.

Найхарактернішими коливаннями валів є поперечні згинні, крутильні та згинально-крутильні.

Задача розрахунку на вібростійкість зводиться до визначення діапазону робочих кутових швидкостей валів, при яких амплітуди коливань А не будуть перевищувати допустимі [А]:

А ≤ [ A ].

Іншими словами, задача розрахунку на вібростійкість зводиться до визначення критичних, резонансних частот обертання вала, при яких його експлуатація заборонена.

 

Теми для додаткового самостійного вивчення

 

1. Розрахунки валів та осей на міцність.

2. Конструктивні та технологічні способи підвищення опору утоми та жорсткості валів.

Лекція 13

ПІДШИПНИКИ КОЧЕННЯ

 

13.1. Призначення опор валів і осей

 

Опорами валів і осей є підшипники, які:

1) визначають положення валів і осей у просторі;

2) виконують радіальну та осьову фіксацію валів і осей;

3) забезпечують вільне обертання цих деталей;

4) сприймають навантаження від валів та осей і передають його на корпус, раму та ін.

За видом тертя підшипники поділяють на:

1) підшипники кочення;

2) підшипники ковзання.

До опор висувають такі вимоги:

1) надійність радіальної та осьової фіксації;

2) жорсткість;

3) мінімальний опір обертанню (особливо в період пуску);

4) точність руху завдяки точності центрування
(центрування – збіг осей коліс, валів і опор);

5) мала чутливість до зміни температури;

6) стійкість під час роботи в умовах трясіння, вібрацій, ударів;

7) висока зносостійкість спряжених поверхонь;

8) висока довговічність;

9) малі габарити;

10) невисока вартість виготовлення, складання, експлуатації.

 

13.2. Конструкція вузла опори кочення

Конструкція вузла опори кочення і сили (радіальна Fr та осьова Fa), які діють на вал, зображені на рис. 13.1, де позначені:

1 – цапфа;

2 – корпус (нерознімний або рознімний);

3 – підшипник кочення;

4 – кришка підшипника (фланцева або закладна, глуха або з отвором);

5 – прокладка (регулювальна або захисна);

6 – пробка, яка закриває отвір для подачі густого мастила;

7 – ущільнення.

Рисунок 13.1 – Конструкція вузлаопори кочення

 

13.3. Конструкція підшипника кочення

Підшипник кочення (рис. 13.2) складається із внутрішньо-
го 1 і зовнішнього 2 кілець із доріжками кочення, тіл кочення (кульок або роликів) 3 і сепаратора 4, що розділяє й направляє тіла кочення. Крім зазначених, можуть бути інші конструктивні елементи.

Рисунок 13.2 – Підшипник кочення

 

У підшипниках можуть бути відсутні всі зазначені елементи, крім тіл кочення, бо важливо відокремити поверхні рухомого вала та нерухомого корпусу.

Основні розміри:

d, D – номінальні діаметри відповідно кільця внутрішнього та зовнішнього;

B – ширина.

13.4. Класифікація підшипників кочення

 

Усі конструкції підшипників кочення класифікуються за ознаками, покладеними в основу ГОСТ 3395-89.

За напрямком дії сприйманого навантаження:

1) радіальні, що сприймають в основному радіальне навантаження Fr ;

2) упорні, що сприймають тільки осьове навантаження Fа ;

3) радіально-упорні, що сприймають одночасно радіальне Fr і осьове Fа навантаження;

4) упорно-радіальні, що сприймають в основному осьове навантаження Fа і значно менше радіальне Fr .

За формою тіл кочення:

1) кулькові;

2) роликові (рис. 13.3): а) з циліндричними роликами;
б) з конічними роликами; в) з голчастими роликами;
г) з бочкоподібними роликами; д) із витими роликами.

 

Рисунок 13.3 – Форми роликів

 

За числом рядів тіл кочення:

1) однорядні;

2) дворядні;

3) чотирирядні.

За розмірами (з одним і тим самим внутрішнім діаметром d):

1) радіальними: надлегкі; особливо легкі; легкі; середні; важкі;

2) шириною: особливо вузькі; вузькі; нормальні; широкі; особливо широкі.

За здатністю до самовстановлення:

1) несамовстановлювальні;

2 – самовстановлювальні (сферичні); в яких внутрішня поверхня зовнішнього кільця сферична (рис. 13.4), що дозволяє поворот внутрішнього кільця разом із тілами кочення відносно зовнішнього, не порушуючи працездатності підшипника, на кут θ = 2 – 4° (для підшипників інших типів θ ≤ 0,5°).

 

 

Рисунок 13.4 – Кульковий сферичний підшипник

 

За класом точності:

1) нормальної точності (клас 0);

2) підвищеної точності (класи 6, 5, 4, 2).

Класи точності підшипників характеризують точність основних розмірів (значення граничних відхилень розмірів, форми, розташування поверхонь) і точність обертання (радіальні й бокові биття доріжок, биття торців кілець). Точність зростає у міру зменшення номера класу. Із збільшенням точності зростає вартість підшипника.

13.5. Переваги та недоліки підшипників кочення

Основні переваги підшипників кочення порівняно з підшипниками ковзання:

1) малий коефіцієнт тертя f = 0,0015 – 0,006 , а отже, менші моменти сил тертя і відповідно теплотворення в підшипнику;

2) малі габарити за шириною;

3) високий ступінь стандартизації;

4) низькі вимоги до матеріалу і термічної обробки валів;

5) незначна витрата кольорових металів і мастильних матеріалів;

6) простота обслуговування підшипників.

Недоліки:

1) низька довговічність при великих частотах обертання та вібраційних і ударних навантаженнях;

2) низька демпфірувальна здатність;

3) значні габарити за діаметром.

Шарикопідшипники швидкохідніші та дешевші від роликових, які мають вищу навантажувальну здатність, потребують жорстких валів і самі більш жорсткі, ніж шарикопідшипники.

Голчасті підшипники використовують при:

1) дуже стиснених радіальних габаритах;

2) колових швидкостях вала до 5 м/с;

3) коливальних рухах (муфти карданних валів, поршневі пальці).

 

13.6. Особливості кінематики підшипників кочення

Кінематику підшипників кочення необхідно знати для вивчення силових дій на тіла кочення; визначення числа циклів навантаження і розрахунку підшипників на довговічність; вивчення роботи сепаратора.

Підшипник кочення з кінематичної точки зору подібний до планетарного механізму (рис. 13.5). Причому колова швидкість сепаратора VС = 0,5·V1 , де V1 = ω D1 / 2 – колова швидкість внутрішнього кільця.

Рисунок 13.5 – План швидкостей для деталей підшипника

 

13.7. Розподіл навантаження між тілами кочення

 

Осьова сила Fа на підшипник кочення розподіляється між усіма Z тілами кочення, причому можна припустити, що осьова сила на одне тіло Fа1 = Fа / Z .

Радіальну силу Fr на підшипник сприймають лише тіла кочення, розміщені на дузі, яка не перевищує 180°, тобто не більше за половину тіл кочення (рис. 13.6). Найбільше навантаженим буде тіло, що перебуває на векторі сили Fr . Максимальне радіальне навантаження на це тіло можна приблизно визначити за формулою Fr1 max = F0 ≈ 5 Fr / Z .

 

Рисунок 13.6 – Схема розподілу радіального навантаження
між тілами кочення

13.8. Напружено-деформований стан
деталей підшипників кочення.

Види та причини відмов підшипників кочення

Деформації та напруження в тілах кочення та кільцях змінні. При цьому на працездатний стан істотно впливають контактні напруження, які змінюються за віднульовим (пульсуючим) циклом.

Змінні контактні напруження високого рівня і наявність ефекту перекочування по кільцях із пружною деформацією в поверхневому шарі після певного числа циклів навантажень приводить до утворення на доріжках кочення і кульках утомних мікротріщин, які розклинюються мастилом, що проникає в них. Це призводить до прогресивного викришування поверхонь.

Утомне викришування є основною причиною виходу з ладу підшипників. Крім того, можливі руйнування (розколи) кілець, тіл кочення і сепараторів. При динамічних і великих статичних навантаженнях можуть утворюватися вм'ятини (лунки) на робочих поверхнях. У процесі роботи в абразивному середовищі спостерігається спрацювання (зношення) кілець і тіл кочення.

Зовнішними ознаками, що свідчать про якесь пошкодження підшипника і необхідність його заміни, є:

1) втрата точності обертання;

2) підвищений шум;

3) підвищений опір обертанню;

4) нагрівання.

 

13.9. Критерії працездатності та розрахунку

 

Головні критерії працездатності підшипників кочення:

1) циклічна міцність або контактна витривалість;

2) статична міцність, коли підшипник обертається із частотою n < 1 об/хв;

3) зносостійкість, яка забезпечується відповідним матеріалом і твердістю поверхонь, а також удосконаленням конструкції ущільнень і мастила.

Проектуючи опори з підшипниками кочення, необхідно добирати типорозмір (тип і розмір) підшипника зі стандартного ряду згідно з рекомендаціями ГОСТ. Підшипники добирають:

1) за динамічною вантажопідйомністю С для забезпечення циклічної міцності;

2) за статичною вантажопідйомністю С0 для забезпечення статичної міцності і запобігання залишковим деформаціям.

Динамічна вантажопідйомність С (наводиться в каталозі) – стале радіальне або осьове (для упорних підшипників) навантаження, при якому у 90% підшипників випробуваної партії впродовж 106 обертів внутрішнього кільця не буде утомних пошкоджень.

Статична вантажопідйомність С0 (наводиться в каталозі) – статичне навантаження, якому відповідає загальна залишкова деформація тіл кочення та кілець у найнавантаженішій точці контакту, яка дорівнює 0,0001 діаметра тіла кочення.

Тип підшипника добирають залежно від:

1) конструктивних особливостей опори (призначення підшипника);

2) частоти обертання;

3) значення та напряму навантаження;

4) режиму роботи;

5) вимог до жорсткості;

6) умов монтажу та демонтажу і вартості підшипника.

Підшипники, які працюють при змінних режимах навантажування, що відповідає переважній більшості випадків експлуатації, підбирають за еквівалентним навантаженням. Під еквівалентним розуміють умовне стале навантаження, при дії якого забезпечується така ж сама довговічність підшипника, як і при справжніх дійсних умовах навантаження.

Коли тип підшипника відомий і заданий діаметр вала, з ката-логу вибирають розмір (серію) підшипника з урахуванням умови

Ср ≤ [ С ] = Стабл ,

де Ср, [C] – динамічна вантажопідйомність відповідно розрахункова (потрібна) та паспортна (з таблиці за каталогом).

 

Коли типорозмір підшипника вибрано і відомий призначений в годинах ресурс підшипника [L], проводять розрахунок на довговічність – розраховують ресурс підшипника L та перевіряють виконання умови L ≥ [L]. Якщо ця умова не задовольняється, переходять на важчу серію, змінюють тип підшипника або збільшують діаметр вала.

 

13.9. Особливості конструювання опор із підшипниками кочення

 

У процесі конструювання опор необхідно правильно вибрати способи встановлення підшипників, посадки та кріплення (фіксації) їх на валу і в корпусі, спосіб їх мащення та конструкцію ущільнювальних пристроїв.

Можливі схеми установки підшипників наводяться в підручниках. Наприклад, при використанні радіальних шарикопідшипників найчастіше вибирають схему з однією фіксованою опорою, а іншою – „плаваючою”. У фіксованій опорі внутрішнє кільце фіксують на валу, а зовнішнє – у корпусі. Для „плаваючої” опори – внутрішнє кільце закріплюють на валу, а зовнішнє має можливість виконувати осьове переміщення.

Гарантований зазор між зовнішнім кільцем підшипника і кришкою підшипника (рис. 13.1) Δ = 0,2 – 1,0 мм і забезпечується стальними прокладками. Такий зазор потрібний для компенсації неточностей виготовлення, монтажу та температурних деформацій.

Змащення підшипників кочення виконується для відведення тепла й зменшення тертя, демпфірування коливань навантаження, попередження корозії контактуючих поверхонь. Крім того, змащення важливе для підвищення герметизації підшипників, а також для зменшення шуму.

Для змащування підшипників кочення застосовують рідкі, пластичні й тверді мастильні матеріали. При виборі мастильного матеріалу необхідно враховувати розміри підшипника й частоту його обертання, величину навантаження, робочу температуру, стан навколишнього середовища.

Способи мащення підшипників рідкими маслами:

1) занурення підшипника в масляну ванну (рівень масла не повинен перевищувати центра нижнього тіла кочення);

2) розбризкування одним із швидкообертових коліс або кілець із загальної масляної ванни вузла;

3) краплинне мащення;

4) мащення під дією відцентрових сил.

Ущільнення підшипникових вузлів запобігають їх забрудненню та витіканню масла.

Основні вимоги до ущільнень: герметичність; мале тертя; високі довговічність і надійність.

Існують контактні та безконтактні способи ущільнювання.

До контактних належать ущільнення за допомогою повстя-них або фетрових кілець при V = 5 м/с і манжет при V < 10 м/с.

До безконтактних ущільнень належать щільові, лабіринтні, відцентрові та комбіновані.

Підшипники монтують або в нагрітому стані (нагрівають у масляній ванні до температури 80 – 100 ºС), або за допомогою пресів (гідравлічних, гвинтових), або легкими ударами через мідний (алюмінієвий) вибивач.

Демонтують підшипники за допомогою спеціальних знімачів.

Загальне правило монтажу та демонтажу підшипників – не можна передавати силу через тіла кочення.

 

Теми для додаткового самостійного вивчення

 

1. Типи, конструкції і призначення підшипників кочення.

2. Система умовних позначень підшипників кочення.

3. Розрахунки підшипників кочення.

4. Матеріали деталей підшипників кочення.

5. Способи встановлення підшипників, посадки кілець на вал і в корпус.

6. Етапи проектування підшипникових вузлів.

7. Шляхи підвищення надійності, довговічності та швидкохідності підшипників.

Лекція 14

ПІДШИПНИКИ КОВЗАННЯ

 

14.1. Призначення підшипників ковзання

 

Підшипникі ковзання – це опори обертових деталей, які працюють в умовах ковзання поверхні цапфи по поверхні підшипника. Найпростішим підшипником ковзання можна вважати втулку (рис. 14.1), посажену на вал із гарантованим зазором, в якому повинно перебувати мастило. Основні розміри підшипника – діаметр цапфи d і довжина вкладиша l.

Рисунок 14.1 – Цапфа в опорі ковзання

 

Конструкції важконавантажених і високошвидкісних опор ковзання складаються з корпуса, вкладишів, мастильного, захисного і охолоджуючого пристроїв. Вкладиші підшипників – є робочими елементами, що взаємодіють безпосередньо з опорною частиною вала.

Підшипники ковзання використовують:

1) при великих навантаженнях і особливо високих частотах обертання (більше 10000 об/хв);

2) при стиснених габаритах за діаметром;

3) у прецизійних машинах, де потрібні особливо точний напрям вала та можливість регулювання зазора;

4) при ударних і вібраційних навантаженнях;

5) у рознімнихопорах (опорах колінчастих валів);

6) в особливо забруднених умовах і в опорах, які постійно перебувають у воді або в інших агресивних середовищах, де підшипники кочення непридатні через корозію;

7) у невідповідальних вузлах дешевих тихохідних механізмів.

14.2. Класифікація підшипників ковзання

За напрямком сприйманих навантажень підшипники ковзання поділяють на дві основні групи:

1) радіальні, ще їх називають опорними, призначені для сприйняття навантажень, перпендикулярних до осі вала;

2) упорні, що призначені для сприйняття осьових навантажень.

Упорні підшипники ковзання, що служать для фіксації горизонтальних валів в осьовому напрямку і мають незначні навантаження, називають торцевими.

Упорні підшипники ковзання, що встановлюються на вертикальних валах, називаються підп'ятниками.

Для підшипників ковзання цапфи можуть бути циліндричними, конічними або кулястими.

Залежно від виду мастила підшипники поділяють на:

1 – гідравлічні:

а) гідродинамічні, у яких тиск рідкого мастила в зазорі між цапфою і вкладишем створюється завдяки обертанню цапфи;

б) гідростатичні, у яких тиск рідкого мастила в зазорі створюється насосом;

2 – газові:

а) газодинамічні, у яких тиск газового мастила в зазорі створюється завдяки обертанню цапфи;

б) газостатичні (тиск газу в зазорі забезпечується насосом).

 

14.3. Умови роботи гідродинамічних підшипників ковзання

Підшипники ковзання гідродинамічного тертя набули значного поширення в техніці. Принцип роботи цих підшипників пояснюється гідродинамічною теорією змащення, згідно з якою рідкі мастильні матеріали – масла завдяки своїм властивостям (маслянистості та динамічній в'язкості) здатні утворювати на спряжених поверхнях цапфи і вкладишів тонкі плівки, чинити опір зміщенню одного шару рідини відносно іншого та утворювати піднімальні сили в рідинному шарі.

 

Розглянемо роботу радіального гідродинамічного підшипника ковзання (рис. 14.2).

У підшипнику ковзання вал завжди встановлюється з певним зазором, який заповнюється мастилом. Якщо вал не обертається (ω=0), то під дією радіального навантаження Fr він займає ексцентричне положення в підшипнику і зазор набуває серпоподібної форми клинової щілини (рис. 14.2 а).

У процесі обертання цапфи масло завдяки маслянистості та в'язкості захоплюється у клиновий зазор, тобто цапфа діє подібно насосу, нагнітаючи масло в зазор. Завдяки цьому у підшипнику створюється гідродинамічний тиск Р, здатний зрівноважити навантаження Fr. При цьому цапфа спливає і займає ексцентричне положення (рис. 14.2 б), причому між її поверхнею та підшипником утворюється масляний шар, товщина h якого залежить від властивостей масла, колової швидкості ω і навантаження Fr .

 

Рисунок 14.2 – Положення вала в підшипнику
й схема виникнення несучого мастильного шару

 

14.4. Види відмов, критерії працездатності та фактори,
які впливають на працездатність підшипників ковзання

 

Основні види відмов підшипників ковзання:

1) спрацювання (у тому числі абразивне), яке спостерігається при частих пусках і зупинках, а також у разі недостатньої захищеності від потрапляння абразивів;

2) схоплювання через незабезпеченість потрібного теплового режиму і при малих зазорах;

3) поломки вкладишів, утомне викришування та відшаровування заливки вкладишів при змінному навантаженні.

Основний критерій працездатності підшипників ковзання – зносостійкість. Тому цапфа та вкладиші повинні утворювати антифрикційну пару. Вкладиші виготовляють з антифрикцій-ного чавуну, металокераміки, бронзи, латуні, капрону, гуми, графіту та ін. У більшості випадків вкладиші біметалеві: основу (із сталі, бронзи, алюмінієвих сплавів та ін.) заливають тонким шаром бабіту (сплаву олова та свинцю) та ін.

Несуча здатність підшипника також залежить від відношення довжини підшипника до діаметра цапфи l/d. Зменшення довжини l при незмінному діаметрі d призводить до збільшення витікання мастила через торці й зменшення несучої здатності підшипника. Однак підшипники з малим відношенням l/d менш чутливі до перекосів, що виникають при монтажі або деформації вала. Оптимальним є відношення l/d = 0,8 – 0,9.

При обертанні цапфи робота сил тертя нагріває підшипник і цапфу до температури, що не повинна перевищувати деякого граничного значення, що допускається для певного матеріалу підшипника і сорту мастила. З підвищенням температури знижується в'язкість масла, збільшується ймовірність заїдання цапфи в підшипнику, можливе виплавлення вкладишів. Для запобігання перегріву підшипника застосовують заходи щодо охолодження мастила або кострукції опори.

 

14.5. Розрахунки підшипників ковзання

 

Спочатку виконують умовні розрахунки підшипників, а потім – уточнені гідродинамічні та теплові.

Обмежимося розглядом умовних розрахунків.

1. Для тихохідних механізмів, машин із частими пусками й зупинками, при коливальному русі (втулки важелів, підшипники ресор та ін.), коли повинна виконуватися умова невидавлювання мастильного матеріалу, проводять розрахунок за допустимим
110
тиском у підшипнику. Міцність вкладиша при такому статичному навантаженні залежить від питомого умовного тиску р на вкладиш, який не повинен перевищувати допустимий тиск [ р ], залежний від типу машини:

р = Fr / ( l d ) ≤ [ р ] .

2. Оскільки змащувальна здатність мастила в підшипнику залежить від тепловиділення в зоні контакту, а воно, у свою чергу, залежить від питомого тиску р на цапфу й колової швидкості v, то для підшипників середньої швидкохідності необхідно дотримуватись умови

р v ≤ [ р v ] .

Розрахунок за параметром р · v у наближеній формі поперед-жає інтенсивне зношування, перегрівання і заїдання. Допустимі значення [ р v ] встановлюються з досвіду експлуатації машин.

Для швидкохідних машин розрахунки підшипників ковзання базуються на рівняннях гідродинаміки.

 

Теми для додаткового самостійного вивчення

 

1. Типи і конструкції опор із підшипниками ковзання.

2. Розрахунки підшипників ковзання.

3. Умови роботи гідростатичних, газодинамічних і газостатичних підшипників ковзання.

4. Конструкції і матеріали підшипників ковзання „сухого” тертя, які працюють без мастила.

5. Конструкції та використання підп'ятників ковзання.

6. Тепловий розрахунок швидкохідних підшипників ковзання.

7. Способи підведення мастила до підшипників і підп'ятників ковзання.

 

 

Лекція 15

МУФТИ ПРИВОДІВ

 <


Читайте також:

  1. II. Вимоги безпеки перед початком роботи
  2. II. Вимоги безпеки праці перед початком роботи
  3. III. Вимоги безпеки під час виконання роботи
  4. III. Вимоги безпеки під час виконання роботи
  5. Internet. - це мережа з комутацією пакетів, і її можна порівняти з організацією роботи звичайної пошти.
  6. IV. Вимоги безпеки під час роботи на навчально-дослідній ділянці
  7. VII. Прибирання робочих місць учнями (по завершенню роботи) і приміщення майстерні черговими.
  8. Аконність залишення засуджених у слідчому ізоляторі для роботи з господарського обслуговування.
  9. Активний опір ліній електропередачі
  10. Актуальність проблеми професійної етики соціальної роботи
  11. Алгоритм роботи прозорого моста
  12. Аналіз відносних показників прибутковості (рентабельності) роботи банку




<== попередня сторінка | наступна сторінка ==>
Визначення допустимих напружень | Фінанси як історична категорія. Історичні передумови виникнення фінансів

Не знайшли потрібну інформацію? Скористайтесь пошуком google:


 

© studopedia.com.ua При використанні або копіюванні матеріалів пряме посилання на сайт обов'язкове.


Генерація сторінки за: 0.06 сек.