/
Текст
Н. А. СПИЦЫН, Й. М. ИАШНЕВ,
Е. Я. КРАСКОВСКИЙ, А. С. САВЕРСКИЙ,
Е. А. ПАНФИЛОВ, В. А. ЛЕЙйАН
ОПОРЫ
ОСЕЙ И ВАЛОВ
МАШИН
И ПРИБОРОВ
Под редакцией
аасл. деят. науки и техники РСФСР,
д-ра техн. наук. проф. Н. А. СПИЦЫНА
и канд. техн, наук М. М. МАШНЕВА
ИЗДАТЕЛЬСТВО „МАШИНОСТРОЕНИЕ"
ЛЕНИНГРАД 1970
УДК 62-219
Опоры осей и валов машин и приборов. С п и-
цын Н. А. и др. Изд-во «Машиностроение», 1970.
520 стр. Табл. 99. Илл. 248. Библ. назв. 134.)
В книге комплексно изложены основы теории и рас-
чета опор валов и вращающихся осей машин, приборов
и оборудования. Рассмотрены методы кинематики и
силового взаимодействия между валами, осями и их опо-
рами. Даны сведения о конструкциях опор скольжения
и качения, в том числе и высокоскоростных, при различ-
ных видах смазки.
Приведены современные методы расчета и конструиро-
вания опор с учетом их надежности и долговечности. Изло-
жение подкреплено примерами технических и экономиче-
ских расчетов, а также конструктивного исполнения под-
шипников и их узлов.
Книга предназначена для инженерно-технических ра-
ботников конструкторских бюро машино- и приборо-
строительных заводов и проектных организаций. Она мо-
жет быть также использована студентами вузов соответ-
ствующих специальностей.
Рецензент канд. техн, наук А. И. Спришевский
3—13—6
17—70
ПРЕДИСЛОВИЕ
В Программе КПСС подчеркнуто, что развитие машинострое-
ния имеет первостепенное значение для технического перевоору-
жения всего народного хозяйства СССР. При этом указано, что
систематическое повышение качества продукции является обяза-
тельным требованием, необходимым условием развития социали-
стической экономики.
Неуклонный научно-технический прогресс, являющийся ха-
рактерной особенностью развития нашей страны, выдвигает перед
всей промышленностью (в том числе и перед подшипниковой) ряд
новых и весьма важных проблем, связанных с обеспечением бы-
строходности, повышением точности, надежности и долговечности
машин и приборов. Эти проблемы применительно к опорам валов
и осей могут быть успешно разрешены путем обоснованных проч-
ностных расчетов деталей, а также надлежащим выбором пара-
метров опор, применением соответствующих материалов, прогрес-
сивной технологии, новых сортов смазки и др.
Ключевая проблема современной техники — высокая надеж-
ность — может быть быстрее разрешена на основе применения
для опор, валов и осей механических систем материалов с высо-
кими стабильными физико-механическими, химическими и дру-
гими свойствами. Наилучшим образом указанным требованиям
отвечают синтетические полимерные материалы, обладающие
комплексом необходимых свойств: высокой прочностью при малом
удельном весе; антифрикционными качествами; устойчивостью
против-воздействия агрессивных сред и химических веществ и др.
Более широкое применение в подшипниковой промышленности
должны получить новые сверхвысокопрочные стали и жаропроч-
ные сплавы, шире внедряться бериллий, вольфрам, молибден,
ниобий, титан и другие металлы, а также сплавы на их основе.
Имеющиеся печатные труды, как правило, посвящены лишь
отдельным областям расчета и конструирования опор. В связи
с этим возникла настоятельная необходимость обобщить обширные
сведения об опорах для того, чтобы конструкторы, инженеры и
техники могли использовать их при создании различных машин,
приборов и оборудования, и проектировать такие опоры, которые
наиболее полно отвечают заданным условиям эксплуатации 6 обес-
печением длительной и надежной работы их.
В предлагаемой вниманию читателей книге освещен круг про-
блем в области теории, расчета и конструирования опор валов
и осей машин и приборов. Изложение теоретических основ иллю-
стрируется практическими примерами анализа, расчета и конструи-
рования современных опор.
Комплексный характер данного труда не позволяет, есте-
ственно, полностью исчерпать все вопросы, относящиеся к выбору
и расчету каждого типа опор в отдельности. В монографии рассма-
триваются лишь вопросы конструирования и эксплуатации опор
и опорных узлов различных типов, могущих найти применение
в машино- и приборостроении. Освещены также и собственные раз-
работки некоторых из авторов книги.
Учитывая громадный рост информации в области теории,
расчета и конструкций опор и опорных узлов (что затрудняет
ориентировку при выборе оптимальных решений для конкретной
машины или прибора), авторы не сочли возможным загромождать
книгу чрезмерным математическим аппаратом, а в отношении
конструктивных решений ограничились либо типовыми, либо же
наиболее новыми вариантами.
Объем настоящего труда не позволил включить в него каталож-
ную часть. В отношении подшипников качения это было бы даже
излишним, поскольку в ближайшее время начинается составление
нового каталога подшипников, выпускаемых отечественными за-
водами.
Гл. I, И, III, XV, XVI и XVIII написаны канд. техн, наук
Л4. Л4. Машневым-, гл. IV, V, VII и IX — проф. Е. Я- Красковским-,
п. 5-й гл. II, а также гл. VI, XII и XIX —канд. техн, наук
Е. А. Панфиловым (п. 4-й гл. XIX — совместно с канд. техн, наук
А. С. Саверскйм); гл. VIII и XI—совместно д-ром техн, наук
Н. А. Спицыным и канд. техн, наук М. М. Машневым-, гл. XIII —
инж. В. А. Лейманом', гл. X и XVII — канд. техн, наук А. С. Си-
верским-, гл. XIV — совместно д-ром техн, наук Н. А. Спицыным,
канд. техн, наук М. М. Машневым и инж. В. А. Лейманом.
Все замечания читателей будут приняты авторами с призна-
тельностью.
раздел первый
КИНЕМАТИКА
И СИЛОВОЕ
ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ
ОСЕЙ И ВАЛОВ
С ОПОРАМИ
Глава 1
ВАЛЫ И ОСИ МАШИН И ПРИБОРОВ.
КЛАССИФИКАЦИЯ ОПОРНЫХ ЧАСТЕЙ
1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ
Механические системы, состоящие из твердых, гибких, жидких
и газообразных тел, можно разделить на два вида: а) жесткие, или
неизменяемые системы, получаемые неподвижным соединением
тел (например, строительные, мостовые и другие фермы*; б) не-
жесткие, или изменяемые системы, тела или звенья которых
соединяются подвижно и могут двигаться только принужденно.
Подвижные системы, в свою очередь, можно разделить на пять
групп: механизмы; механические устройства; приборы; машины;
машинные агрегаты.
Механизм — совокупность соединенных между собой
звеньев (материальных тел) — предназначен для передачи и пре-
образования движения одного или нескольких звеньев (ведущих)
в определенные движения остальных (ведомых) звеньев. Наиболее
широкое распространение получили шарнирно-рычажные, зубча-
тые, фрикционные, винтовые и кулачковые механизмы, составляю-
щие основу машин, приборов и механических устройств.
Машиной будем называть совокупность согласованно
(циклически) движущихся звеньев и механизмов, предназначен-
ных для преобразования энергии одного вида в другой или пре-
образования параметров движения с целью повышения произво-
дительности труда человека. По определению К. Маркса «. . . ма-
шина одарена чудесной силой сокращать и делать производитель-
нее человеческий труд».
Следовательно, технико-экономическое назначение машины
состоит в механизации и автоматизации трудовых процессов
людей.
Наиболее общим является деление машин на части по их
назначению в машинном агрегате (рис. 1.1) с последующим подраз-
делением каждой из них в зависимости от вида энергии или рабо-
чей среды, вида производственного процесса и т. д.
К рабочим машинам относятся машины, предназначенные для
облегчения и замены физического труда человека при изменении
свойств, состояния, формы, размеров и положения обрабатывае-
мого материала и объекта, а также для облегчения и замены логи-
ческой деятельности человека по выполнению расчетных операций
и операций контроля и управления производственными процес-
сами.
* Системы, которые под действием приложенных сил не изменяют сколько-
нибудь значительно своей конструкции, изучаются в строительной механике,
б
Машинами-двигателями называются машины, в которых один
вИд энергии преобразуется в другой, необходимый для приведения
в движение рабочих машин.
Особенно широкое применение получили электродвигатели
вследствие простоты их конструкции, надежности в работе, воз-
можности изготовления практически любой мощности, простоты
управления, экономичности, удобства централизованного произ-
водства и питания электроэнергией.
По мере развития науки и техники современные машины при-
обрели устройства, частично или полностью выполняющие функ-
ции управления при контроле над
ними со стороны человека. Такие
устройства предназначены для регу-
лирования процесса производства,
предупреждения самопроизвольной
остановки агрегата, сигнализации
о выпуске недоброкачественной про-
дукции, предотвращения аварий уз-
лов машин и др.
Одним из величайших успехов
науки и техники последнего времени
является создание быстродействую-
щих устройств для производства
счетно-аналитических операций. Ма-
Рис. 1.1. Схема машинного агре-
гата: Д — двигатель; ПМ — пе-
редаточный механизм; ИМ —ис-
полнительный механизм (рабо-
чая машина); АУУ — автомати-
ческое управляющее устройство
шины, позволяющие находить раз-
личные логические решения с учетом объективных закономернос-
тей, находят применение для целей управления не только отдель-
ными процессами производства и транспорта, но и их сложными
комплексами.
Характерная особенность этих ^машин —'преобразование ин-
формации в процессе управления любым сложным объектом.
Управляющие машины, на основе поступающей информации
(с помощью комплекса датчиков) и заданного алгоритма управле-
ния, вырабатывают сигналы и команды, посылаемые на исполни-
тельные механизмы и регулирующие органы.
К приборам относятся изменяемые системы, которые служат
для передачи и преобразования движений с целью расчерчивания
кривых, регистрации физических процессов, производства техни-
ческих измерений, а также выполнения счетно-аналитических,
статистических и других действий. Строго научной классификации
приборов пока еще нет, однако их можно условно разделить на
следующие группы: радиоэлектронные; электроизмерительные;
приборы автоматики и вычислительной техники, гироскопические
и навигационные; приборы точной механики и оптики; тепловые.
! Приборы служат в качестве вспомогательных средств для:
а) записи и передачи на дальние расстояния информации, изобра-
жений, измеренных величин и звуковых сигналов; б) измерения
7
различных физических величин (времени, пространства, скорости,
давления, температуры, силы и др.); в) машинного письма, счетно-
аналитических, счетно-статистических вычислений; г) регулиро-
вания различных процессов производства и транспорта и управ-
ления ими.
Многие современные приборы представляют собой сложные
комплексные системы, имеющие различные двигатели, переда-
точные механизмы и другие устройства.
Рис. 1.2. Блок-схема самописца
На рис. 1.2 изображена блок-схема самописца звукового дав-
ления. Основными частями самописца являются усилители, вы-
прямитель, серводвигатель. Заданная скорость записи обеспечи-
вается с помощью лентопротяжного механизма.
Приборы и аппараты, в которых отсутствуют двигатели, при-
водятся в движение мускульной силой человека. В этом случае
прибор должен иметь специальные органы управления, на кото-
рые человек воздействует пальцем, рукой или ногой. В приборах
точной механики вместо электродвигателей и электромагнитов
часто применяют механические аккумуляторы энергии, в которых
мускульная сила человека накапливается с помощью поднятого
груза или натяжения (завода) пружины.
Рабочие машины, приборы и различные устройства состоят
из отдельных элементов — звеньев, соединенных в кинематиче-
ские пары.
2. ЗВЕНЬЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ПАРЫ
Для машин, приборов и автоматических систем различных
назначений характерно наличие разнообразных звеньев и кинема-
тических пар. В зависимости от вида материалов звеньев они бы-
8
вают твердые; гибкие, испытывающие растяжение; жидкие и
газообразные, противодействующие лишь силам сжатия.
Твердым звеном называется деталь или совокупность деталей,
неподвижно соединенных между собой. Сложные действительные
движения звеньев могут быть разложены на определенное число
простейших независимых движений. Плоскопараллельное движе-
ние твердого звена в общем виде описывается уравнениями
m v1 v >
'"^- = 2^;
где т — масса звена; Хц, Уц — соответственно координаты
центра тяжести звена; <о — угловая скорость звена; Xt, Yt —
проекции внешних сил на ось Хи Y; Mt — момент внешних сил;
/ц — момент инерции.
Для обеспечения определенности движения звенья соеди-
няются попарно. Кинематическая пара представляет собой сово-
купность двух звеньев, соединенных между собой подвижно.
Точка, линия или поверхность соприкосновения звеньев, образую-
щих такую пару, называется элементом кинематической пары.
Элементом низших кинематических пар является поверхность, а
высших — точка или линия.
Все кинематические пары можно классифицировать по опре-
деленным признакам, главнейшими из которых являются: область
движения; форма элементов кинематических пар; вид относитель-
ного движения и число налагаемых условий связи.
В зависимости от области движения точек звеньев, кинемати-
ческие пары делятся на плоские и пространственные. К плоским
относятся такие пары, у которых точки звеньев совершают движе-
ние в одной или параллельных плоскостях. В пространственных
кинематических парах любая точка звена может описывать при
движении пространственные кривые.
Геометрическими элементами звеньев, образующих вращатель-
ную пару, могут быть цилиндрические, конические, круговые и
сферические поверхности, а поступательную пару — плоские или
цилиндрические поверхности.
Кинематические пары по числу накладываемых условий связи
делятся на пять классов. Пара I класса накладывает одно условие
связи из шести возможных; пара II класса — два условия связи;
пара III класса — три условия связи и т. д. Поэтому, для создания
плоского механизма могут быть использованы только пары IV и V
классов, так как для свободного движения звена в одной плоскости
на него необходимо наложение трех связей.
9
Таблица 1.1
Подразделение кинематических пар на классы
Схематическое изображение Исключены относи- тельные движения Количество отнятых от- носительных движений Класс кинематиче- ской пары Контакт кинематиче- ской пары Наименова- ние и свой- ства кинема- тической пары
/ у' Поступательное параллельно оси г 1 I Точка Высшая, необрати- мая
!Г Поступательное параллельно оси г и вращательное относительно оси х 2 II Линия Высшая, необрати- мая
Л у' Поступательное параллельно оси г и вращательное от- носительно осей х, у 3 III Поверх- ность Низшая, обратимая
2 -У уЯГ Поступательные параллельно осям х и г, вращательные относительно осей х и г 4 IV Поверх- ность Низшая, обратимая
л Поступательные параллельно осям х и г и вращатель- ные относительно осей х, у и г 5 V Поверх- ность Низшая, обратимая
В табл. 1.1 приведено подразделение кинематических пар на
классы и указаны некоторые другие присущие им особенности.
Взаимодействие звеньев, образующих кинематическую пару,
в процессе их движения под действием заданных сил сопрово-
ждается сложными физико-химическими процессами сцепления
и трения. В зависимости от вида относительного движения звеньев
может иметь место: трение скольжения, трение качения, трение
верчения.
Низшие кинематические пары, в отличие от высших, не обла-
дают свойством обратимости. Эго свойство состоит в том, что при
10
закреплении любого из звеньев, образующих кинематическую
пару. ВИД траектории, движение точки другого звена, не меняются.
Важно также отметить, что большим преимуществом низших
пар является их способность воспринимать и передавать значи-
тельные силы нередко при меньшем износе. Возможность же
воспроизводить достаточно сложные относительные движения
является одним из главных достоинств высших кинематических
пар.
ИХ ТРУЩИЕСЯ ЧАСТИ И ОПОРЫ
3. ОСИ И ВАЛЫ,
Валы и оси — одни из основных деталей машин и приборов.
Вал представляет собой деталь, которая служит для поддер-
жания вращающихся частей механизма, машины или прибора и
непосредственно участвует в передаче вращательного движения.
В отличие от вала, ось является деталью, предназначенной только
для поддержания вращающихся частей; в передаче энергии ось
не участвует, т. е. не передает крутящего момента.
В конструктивном отношении ось и вал почти не различаются
между собой, однако они существенно отличаются по характеру
работы: ось испытывает только деформацию изгиба, вал подвер-
гается еще и деформации кручения. Кроме того, вал является по-
движной деталью, а ось может быть подвижной и неподвижной;
у неподвижной оси опорные части могут не иметь формы тела вра-
щения.
По условиям работы валы подразделяются на следующие
группы:
1. Коренные, или основные валы, передающие или восприни-
мающие крутящие моменты двигателей. Коренной вал может быть
прямым или кривошипным с одним или двумя кривошипами, колен-
чатым с одним или несколькими коленами, в зависимости от числа
цилиндров машины-двигателя или поршневого компрессора.
2. Передаточные валы (ведущие и ведомые).
3. Трансмиссионные (распределительные) валы, получающие
вращающий момент от двигателя, и распределяющие его между
отдельными рабочими машинами.
4. Контрприводные валы промежуточных приводов, предназна-
чаемые для изменения чисел оборотов и, в случае необходимости,
для реверсирования вращения ведомых валов.
По конструктивным признакам различаются валы: гладкие,
т. е. имеющие по всей длине сечение одного диаметра; фасонные
со ступенчатыми изменениями их поперечных сечений; фланце-
вые, у которых на одном или обоих концах имеются фланцы для
соединения с приводом; эксцентриковые с эксцентричной шайбой;
шарнирные с карданным соединением одного или обоих концов
циях)Н0 пРИменяемые в автомобильных и тракторных конструк-
11
По сечению валы бывают сплошные и полые (облегченные)
кольцевого сечения. Особую группу представляют гибкие валы,
допускающие передачу вращения под любым углом, и предста-
вляющие собой пружину или проволочный канатик в гибком
рукаве.
В табл. 1.2 приведена общая классификация валов, осей и их
опорных (трущихся) частей.
Опорные части валов и осей (цапфы) подразделяются на шипы,
шейки и пяты. Концевые опорные части валов и осей называются
Таблица 1.2
Общая классификация валов и осей и их опорных
(трущихся) частей
Конструктивные признаки Конструктивные схемы Опорная трущаяся часть Схемы
| Валы Гладкий Шип 1 — цилин- дрический; 2 — кони- ческий 7 ,2 si Х/7//Л
Ступенчатый -6-
Шаровой
Кривошипный
Коленчатый Вставной шип с кли- новым со- единением
Кулачковый —
| Шейка | Цилиндри- ческая tnrl pg n
Карданный
ШЦ J
v///A
Гибкий Пята Плоская: / — сплош- ная; 2 — коль- цевая 1 - ж 4
Оси | Вращающаяся ось подвиж- ного состава
-е£ЕВ=еЕЭэ- Шаровая: / — сплош- ная; 2 — коль- цевая; 3 — гре- бенчатая
Невраща- ющаяся ось —
12
шипами и пятами, а промежуточные — шейками. При вертикаль-
ном расположении вала его опорными поверхностями могут быть
сплошные или кольцевые пяты; распределение удельного давления
при сплошной пяте менее благоприятно, чем при кольцевой.
Шипы конической формы применяются для регулирования
осевой игры вала и обеспечения ограниченных радиальных зазо-
ров. Цилиндрические шейки используются для осевой фиксации
валов с подшипниками скольжения разъемной конструкции.
Гребенчатые цапфы применяются для передач на подшипник
скольжения значительных осевых усилий. Шаровые шипы и
Рис. 1.3. Схемы конструкций опор валов и осей приборов
пяты применяются при неизбежных угловых смещениях вала
для устранения возможности его заедания. Вставной конический
шип может иметь жесткое клиновое соединение, обеспечивающее
хорошую соосность и предотвращающее проворачивание.
Опоры валов и осей приборов (рис. 1.3) обладают рядом специ-
фических особенностей.
Цилиндрические опоры состоят из шейки или шипа, входя-
щего в охватывающую деталь — отверстие в плате или втулку
(рис. 1.3, а, д, и). Цилиндрические опоры воспринимают ради-
альные усилия, а при наличии заплечиков — и осевые.
Конические опоры, называемые также центровыми (рис. 1.3 г,е),
точно фиксируют валы и оси. Они более износостойки, однако
трение в них больше, а изготовление и пригонка сложнее, поэтому
такие опоры применяются реже. Опоры на центрах получили ши-
рокое применение в часовых механизмах, счетно-решающих и
Других приборах.
Опоры ца кернах и на шариках (рис. 1.3, б, г, ж, з, к) приме-
няются в приборах с малым весом подвижной системы, где тре-
буются минимальные моменты трения.
шаровые опоры (рис. 1.3, б, в, ж, з) изготовляются заточкой
конца вала по сфере или завальцовкой стального шарика в гнездо
на торце вала. Иногда стальной шарик удерживается в выточке
13
Рис. 1.4. Схемы закрепления деталей на
валах: а — с разновеликими радиусами
детали и галтели; б — с фаской на детали;
в—с промежуточным кольцом; г—с под-
нутрением или с выточкой на буртике
конца вала магнитными силами. Опоры с шариком из-за малой
поверхности контакта сильно изнашиваются, поэтому их приме-
няют только при небольших нагрузках.
Форма и конструкция оси и вала (см. табл. 1.2) во многом опре-
деляются видом соединения оси или вала с насаженными на них
деталями. Вид соединений выбирается в соответствии с величиной
и родом передаваемых нагрузок и требуемой точностью центриро-
вания насаженных деталей. .
Чаще всего детали на валу и оси закрепляются либо шпонками
на шлицах, либо посадкой с гарантированным натягом. Детали
на валах приборов закрепля-
ются штифтами, установоч-
ными винтами и др. Для осе-
вого фиксирования деталей
на валу и оси чаще всего ис-
пользуются уступы на валу
или оси, их буртики и кони-
ческие участки, стопорные
кольца, а в приборах — уста-
новочные винты.
Заплечики, галтели, про-
точки и фаски имеют техно-
логическое и конструктивное
назначение (в частности, для
возможности точного шлифо-
вания буртов). Фаски на кон-
цах валов и шипов обеспечи-
вают удобство сборки узлов. Кроме того, фаски служат для
разгрузки галтелей от дополнительных напряжений смятия наса-
живаемыми деталями (рис. 1.4).
Валы и оси являются весьма ответственными деталями меха-
низмов и машин. Поломка этих деталей, как правило, вызывает
разрушение других деталей, остановку и выход из строя всей
машины. Поэтому к валам и осям предъявляются определенные
требования: достаточные прочность и жесткость; износостойкость
трущихся поверхностей; технологичность конструкции. Эти тре-
бования могут быть обеспечены лишь при условии правильного
расчета и конструирования валов и осей, а также обоснованных
выбора материала, технологии изготовления и упрочнения их
изнашиваемых частей.
Для изготовления валов и осей чаще всего используются угле-
родистые и легированные стали (прокат или поковки), реже —
стальное литье и литье из модифицированных и высокопрочных
чугунов.
Применение легированных сталей способствует уменьшению
веса и габаритов вала или оси, повышению стойкости шлицевых
соединений. Их использование может быть оправдано также опре-
14
деленными конструктивными соображениями (например, прочность
зубьев, нарезаемых непосредственно на валу, и др.).
Из углеродистых сталей применяют преимущественно стали
марок 30, 40, 45 и 50. Менёе ответственные и малонапряженные
валы и оси могут быть изготовлены из стали марок Ст.З, Ст.4
и Ст.5. В отдельных отраслях машино- и приборостроения (на-
пример, в авиации) валы и оси изготовляют из легированных
сталей 20Х, 40Х, 12ХНЗ и др.
Глава II
НАГРУЗКИ НА ВАЛЫ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
И РЕАКЦИИ ИХ ОПОР
1. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О ПЕРЕДАЧАХ В МАШИНАХ
И ПРИБОРАХ
Для передачи движения от двигателя к рабочей машине и пре-
образования скорости движения применяют различные переда-
точные механизмы: электрические; механические; гидравлические;
пневматические и др. Режимы работы валов и осей этих передач
как по скорости, так и по воспринимаемым нагрузкам могут быть
весьма разнообразными. С помощью различных передач осуще-
ствляются высокие скорости движения валов и осей различных
двигателей и исполнительных механизмов/ некоторые из них
указаны ниже.
Предельные числа оборотов (в минуту) различных типов
современных быстроходных машин
Электродвигатели нормальной частоты тока (50—
60 гц) ........................................ 3 000—3 600
Гидромоторы поршневого типа................... 8 000
Цепные передачи (с зубчатыми цепями).......... 10 000
Плоские кожаные и зубчатые проволочные ремни 10 000
Клиновые ремни .................................... 20 000
Пневматические поршневые двигатели ................ 30 000
Глобоидные ускорители ............................. 35 000
Коллекторные электродвигатели ..................... 45 000
Зубчатые ускорители прецизионного исполнения 35 000—60000
Передачи прорезиненными шнурами ................... 80 000
Гиромоторы (пневматические и электрические) . . 100 000
Передача тонкими плоскими прорезиненными или
ткаными бесшовными ремнями из льняных или
синтетических волокон......................... 100 000
Пневматические турбинки лобового типа .... 100 000
Передачи плоскими, бесшовными ремнями из син-
тетических пленок толщиной менее 0,7 мм . . 120 000
Масляные турбинки высокого давления (до
Ф *20 атм), высокочастотные электрошпиндели 120 000—150 00(
собобыстроходные высокочастотные электродви-
татели на аэродинамических подшипниках . . . 200 000
ниатюрные пневматические турбинки реактивно-
го типа..................................... 300 000
15
В электронных вычислительных машинах используются ленто-
протяжные механизмы для ввода в машину информации с помощью
перфорированной ленты, для движения магнитной ленты или
магнитного барабана внешней памяти с заданной скоростью
(табл. П.1).
В состав электромеханических приводов входят зубчатые,
червячные и другие виды механических передач со всеми специфи-
ческими для них деталями.
Фрикционные передачи получили широкое распространение
в различных конструкциях для бесступенчатого (плавного) изме-
нения передаточного отношения механизмов. Они наиболее про-
сты по устройству, но не обеспечивают постоянства передаточного
числа (точности преобразования вращательного движения).
Из всех известных механических передач наиболее широкое
применение в технике получили зубчатые передачи, которые
являются основными узлами многих приборов и машин. В насто-
ящее время трудно найти такую отрасль техники, в которой не
применялись бы зубчатые передачи.
Косозубые колеса цилиндрических зубчатых передач обладают
более плавным ходом и меньшим шумом, чем прямозубые. По-
этому в быстроходных передачах предпочтительнее применять
косозубые колеса.
Конструктивно зубчатые передачи могут быть открытыми и
закрытыми — в виде отдельного узла, называемого редуктором.
Кроме того, зубчатые передачи могут представлять собой простой
одно- или многоступенчатый ряд, а также дифференциальный или
планетарный ряд. Последние обладают известными особенностями
и с успехом применяются в приводах разных машин, точных меха-
низмов и в счетно-решающих устройствах.
Конические зубчатые колеса передают движения и силы между
валами, пересекающимися под любым углом (чаще всего, под пря-
мым). По сравнению с цилиндрическими, конические передачи
дороже в изготовлении и сложнее в монтаже.
Червячные передачи применяются для реализации большого
передаточного числа (i = 10 -е- 300 и более) и изготовляются
с одно- и многозаходным червяками. Передачи с однозаходным
червяком позволяют реализовать более высокие передаточные
отношения, но имеют низкие-значения к. п. д. по сравнению с
многозаходными. При к. п. д. передачи 0,5 вращение может пере-
даваться только от червяка к колесу (самотормозящаяся червяч-
ная пара). В многозаходных передачах ведущим звеном может
быть и червяк и червячное колесо.
Винтовые передачи, работающие по тому же принципу, как
и многозаходные червячные, передают вращение между валами,
геометрические оси которых пересекаются в пространстве.
Ременные и цепные передачи применяются при большом рас-
стоянии между валами механизмов. Они могут быть с плоским,
16
Таблица П.1
Скорость движения лент механизмов счетно-решающих машин,
приборов и аппаратов
Наименование устройств Тип ленты Ширина ленты, мм Скорость ленты, м/сек
Электронные вы- числительные маши- ны:
«универсальная Перфолента 35 2,0
М-20»
«Урал-1» Перфолента для ввода данных 35 1,4
Магнитная лента внешне- го запоминающего устрой- ства 35 0,7
«Урал-2» Перфолента для ввода данных 35 2,8
Магнитная лента внеш- него запоминающего уст- ройства 35 0,7
| «Минск-1» 1 Перфолента для ввода i данных 35 2,0
1 1 Магнитная лента внеш- него запоминающего уст- ройства 35 0,7
«Ми нс к-2» Перфолента для ввода данных 35 2,0
Магнитная лента внеш- ней памяти 35 0,7
Киноаппараты:
проекционные Кинолента 35 0,459
съемочные » 35 1,0-38,0 и более
Н ^д^ИЛЛ0ГРаФы Фотолента 35, 60, 100, 120 0,0005—10,0
Телеграфный ап- Бумажная лента 10 0,023
парат СТ-35 Магнитофоны:
«Комета» Магнитная лента 8 0,0476
«Яуза» » » 8 0,0953 0,1905
2 И» А, Спицын и* apt «аллургии 17
клиновым, круглым и другими видами ремней. Существенным недо-
статком ременных передач является непостоянство передаточ-
ного отношения из-за возможного проскальзывания ремня по
шкивам. Однако этот недостаток устраняется применением новых
видов зубчато-ременных передач. Цепная передача обеспечивает
постоянство лишь среднего (за один оборот) передаточного отно-
шения, тогда как мгновенные его значения остаются переменными.
Вследствие этого при большой скорости движения цепной пере-
Рис. II.1. Механизм азимутального пово-
рота антенны радиолокационной уста-
новки:
дачи возникают шум и ви-
брации.
Механические передачи
являются неотъемлемой и
составной частью любой ма-
шины, многих приборов и
устройств. В качестве при-
мера на рис. II. 1 показан
механизм азимутального по-
ворота антенны радиолокаци-
онной установки. В этом при-
воде используются не только
зубчатые передачи, но и ку-
лисные, кулачковые и другие
механизмы. Все они являются
промежуточными устройства-
ми между электродвигателем
и антенной.
На рис. II.2 показана об-
щая кинематическая схема
/ — фланцевый электродвигатель; 2 и 3 — ко-
ническо-цилиндрические зубчатые редукторы;
4 и 5 — червячные передачи; 6 — подвижная
часть корпуса антенной системы; 7 — непо-
движная часть корпуса; 8 — антенна
привода осциллографа для
автоматической записи на фо-
топленку или фотобумагу
кривых мгновенных значений
тока или других величин, преобразованных в электрический ток.
Электромеханический привод осциллографа предназначен для:
перемещения фотопленки (или фотобумаги) со скоростью от
до 40 000?мм/сек\ вращения зеркального барабана, позволяю-
щего' вести визуальные наблюдения измеряемого процесса; при-
воды ^других вспомогательных механизмов.
Главное назначение зубчатых* передач* в приборах счетно-ре-
шающих устройств и машин состоит в преобразовании скорости и
изменении направления вращения.
Зубчатые передачи этих устройств "обладают рядом "’отличи-
тельных особенностей по сравнению с силовыми зубчатыми пере-
дачами общего машиностроения, а именно:
1) небольшими нагрузками, обусловливающими малые модули
зубчатых колес, вследствие чего прочностные расчеты зубчатых
передач оказываются не всегда обязательными;
18
2) высокой точностью для обеспечения заданного движения
ведомого звена, особенно при изменении направления его враще-
ния в отсчетных и некоторых других механизмах;
3) большими передаточными числами (в часовых механизмах
4 500—40 000) для увеличения точности отсчета;
4) наибольшим передаточным числом одной пары зубчатых
колес (до 12—15) при уменьшении числа зубьев малого колеса
(до 6—18) для получения наименьших габаритов передачи;
Рис. II.2. Общая кинематическая схема осциллографа
5) незначительным превосходством вращающего момента
в сравнении с суммарным моментом трения в зацеплении и опорах
осей и валов (всякое увеличение момента трения в передаче яв-
ляется крайне нежелательным, так как может вызвать остановку
механизма);
6) увеличенными боковым и радиальным зазорами для пре-
дотвращения дополнительного трения в результате некоторой
неточности изготовления и сборки передачи, попадания пыли й
грязи на трущиеся поверхности зубьев, и др.
2* 19
В качестве передаточных механизмов могут быть также ис-
пользованы кулачковые, храповые, мальтийские, рычажные и
некоторые иные механизмы; отдельные из них (мальтийские,
храповые и др.) позволяют создать прерывистое движение.
Мальтийские механизмы широко используются в лентопротяжных
механизмах счетно-решающих машин (рис. П.З) и киноустановок,
а храповые механизмы — в различных устройствах автоматики
и пр. Примером машины с силовой передачей может служить
экскаватор.
Рис. И.З. Схема быстропечатающего механизма (БПМ-20) ЭВЦМ «Минск-1»:
/ — электродвигатель; 2 — зубчатая передача; 3 — мальтийский механизм; 4 — винто-
вая передача, 5 — электромагнитная муфта; 6 — ролик красящей ленты; 7 — барабан
подачи бумаги; 8 — конические зубчатые передачи; 9 — цилиндрическая зубчатая пере-
дача; 10 — вал печатающих колес; 11 — червячная передача
Современные передаточные механизмы зачастую выполняются
в виде редукторов. В зависимости от числа передач редукторы
бывают одно- и многоступенчатые.
Кинематические схемы редукторов весьма разнообразны. Ци-
линдрический одноступенчатый редуктор (рис. II.4, а) приме-
няется с прямозубыми колесами при i ==£ 6 и с косозубыми колесами
при 10, а конический одноступенчатый редуктор (рис. II.4,б) —
при t 5. В цилиндрических двухступенчатых редукторах
(рис. II.4, в) чаще всего быстроходная ступень (при V 3 м!сек)
выполняется косозубой, а тихоходная — прямозубой. Такой ре-
дуктор позволяет получить общее передаточное число i = 50.
Соосный цилиндрический двухступенчатый редуктор (рис. II.4, г)
обычно выполняют с косозубой быстроходной и с прямозубой
тихоходной ступенями при общем передаточном числе i = 12.
С помощью коническо-цилиндрического двухступенчатого редук-
тора (рис. II.4, 5) можно осуществить общее передаточное
число i ==$ 25, причем коническая ступень должна иметь iesg3,5;
при im 6 вторую ступень следует выполнять косозубой.
20
и)
Рис. 11,4. Кинематические схемы редукторов различных видов
21
Цилиндрический трехступенчатый редуктор (рис. II.4, е) дает
возможность реализовать общее передаточное число i = 400.
На рис. 11.5 и II.6 показаны схемы двухступенчатых планетар-
ных редукторов различных приборов, позволяющие реализовать
большие передаточные числа.
Одноступенчатые червячные редукторы с нижним и верхним
расположением червяка (рис. II.4, ж, з), с верхним расположе-
нием червяка (рис. 11.4» и) применяются- для i = 7-г 100 и более.
Многоступенчатые червячные редукторы дают возможность осуще-
ствлять передаточные числа i = 1000н-2000 и более.
Рис. П.5. Планетарный редуктор прибора
Выбор передачи того или иного вида зависит от конкретных
условий проектирования и требований, предъявляемых к приводу
машины или прибора. К общим требованиям относятся: надеж-
ность и необходимая долговечность передачи; простота конструк-
ции, компактность и малые габариты; малое сопротивление движе-
нию, особенно в момент пуска двигателя; сравнительно высокая
точность преобразования движения; возможность, получения наи-
меньшего приведенного к валу двигателя момента инерции враща-
ющихся звеньев; бесшумность действия и высокая виброустойчи-
вость, а также простота управления, в том числе автоматического
и дистанционного.
При выборе передачи учитываются необходимость бесступен-
чатого регулирования скорости машины, а также технологические
22
Рис. II.6. Редуктор осциллографа
Н-105:
/ — шестерня; 2 — конический штифт;
3 — шайба; 4 — шарикоподшипник П23
(ГОСТ 8338—57); 5— электромагнит; 6—ре-
дуктор
и экономические требования к изготовлению передачи, и др.
Исходя из конкретного назначения привода, нередко оказывается
целесообразным создавать механические передачи комбинирован-
ного типа (пневмогидравлические, электрогидравлические и др.).
Особенностью гидравлических и пневматических передач
является возможность развивать большие усилия на исполнитель-
ных органах машин при относительно малых значениях удельного
давления жидкости и воздуха,
т. е. достигать больших значе-
ний передаточных чисел. Недо-
статком этих передач является
относительно малая скорость
движения жидкости и воздуха
в трубопроводах. В случае не-
обходимости управлять несколь-
кими удаленными один от дру-
гого и от пульта управления
объектами используются ком-
бинированные системы управле-
ния—электрогидравлические и
электропневматические.
Электрические, гидравличе-
ские и фрикционные передачи
позволяют осуществлять бессту-
пенчатое регулирование скоро-
сти, что открывает возможности
использования рабочей машины
при оптимальных значениях
скорости движения в точном
соответствии с требованиями технологического процесса, упрощает
конструкцию передачи прибора и облегчает управление машиной. *
Однако, независимо от вида передачи, основное влияние на
режим работы валов, осей и их опор оказывают ее кинематические
и силовые факторы.
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР ВАЛОВ
МЕХАНИЧЕСКИХ ^ПЕРЕДАЧ
Цилиндрическая прямозубая передача. При конструировании
валов обычно известны величина передаваемого крутящего мо-
ментами размеры зубчатой передачи. Сила Рп (рис. II.7), действую-
щая на ведомое колесо по линии зацепления, определяется из
равенства
р __
п 0,5d cos а ’
где Мш — момент на валу шестерни; d — диаметр начальной
окружности шестерни; а — угол зацепления.
23
Если известна мощность кет, и число оборотов в минуту
вала шестерни п, то крутящий момент рассчитывается по зависи-
мости:
Мш = 975000 — , кГ-мм.
и* п
Силу Рп можно разложить соответственно на горизонтальную
(окружную) и вертикальную (распорную) составляющие:
р___кг.
Г — 0,5d’ K1 ’
S = Р tg а, кГ.
Приведем силу, действующую на шестерню, к центру ведущего
вала. Для этого в центре ведущего вала приложим две противо-
положно направленные силы, равные и параллельные силе Рп.
При этом ведущий вал сила Рп будет изгибать и подвергать
кручению моментом пары этих сил. Приводя силу Рп к центру
ведомого вала, устанавливаем, что этот вал изгибается под дей-
ствием силы Рп и скручивается парой сил с моментом Мкр, ко-
торый может быть определен на, основании закона передачи мо-
ментов
МКр — МШ1Т1,
24
где i — передаточное число зубчатой передачи, равное
. Zn &•> • C0i fii
l^= zr = -t’или I^=±-i==±-^ ;
Рис. II.8. Силы, действующие в
косозубой
цилиндрической одноступенчатой
передаче
Давления на опоры Л и В (опорные реакции)
А — Р • R = Р 11
п К + " /» + /.•
Цилиндрическая косозубая передача. Схема действия сил в одно-
ступенчатой цилиндрической (косозубой) передаче (с углом на-
клона зубьев Р) показана на рис. II.8. Приведением силы Р =
= -^52 к центру ведущего вала устанавливаем, что вал в гори-
зонтальной плоскости изгибается силой Р и скручивается парой
этих сил.
*+* — Для наружного, «—» — для внутреннего зацепления.
25
Приведением осевой силы Т — Р tg 0 и распорной силы 3 =
= с<^р- к центру ведущего вала определяем, что в вертикальной
плоскости вал изгибается силой 3 и моментом М — Т . Кроме
того, ведущий вал сжимается или растягивается силой Т.
При расчете ведомого вала следует иметь в виду, что на него
действуют те же силы Р, S и Т и изгибающий момент М = Т .
Опорные реакции А и В определяются по формулам:
А = Ан + Ау; В = Ви + By,
где Ан, Ау, Ви и Ву — соответственно горизонтальные и вер-
тикальные составляющие опорных реакций;
Av- + By—
Slx + M
к + h
„ Sit + M
h+h '
Коническая зубчатая передача. На рис. П.9 дана схема сил,
действующих в одноступенчатой прямозубой конической передаче
(с углом при вершине начального конуса ведущего колеса) и при-
ведена расчетная схема ведущего вала.
В горизонтальной плоскости ведущий вал изгибается силой
Т d
Si = Ptga cos б j и моментом М — (dep. ш — средний
диаметр начального конуса шестерни). Одновременно происходит
сжатие (или растяжение) вала силой 3 = Ptg a sin б2.
В вертикальной плоскости ведущий вал изгибается силой
Р = -Д5^ш— и скручивается моментом Мш.
Силы S2 и Tj соответственно определяются по формулам:
S2 = Р tgacos 62;
Pi — Р tg a sin 6i.
Ведомый вал в вертикальной плоскости изгибается силой Р, а
в горизонтальной — силой S2 = Р tg а и моментом М = Tt -с^к .
Кроме того, вал подвергается сжатию (или растяжению) си-
о ГН > t AAlltl
лой Т и скручивается моментом Мк ==—-—.
* Для реверсивных передач следует принимать A = .
26
Опорные реакции определяются по формулам:
------J--, ov =--------j---;
Ан~-Р±\ ВН = Р±±±.
Рис. II.9. Силы, действующие в прямозубой одноступенчатой кони-
ческой передаче
Двухступенчатая цилиндрическая прямозубая передача
(рис. 11.10). Величина сил, действующих в зацеплении, опреде-
ляется по формулам:
р> = ^; s,-p,ii«.
тде Мш1, Л1ш2 — крутящие моменты соответственно на первом и
втором валах; d,ul, dM2 — диаметры начальных окружностей пер-
вой и второй шестерен.
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
А,. - Pi О + . д P(l + li) + Pil
G + If + i ’ + ^2 + I
27
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Л// =
s(/ + M-saz2. о
/14-G4-Z ’ Вн =
SA-SAh+l)
ll + It + z
Полные опорные реакции:
Рис. П.10. Силы, действующие в цилиндрической двухступенчатой
прямозубой передаче
Двухступенчатая коническо-цилиндрическая передача с прямо-
зубыми цилиндрическими колесами (рис. 11.11). Порядок опреде-
ления усилий в зацеплении указан выше.
Опорные реакции:
вал /:
Л SJi-M „ _
Av ------------; DV---------;
। Pi (/ + 1г) + P Ji .
о ____Рг (14' Zt) + Ptl
28
вал //:
Л (l + lJ + Pzl*
G 4- 1
. . Pt (/+/i) + Pi/.
V К 4* G + i ’
л T2l2-S2(l+l2)-M_ r> T2{l2 + l2)-S2l+M,
Afi h+h+l ’ Bfi h + ll + l
вал Hit
^P^T+Fi B-pn>T+T-
*1 T Ц *1 I *2
плоскость Горизонтальная плоскость
Вал 111
Тис. 11.11. Силы, действующие в коническо-цилиндрической двухступенчатой
прямозубой передаче
Двухступенчатая цилиндрическая передача с косыми и прямыми
зубьями. Первая ступень состоит из косозубых колес, вторая —
из прямозубых. Схема действия сил приведена на рис. П.12.
Опорные реакции:
вал /:
SJi+M* .
11 + ^2
By
__ Si^i “Ь м.
/1 + ^2 ’
^2
G + ^2 ’
Blt = P
li .
1 h 4- h
Знак «4-» для реверсивных передач.
29
вал //:
Pi (l 4 Z>) + Р-Л . д _ Pa (I + /1) + P,/i .
11 + It +1 ’ V G + Z2 + Z ’
. s, (z + za)-s2z2 + м
H ~ /i + /»+ /
вал III:
A — P
~ n2 11 +1г'
-Stll+lJ+Sth-M .
Z1 + h + i ’
Вол l ВолП ,
Ji. 7, к x L'- \ - 1 - I В * * * 12
' M ‘ ' P’ рг "т-Ч
AVrf Z —""----: lA
I n Горизонтальная »> Вертикальная плоекЗть
И’1 плоскость J’l 54 . I
—Lr—|eH MhAs?—pHr
Горизонтальная плоскость
Вал HI
Рис. 11.12. Силы, действующие в цилиндрической передаче двухступенчатой
с косыми и прямыми зубьями
В двухступенчатой цилиндрической передаче обе ступени со
стоят из косозубых колес (см. рис. 11.10)
Опорные реакции:
вал /:
. S|Z2 ± Л1 д
+ ^-“х + /4 ’
30
вал II:
л Pi (i 4 -/2) "г PJ-i p _ ^*2 (/ b ^i) 4' Pih .
Av~ h + ^ + l “; V'~ li + lt + l ’
. _S1(l + lt)+M'+M"-Silt R Pt(l + h) 4- Pill .
Afi~ I1 + I2 + I ’ /14-/2 4-/ ’
вал III:
Ax = p^7+i7' B«-P‘TT+T7-
Здесь
Л1’ = Т2ф; ЛГ = 7\ф.
Двухступенчатая цилиндрическая передача с первой косозубой
раздвоенной ступенью и второй прямозубой (см. рис. 11.12).
Опорные реакции:
вал /:
Д ___ Pl . О Р1 .
Av — ~2~; Dv -у •
ЛН — ~2~, аН — ~2,
вал II:
Av = 0,5 (2Л + Р2); Bv = 0,5 (2/\ 4- Р2);
Ан = 0,5 (S2 — 2SJ; Вн = 0,5 (S2 — 2SJ;
вал III:
д_______________ р 1г в_________ р
П2./14-/2’ Я2 11 +h ‘
Червячная передача (рис. 11.13).
Вал червяка в вертикальной плоскости изгибается силой
51 =Та и моментом м = T^d4 от силы Т2 = =
= ~6r5dK~- Кроме того, вал скручивается моментом Мкр и сжи-
мается (растягивается) осевой силой Т2.
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
Ау = 0,53х + 0,5Т2 ; Bv = 0,53! — 0,5Т2 ,
где I = (0,8 -т- 1,2) dK — расстояние между опорами.
31
Опорные реакции в горизонтальной плоскости
Л/у = Вн = CjSTi.
Полные опорные реакции:
А = У (0,5$, + о.бТг А)2+(0.5Л)2;
В = У (0,5$! - 0,5Т2 А)2 + (°>57,i)2 •
а)
fff Вал! Вал И
Рис. 11.13. Силы, действующие в червячной передаче:
а — схема действия сил; б — реакции опор в передаче
Вал червячного колеса в вертикальной плоскости изгибается
силой $а = Si и моментом М' = 0,5Тгу^; в горизонтальной
плоскости — силой Тл. Кроме того, вал подвергается деформа-
циям кручения моментом Мкр и сжатия (растяжения) осевой
силой Tj.
Опорные реакции в вертикальной и горизонтальной плоскостях:
Av = 0,5$1 — 0.5Т1 A. Bv = 0,5$i + 0,5Ti А.
32
Здесь /1 = (1;4 4- 1,6) ^ — расстояние между опорами ко-
леса.
Полные опорные реакции:
А = У (о^-О.бЛ-^У + СО.бТо)2;
В = У (0.5S, + 0,57\ -^-)2 + (0,5Т2)2.
Давления на валы фрикционной передачи:
а) на ведущий каток цилиндрической передачи
R' = /(Q + Gx^ + P8;
б) на ведомый каток цилиндрической передачи
R" = VtQ + G^ + P2,
где Gj и G2 — вес катков, кГ.
На ведущий каток конической передачи действуют соответ-
ственно радиальное и осевое усилия
Ni = Qi ctg а;
Q =_
41 ctg-а ’
а на ведомый каток конической передачи
N* = Qi;
<?з = N1-
Давление на валы плоскоременных передач:
а) открытая
передача
Q = 0,03 [о01 b б sin ,
б) передача
Давление на
с натяжным роликом
Q = 0,02 [о01 b б sin .
клиноременных передач:
Q = 2S0Z sin ,
валы
где So — натяжение
Давления на валы
на одну ветвь ремня в покое.
цепной передачи при полезной нагрузке
= Ц = КвР,к1\
где коэффициент нагрузки К.в = (1,05 4- 1,3).
3 Н. А. Спицын и др.
зз
3. ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ ВАЛОВ С НЕКРУГЛЫМИ КОЛЕСАМИ
Выше были рассмотрены нагрузки на опоры в передачах с по-
стоянным передаточным числом. Однако, за последнее время осо-
бенно в приборостроении получают все более широкое применение
механизмы с переменным передаточным числом с некруглыми ко-
лесами *.
Механизмы некруглых зубчатых
колес характеризуются нелинейной
зависимостью между углами пово-
рота ведущего (tpj) и ведомого (<р2)
звеньев. В машиностроении не-
круглые колеса используются для
передачи движения с переменным
Рис. 11.14. Силы, действующие
в зубчатых передачах с некруглыми
колесами:
1 — ведущее колесо; 2 — ведомое колесо
отношением скоростей »21 = ,
в приборостроении — для воспро-
изведения нелинейных функций.
При проектировании механиз-
мов с некруглыми колесами, на-
ряду с требованиями воспроизве-
дения заданной функции переда-
точного числа i12, большое значе-
ние имеет обеспечение возможно-
сти передачи движения под дейст-
вием заданных сил.
Если пренебречь трением на
зубьях, то давление на них при
работе механизма передается по
нормали к соприкасающимся про-
филям (рис. 11.14):
^nia —
.. , , . dJnpi ®2
Мпс + Jnp2e2 +
dJ npl
dtfj ' ~2~
Мдв — Jnpi^l
» ---Вп21 —
ri cos а12
r2 cos а12
где Мпс — момент сил полезного сопротивления, приложенный
к ведомому звену; Мдв — момент сил движущих; Jnp2 и Jnpl—
моменты инерции приведенных масс относительно осей вращения
ведомого и ведущего колес; г2 и 8i — угловые ускорения ведомого
и ведущего зеньев; г2 и гх — радиусы-векторы ведомого и веду-
щего колес; а12 — угол давления.
Угол давления а12, угол между направлением абсолютной
скорости t»p2 ведомой точки Р2 и линией действия нормального
* Параграф написан Р. Д. Сухих по работе Ф. Л. Л и т в и н а: «Некруглые
зубчатые колеса». М.—Л., Машгиз, 1956.
34
давления Rnl2• переменен (при левых ведущих профилях зубьев
ведущего колеса)
= + а«------
где pi — переменный угол между радиусом-вектором гх и каса-
тельной к центроиде
HH = arctg(-l^i\;
\ &Рг /
<Хц — угол профиля инструментальной рейки»
Давление на опоры некруглых колес определяется из условия
равновесия колес
Rnl2 = ? 02 И Rn.il = Rfll-
С увеличением углов давления возрастают давления на зубья
и реакции в опорах колес. При больших значениях угла давления
момент сил трения во вращательной паре будет настолько велик,
что усилие на зубья окажется недостаточным, чтобы привести
в движение ведомое колесо. В этом случае возникает явление само-
заклинивания механизма некруглых колес, которое является
следствием того, что усилие, передаваемое зубьями некруглых
колес, проходит внутри круга трения цапфы.
Значение предельного угла давления, при котором наступает
самозаклинивание, зависит от вида трения в подшипнике и вели-
чины коэффициента трения. С уменьшением угла давления сни-
жаются потери на трение в подшипнике, так как уменьшаются
реакции во вращательных парах и, следовательно, нагрузки на
цапфы.
Рассмотрим условия отсутствия самозаклинивания механизма
некруглых колес. Предположим, что цапфа ведомого колеса
(см. рис. II. 14) нагружена силой Rn и моментом сил М. При зазоре
между цапфой и вкладышем точка А их соприкосновения сме-
щается от нижней точки вкладыша в сторону, противоположную
направлению вращения, со скоростью <о.
Полная реакция R в точке А отклоняется от направления
нормали на угол трения <ротр
R = J^Rn + F2.
Сила трения определяется при известном коэффициенте тре-
ния f по закону Кулона: F = fRn. Цапфа находится в равновесии,
когда Q = R и М = QrM‘sin <ртр (гц — радиус цапфы и ru sin q>mp —
плечо пары сил). Круг радиуса ртр = гц sin <pmp с центром, совпа-
дающим с центром цапфы, является кругом трения. Передача
вращения ведомому звену возможна, когда полная реакция про-
ходит вне круга трения.
3* 35
Момент сил трения в цапфе, нагруженной силой Q, определяется
по формуле
= Qr4fnp.
Приведенный коэффициент трения скольжения fnp для цапф
с большим зазором приблизительно равен sin <pmp; для прирабо-
тавшихся цапф
fnp = "7Г Ф»пр-
Приведенный коэффициент трения в подшипнике качения
определяется по зависимости
гц X Ош)
где d — диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника;
йш — диаметр шарика или ролика подшипника качения.
Для подшипников качения радиус круга трения
р.„«= w(i + £),
где К. — коэффициент трения качения.
Во избежание самозаклинивания механизма некруглых колес
значение наибольшего угла давления должно удовлетворять
следующему неравенству:
aia arccos -т— (1 +i12) — <pm„ < arccos —5---(1 +i12) — <pmp.
Отсюда диаметр цапфы
dBC > d+L)fnP 2Ai” C0S (“12 + <₽'np)-
Межцентровое расстояние А должно быть достаточно большим,
чтобы исключить самозаклинивание колес и обеспечить малые
потери на трение в опорах. При подшипниках качения самозакли-
нивание, ввиду малого значения fnp, не лимитирует выбор углов
давления. На практике угол давления а12 не превосходит 65°.
При работе механизмов некруглых колес с малыми моментами
сил сопротивления Мс, вследствие изменения знака ускорения е2,
может произойти отрыв профилей зубьев и их удар нерабочими
сторонами. Этот удар не будет передаваться на опоры валов, если
ударный импульс приложен в его центре. Расстояние от центра
удара до оси вращения определяется на основании теоремы об
изменении проекций количества движения центра масс. Так, для
колес массы /п2 с эллипсной центроидой и эксцентриситетом е
условие отсутствия передачи удара на опоры е имеет вид
36
откуда
~\f----h.____
r tn# (1 — e)
Для правильной оценки долговечности опор некруглых колес
рекомендуется найти постоянную нагрузку, эквивалентную дей-
ствующей переменной.
4. НАГРУЗКИ НА ОПОРЫ
В ЗАВИСИМОСТИ ОТ СТЕПЕНИ УРАВНОВЕШЕННОСТИ РОТОРОВ
Качество уравновешивания роторов в значительной мере опре-
деляет уровень вибрации машин и приборов, срок службы и на-
дежность работы опор. Поэтому все роторы машин и приборов,
начиная с микродвигателей и кончая мощными турбогенераторами,
в настоящее время подвергаются тщательной балансировке.
Рис. 11.15. Случаи неуравновешенности ротора: а — ста-
тическая; б — динамическая; в — комбинированная
Предположим, что ротор представляет собой твердое тело,
состоящее из двух жестко связанных частей, центры тяжести кото-
рых S' и S" расположены в плоскостях Qj и Q2. Здесь возможны
три случая (рис. II. 15):
а) плоскости Qx и Q2 совпадают, и точки S' и S" располагаются
по одну сторону от оси вращения (рис. II. 15, а). Центр тяжести
смещен относительно оси ротора на некоторую величину. Эта
неуравновешенность называется статической, так как ее обнаружи-
вают при статической проверке [64];
б) плоскости Qi и Q2 совпадают, а точки S' и S" располагаются
по разные стороны от оси так, что центр тяжести системы нахо-
дится на этой оси (рис. 11.15, б). В этом случае неподвижный
ротор будет находиться в равновесии, но при вращении возникнут
силы инерции Рх и Р2, образующие пару сил. Такая неуравно-
вешенность называется динамической;
в) плоскости и Q2 могут составлять одна с другой произ-
вольный угол (рис. 11.15, в). В точках S' и S* при вращении
37
возникнут силы инерции Рх и Р2, которые можно привести к рав-
нодействующей, направленной перпендикулярно к оси и к паре
сил. В этом случае имеют место и статическая и динамическая
неуравновешенность.
Технологическую операцию по определению неуравновешен-
ности и ее устранению называют уравновешиванием (баланси-
ровкой). Статическим способом уравновешивают пару сил на па-
раллелях. а динамическим — на специальных станках (например,
ДБ-4; ДБ-10; А-21 и др.),- позволяющих измерить величину к
место расположения дисбаланса в двух плоскостях приведения.
Мерой дисбаланса служит произведение веса уравновешивающего
груза G (г) на радиус г (мм) его установки в данной плоскости
приведения.
Для сравнительной оценки неуравновешенности роторов раз-
личного веса используется понятие «удельная неуравновешен-
ность» — е, т. е. величина дисбаланса, отнесенная к 1 кГ веса
ротора.
Удельная неуравновешенность выражается в микронах
е G ’
где G — вес ротора, кГ.
Возбуждающая сила инерции от дисбаланса равна
Р — т^ш2,
яп О.
где а» = -эд--угловая скорость вращения; тх = —-------масса
(g — ускорение силы тяжести); г — расстояние от оси вала До
центра массы.
Появляющиеся при неуравновешенности ротора дополнитель-
ные по направлению давления на опоры переменные силы вызы-
вают вибрацию машин и сокращают срок их службы. Эти силы
уменьшают работоспособность подшипников ротора, ускоряют
их износ. Иногда неуравновешенность ротора вызывает даже раз-
рушение подшипников. Ниже приведены ориентировочные зна-
чения допустимых величин удельной неуравновешенности для
различного класса машин, полученные опытным путем на осно-
вании многолетних наблюдений.
Допустимые величины удельной неуравновешенности
(дисбаланса), мк
Высокооборотные гироскопы ........................0,05—0,2
Роторы, валы и шлифовальные круги прецизионных
шлифовальных станков..............................0,2—1,0
Роторы малых высокооборотных электродвигателей, ма-
лые и средние газовые турбины, высокооборотные
вентиляторы и приводы шлифовальных станков, бы-
стровршцающиеся детали приборов.............. . , 2—20-
38
Роторы промышленных электродвигателей, вентиляторы,
быстровращающиеся части привода станков, коленча-
тые валы четырехцилиндровых и других двигателей,
быстровращающиеся части движущихся автомобилей 5—25
Карданные валы, одно-, двух- и трехкривошипные валы
двигателей с кривошипами, не лежащими в одной
плоскости (текстильные машины) .................... 20—100
Колеса автомобилей, шины, колесные скаты, барабаны
молотилок ......................................... 50—250
На практике для определения возмущающих сил от неуравно-
вешенности роторов различных конструкций (рис. 11.16) поль-
зуются рекомендацией Б. В. Шитикова [111].
Применительно к конкретным схемам расположения опор ро-
тора по отношению к плоскостям противовесов величин возникаю-
щих сил от неуравновешен-
ности в соответствующих
плоскостях (проходящих че-
рез середину подшипников)
определяется:
по рис. 11.16, а
Рис. 11.16. Случаи различного располо-
жения опор ротора по отношению к пло-
скостям противовесов
2> 7TTvn; +
+ Q
2 G + G + G ’
ПО рис. 11.16, б
1) Qa>Qi-p +
*1
2) Q>>Qi-^- + Qa
по рис. П.16, в
2) o.sQi G + Q.11/J+V’;
•то рис. 11.16, г
1) Q«^Qi-Mlk + Q2-^;
»2 f2 2 *
2) Qb^Q^+Q^-^-,
*2 *2
39
где Qa и Qb — величины возникающих сил от неуравновешенности
в плоскостях 1а и 1Ь, проходящих через середину подшипников;
Qi, — величины сил неуравновешенности после балансировки
в плоскостях приведения.
Основными причинами неуравновешенности пары сил являются:
а) радиальное биение ротора, вызванное неконцентричностью
его поверхности относительно геометрической оси; б) неоднород-
ная плотность материала; в.) неточность расположения отверстий
и пазов; г) торцевое биение, вызванное неперпендикулярностью
торцевых поверхностей (диска, вентилятора и других деталей)
к геометрической оси; д) ошибки при сборке ротора, например
неправильное законтривание, дефекты конструирования и др.
В связи с развитием наиболее перспективного направления
в конструировании машин и приборов — созданием высокоско-
ростных роторов — остановимся более подробно на некоторых
особенностях их вибрации и уравновешивания [65].
Некоторые особенности вибрации и уравновешивания высоко-
скоростных малогабаритных роторов. Исследования, проведенные
в СССР и за рубежом [95], доказывают, что существует опреде-
ленная зависимость между величинами гранности и волнисто-
сти поверхности желобов и тел качения и их износом, с одной
стороны, и неуравновешенностью, вибрацией и шумом шарикопод-
шипников— с другой, которые особенно прогрессируют при уве-
личении оборотов. Был проведен ряд экспериментов, позволив-
ших определить влияние некоторых факторов на спокойную
работу высокоскоростных роторов турбомашин и установить не-
которые особенности эксплуатации шарикоподшипников.
После обязательной для подобных турбомашин двух-трехча-
совой обкатки первоначальный дисбаланс ротора в каждой пло-
скости коррекции увеличивался от 2 до 20 раз. При исследовании
использовалось 10 изделий, без демонтажа каких-либо вращаю-
щихся деталей. Число оборотов роторов в минуту при обкатке
с шарикоподшипниками типа СА46202Е1 достигало 28 000—35 000,
а с шарикоподшипниками типа ЗС100Е1—60 000—100 000. При
этом обязательно производилась повторная балансировка роторов
после обкатки. Далее был выяснен характер и уточнены причины
разбалансирования роторов во время работы.
При исследовании использовались два типа шарикоподшип-
ников: СА46202Е1 и ЗС100Е1, наиболее распространенных в тур-
бинах данного класса.
Шарикоподшипники типа ЗС100Е1, несмотря на использова-
ние их при более высоких рабочих оборотах, отличаются луч-
шими эксплуатационными показателями, так как они имеют
более высокий класс точности, а технология их изготовления
более отработана.
Эксперимент выполнялся в двух направлениях: одна группа
испытаний должна была определить изменения величины началь-
40
ного дисбаланса, вторая — изменения дисбаланса роторов во время
работы. Причем, в последнем случае при появлении дисбалансов,
выходящих за пределы установленной нормы, роторы подверга-
лись повторной динамической балансировке. По результатам
испытаний можно проследить за последовательным изменением
величины начального дисбаланса ротора во время работы агрегата.
Начальные дисбалансы как для турбин, так и для вентилятора
Рис. П.17. График изменения первоначальной неуравновешенности роторов
с шарикоподшипниками типа ЗС10СЕ1 и типа СА46202Е1 во время работы:
а — с обычными («мягкими») пружинами; б — с «мягкими» пружинами и дове-
дение после каждых 10 ч работы агрегата (в случае необходимости) разбаланса
до ^0,02 Г-см (подшипник СА46202Е1); в—с жесткими пружинами и доведе-
нием разбаланса после каждых 10 ч работы агрегата (в случае необходимости)
до ^0,02 Г -см (подшипник СА46202Е1)
(для роторов с шарикоподшипниками типа СА46202Е1) не пре-
вышали 0,02 Г‘см, а для роторов с шарикоподшипниками типа
ЗС100Е1 —0,015 Г-см.
Эксперимент проводился сразу после обкатки изделий, т. е.
с новыми шарикоподшипниками. После окончания испытаний кон-
тролировались геометрические размеры деталей ротора и сопря-
женных с ними деталей статора.
. Для определения влияния жесткости подшипниковых пружин
на величину изменения начального дисбаланса ротора с подшип-
никами СА46202 Е1 испытывались мягкие и жесткие пружины.
Неуравновешенность ротора проверялась через 5—10 ч работы
изделия в заданном режиме.
Характер изменения дисбалансов ротора с подшипниками типа
СА46202Е1 во время работы показаны на графиках (рис. 11.17).
Начальный период работы ротора продолжительностью в неко-
торых случаях до 30 ч характеризуется увеличением дисбаланса
в 20 раз. В дальнейшем наблюдается постепенная самобаланси-
41
ровка его с затуханием, близким по характеру к экспоненциаль-
ному. Повышение жесткости подшипниковых пружин приводит
к более резкому изменению дисбалансов как для турбины, так
и для вентилятора.
Разбалансировка ротора во время работы может происходить
из-за деформации или при повороте вращающихся деталей относи-
тельно оси вращения, либо из-за постоянной или периодической
вибрации опор. В первые часы работы на изменение дисбаланса
влияет приработка сальниковых уплотнений. Как показали гео-
метрические измерения основных вращающихся деталей, в них
не наблюдается за время работы никаких остаточных деформаций,
которые могли бы явиться причиной нарушения начальных дис-
балансов ротора.
Перед сборкой роторов по рискам координировалось положе-
ние всех вращающихся деталей по отношению к валу, положение
наружных колец подшипника — по отношению к его корпусу.
Испытания показали, что за время работы изделий смещение вра-
щающихся деталей не наблюдалось. Наружные кольца по отно-
шению к корпусу подшипников имеют смещение, но, как показы-
вают опыты [10], оно не влияет на величину неуравновешенности
ротора.
У роторов с шарикоподшипниками типа ЗС100Е1 существенных
изменений первоначальных дисбалансов обнаружено не было, что
подтверждает предположение о влиянии качества применяемых
шарикоподшипников на работу агрегатов. При анализе получен-
ных результатов следует учитывать, что эквивалентная нагрузка
Qsm воспринимаемая во время работы шарикоподшипниками типа
СА46202Е1, приблизительно в пять раз больше, чем эквивалент-
ная нагрузка, воспринимаемая шарикоподшипниками типа
ЗС100Е1.
Результаты исследований дают основание утверждать, что при
уравновешивании роторов высокоскоростных турбомашин на
подшипниках качения основное внимание необходимо уделять
качеству применяемых опор, их контролю.
Наиболее эффективное измерение абсолютных отклонений
формы поверхности деталей шарикоподшипников от окружности
дает прибор «Talyrond» английской фирмы «Taylor Hobson», при-
меняемый также для измерения класса шероховатости поверх-
ностей, гранности и волнистости со степенью увеличения в
10 000 раз (рис. 11.18).
Результаты исследования геометрии дорожек качения подшип-
ников одного и того же типа, класса и точности при помощи при-
бора «Talyrond» показывают, что подшипники значительно отли-
чаются как по геометрии, так и по волнистости дорожек.
Наблюдаемую разбалансировку, а затем самобалансировку
ротора (см. рис. 11.17) можно объяснить взаимной приработкой
деталей подшипников под нагрузкой, в результате чего образуется
42
весьма тонкий слой пластически деформированного упрочнен-
ного металла на дорожках качения [78]. Это и является причиной
уменьшения уровня вибрации подшипников.
Для высокоскоростных роторов следует применять шарико-
подшипники отличного качества, с чистотой поверхности доро-
жек качения не ниже 11-го класса, с волнистостью и граиностью,
не выходящими за пределы соответственно 0,5 и 1,0 мк [89].
Рис. 11.18. Круговая диаграмма геометрической формы
и волнистости дорожек качения подшипника типа
СА46202Е1: а—наружное кольцо; б—внутреннее кольцо
Не исключено, что для изделий такого типа необходимо уве-
личить период обкатки (возможно, даже на более жестком режиме
работы) с соответствующей добалансировкой ротора. Кроме того,
может оказаться целесообразной и предварительная приработка
устанавливаемых в изделии Подшипников в условиях, близких
к их работе в подшипниковом узле.
Для исследования влияния температуры на дисбалансы ротора
были проведены соответствующие испытания. Результаты этих
испытаний позволили сделать вывод, что характерного изменения
начальных дисбалансов роторов от разности температур (я=60° С)
при балансировке и в рабочем состоянии не наблюдается. Важной
особенностью уравновешивания высокоскоростных роторов яв-
ляется определение оптимальной технологии балансировки для
данного класса машин.
Наивысшая точность балансировки ротора в корпусе, которая
возможна при динамическом уравновешивании на существующих
балансировочных машинах, не превышает 0,05 Г-см. Для повыше-
ния точности балансировки до 0,02 Г -см ротор уравновешивали
вне корпуса. Сборка ротора после балансировки в корпусе выпол-
нялась в этом случае по рискам на деталях ротора. Такой метод,
позволивший проводить с высокой точностью динамическую балан-
сировку на станках ДБ-4 и ДБ-10, применяющихся при уравнове-
шивании указанных роторов, приемлем, очевидно, лишь для рото-
ров с минимальным количеством демонтируемых деталей.
43
T a 6ji и ц a II.2
Сравнительные результаты уравновешивания роторов турбовентиляторов
Номер эксперимента Плоскость коррекции Ротор 1 Ротор 2
Неуравновешенность до разборки ротора, Г-см Неуравновешенность после разборки ротора и сборки по рискам, Г-см Кратность изменения дисбаланса Неуравновешенность до разборки ротора, Г-см Неуравновешенность после разборки ротора и сборки по рискам, Г-см Кратность изменения дисбаланса
Сторона турбины 0,006 0,071 11,8 0,016 0,078 4,9
1 Сторона вентиля- тора 0,006 0,051 8,5 0,006 0,071 11,8
Сторона турбины 0,005 0,06 12 0,007 0,042 6
2 Сторона вентиля- лятора 0,01 0,053 5,3 0,011 0,09 8,3
Сторона турбины 0,012 0,084 7 0,005 0,034 6,8
3 Сторона вентиля- тора 0,007 0,065 9,3 0,008 0,08 10
Как показывают результаты сравнительных испытаний роторов,
уравновешенных различными методами, точность балансировки
ротора в корпусе в 5—12 раз выше, чем при балансировке его вне
корпуса (табл. П.2) с последующей сборкой по рискам.
Это обусловило переход к динамической балансировке таких
роторов в корпусе, что оказалось возможным благодаря приме-
нению модернизированных балансировочных станков, которые
позволили при расширении весового и габаритного диапазона
балансируемых изделий значительно увеличить точность балан-
сировки. Так, модернизированный балансировочный станок ДБ-4
обеспечивает точность балансировки до 0,005 Г'см (для малога-
баритных роторов данного типа).
5. ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ОПОР
И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
В зависимости от вида трения опоры валов и осей можно раз-
делить на две основные группы: опоры трения скольжения и опоры
трения качения. В промышленности используются подшипники
скольжения, базирующиеся на жидкостном и полужидкостном
трении, а также шариковые и роликовые подшипники, в кото-
рых имеет место в основном трение качения.
44
Следует отметить, что строго научной классификации опор
валов и осей машин и приборов пока еще нет. Тем не менее каждая
из групп может быть представлена в общей классификации опор
согласно схеме (рис. П.19). В свою очередь каждая группа опор
Рис. 11.19. Общая классификация опор
в зависимости от услоЬий взаимодействия поверхностей трения
подразделяется на отдельные виды опор.
Разделение трущихся элементов осуществляется, например,
телами качения, благодаря чему большая величина трения сколь-
жения замещается малым значением трения качения. Однако
обычным пределом скорости при использовании нормальных
подшипников качения являются 10—12 тысяч оборотов в минуту.
45
Прецизионные подшипники для более высоких скоростей яв-
ляются сложными и дорогими в изготовлении, а срок их службы
невелик — нередко лишь 200—300 ч.
Известно, что поверхности трущихся элементов разделяются
слоем жидкости, благодаря чему большое трение твердых тел
замещается малым жидкостным трением. Применение газа для
разделения поверхностей трущихся элементов дает возможность
еще больше уменьшить сопротивление трению скольжения.
В настоящее время в технике известны подшипники скольже-
ния, отличающиеся способом получения давления в несущем слое
жидкости или газа. Это гидро- и аэродинамические подшипники,
у которых подъемная сила в несущем слое жидкости или газа,
разделяющем поверхности трения, создается благодаря вращению
шейки вала, захватывающей жидкость или газ и нагнетающей их
подобно насосу в зазор. В результате давление в жидкостном или
газовом слое повышается до величины, уравновешивающей внеш-
нюю нагрузку. Необходимая грузоподъемность таких подшип-
ников достигается при строго определенной скорости вращения
вала. Для гидродинамических подшипников важное значение
имеет вязкость смазывающей жидкости при определенном зазоре.
Менее известны и недостаточно изучены так называемые гидро-
и аэростатические подшипники. В этих подшипниках внешняя
нагрузка при любом числе оборотов уравновешивается, в основ-
ном гидро- или аэростатическим давлением, которое обеспечи-
вается внешним источником давления, например компрессором.
Для смазки таких подшипников могут применяться любые
жидкости, даже не обладающие смазывающими свойствами, в том
числе и такие маловязкие, как вода, ацетон, бензин, спирт, газы,
различные кислоты и т. п.
Эти подшипники могут быть изготовлены из материалов, не-
пригодных для изготовления обыкновенных подшипников, но
устойчивых по своим свойствам при контакте с рабочей жидкостью
или газом, и допускающих на короткие промежутки времени сухое
трение. Указанные подшипники не требуют специальной смазки,
работают на прокачиваемой среде, в которой допускается содер-
жание твердых частиц размером до 60—100 мк, недопустимых при
работе на подшипниках скольжения гидродинамического трения.
В технике нашли также применение магнитные и некоторые
другие виды опор.
Если подшипники качения достигли высокого уровня техни-
ческого совершенства, то этого нельзя сказать в отношении под-
шипников скольжения. Однако было бы неправильно думать, что
они повсеместно подлежат замене подшипниками качения. Следует
отметить, что подшипники скольжения, особенно гидро- и аэроста-
тические обладают большими потенциальными возможностями
практического применения как при высокой, так и при очень малой
скорости вращения вала (даже равной нулю). Их способность
46
воспринимать нагрузки в широком диапазоне скоростей весьма
благоприятно сочетается с чрезвычайно низким коэффициентом
трения (при правильно подобранном гидродинамическом режиме).
Применение thkhxJ подшипников особенно перспективно в хи-
мико-технологическом оборудовании и аппаратах, где в качестве
опор валов и осей не представляется возможным применять под-
шипники качения или скольжения обычного типа, требующие
введения специальных смазок, могущих загрязнить обрабатывае-
мые материалы. Так, для химических и цементных вращающихся
печей, вакуумфильтров, каландров, центрифуг, компрессоров,
барабанных корообдирочных машин и многих других машин при-
менение гидростатических опор обеспечивает существенное сни-
жение расхода мощности не только при разбеге машин, но и в пе-
риод установившегося движения.
Рассмотрим особенности видов опор, выражающиеся определен-
ными эксплуатационными характеристиками.
Приведенный коэффициент трения. Если условно рассматри-
вать приведенную к шейке вала силу трения Qfnpu<>, где Q — экви-
валентная нагрузка, складывающаяся из радиальной (R) и осе-
вой (Л), то по величине приведенного коэффициента трения fnput
можно сравнить подшипники скольжения и качения.
Коэффициент трения подшипников скольжения изменяется
в зависимости от конструкции в очень широких пределах — от
f = 0,1 до f = 0,005. Так, для шарикоподшипников fnput =
= 0,0010 -5- 0,0025; для роликоподшипников fnput = 0,0020 ч-
-5-0,0050. Эти значения не учитывают потерь трения в уплотне-
ниях, барботажных потерь в узле, трения о воздух или иную
окружающую подшипник среду.
По сравнению с подшипниками скольжения, работающими в
режиме недостаточной смазки, для которых f = 0,01 ч- 0,06,
потери на трение в подшипниках качения примерно в 4—10 раз
меньше. Только для подшипников скольжения, работающих со
смазкой под давлением в гидродинамическом режиме, f = 0,005 ч-
ч- 0,001, что соизмеримо с коэффициентом для подшипников
качения.
Статический момент трения («момент трогания»). У под-
шипников скольжения коэффициент трения в момент начала вра-
щения резко повышается за счет возникновения режима полусу-
хого или граничного трения, возрастая до fmp = 0,1 и даже более.
В подшипниках качения подобный рост также имеет место, но
в значительно меньшей степени.
Для приборных шарикоподшипников карданных подвесов
гироскопов fmp. при» = 0,05 4-0,015.
Надежность и пожарная безопасность. Противопожарная на-
дежность у подшипников качения выше. В качестве примера можно
•указать на устранение горения букс подвижного железнодорож-
ного состава после перевода их на роликоподшипники.
47
Возможность эксплуатации без подвода смазки. Существуют
шарикоподшипники с встроенными уплотнениями, снабженные
постоянным запасом смазки на расчетный ресурс. Для более ко-
ротких сроков службы пригодны шарикоподшипники со самосма-
зывающими сепараторами из пластмасс (АМАН-24, ФН-202, мас-
лянита), могущие также работать при среднем вакууме. Подшип-
ники скольжения можно применять в аналогичных условиях, но
с невысокими удельными нагрузками и скоростями.
Подшипники обоих видов' имеют основные недостатки — огра-
ниченные сроки службы для подшипников качения, особенно при
больших нагрузках и высоких скоростях. Эти недостатки обусло-
влены высокими контактными напряжениями на рабочих поверх-
ностях колец и тел качения, а также повышенным тепловыделе-
нием (при не всегда осуществимом теплоотводе). Кроме того, при
высоких скоростях возможны случаи аварийного разрушения и
ускоренного износа деталей под воздействием центробежных сил
и гироскопических эффектов. При хорошем охлаждении подшип-
ники скольжения на гидродинамическом режиме надежнее; по-
вреждения и износ они могут получить лишь при разгоне и оста-
нове.
Большое рассеивание сроков службы в каждой партии подшип-
ников качения наблюдается даже при одинаковых нагрузках и
скоростях. В настоящее время оно находится в основном в преде-
лах 10—20-кратного рессеивания, тогда как на ранних стадиях
освоения подшипникового производства рассеивание достигало
400-кратного. Этим весьма затрудняется 100-процентная гарантия
рабочего ресурса подшипников. Разброс рабочих ресурсов под-
шипников скольжения меньше.
Основными причинами рассеивания сроков службы подшип-
ников всех видов являются факторы, связанные с неоднородностью
качества металла, дефектами его термической и механической
обработки, а также доводочных операций. Существенно влияют и
наличие отклонений геометрической формы деталей, перекосы и
монтажные погрешности, нарушение подачи смазки, загрязнение
опор и нестабильность эксплуатационных режимов.
Расход смазочных материалов. Минимальный расход смазоч-
ного масла имеет место у легконагруженных подшипников каче-
ния при использовании консистентной смазки и особенно при
смазке масляным туманом (около 1 г за восьмичасовую работу
на мелкий подшипник d 5 мм и 1 г/ч на подшипник средних
габаритов при d як 50 мм).
Естественно, в тех узлах с подшипниками скольжения или
качения, где смазка используется для обеспечения интенсивного
теплоотвода, например в узлах газотурбинных двигателей и
компрессоров, количество прокачиваемого масла может быть
весьма значительным (3—8 л!мин при d = 80 н- 200 мм и на-
грузках Q = З-ьЮ Т, если п — 20 000 об!мин и более). В под-
48
Сравнительная оценка некоторых свойств и особенностей опор валов и осей
Аэростатически й подшипник Слой газа под аэро- статическим давле- нием, обеспечивает внешний источник, например компрес- сор Равно нулю при внутреннем трении газа в состоянии покоя Весьма малое (га- зовое трение в тон- ких слоях) и мало зависит от скорости вращения. Обеспе- чивается внешним источником, напри- мер компрессором с высоким к. п. д.
Аэродинамический подшипник Слой газа под да- влением, возникает автоматически при вращении вала Большое: происхо- дит касание твердых тел Малое, незначи- тельно возрастаю- щее с увеличением скорости вращения. Аэродинамическое давление обеспечи- вается вращением вала
Г идростатический подшипник Слой жидкости под гидростатиче- ским давлением, обе- спечивает внешний источник, например насос Равно нулю при внутреннем трении жидкости и состоя- нии покоя о X ч М к ЕГ S Q. PQ я ° я Si с я схя н £ S s я о 8с ж — s <L> я « о £ 5 Я 5 я О • о о 2 £ я 2 2 м S 3 2 Ч & “ & ? S 2 оД S р « о я я S cxR я Р S о
Гидродинамический подшипник Гидродинами- ческий клин под давлением, воз- никает автомати- чески при враще- нии вала Большое: про- исходит касание твердых тел Умеренное, но возрастающее с увеличением ско- рости вращения. Давление обеспе- чивается враще- нием вала
Подшипник качения Тела и до- рожки качения Малое Сильно воз- растает при уве- личении скоро- сти вращения
Рассматривае- мый фактор Тело, вос- принимающее нагрузку Трение при пуске в ход Трение в процессе рабо- ты
4 н. А. Спицын и др. 49
Продолжение табл. П.З
Аэростатический подшипник Как угодно велик (не ограничен), так как касание поверх- ностей трения ис- ключено. Оно неиз- бежно лишь при пре- кращении подачи га- за внешним источни- ком Большой. Усовер- шенствованные кон- струкции дают воз- можность снизить расход газа
Аэродинамический подшипник Ограничен изно- сом поверхностей трения в момент пуска в ход и при остановках. В пе- риод установившего- ся движения износа нет Умеренный
Г идростатический подшипник Как угодно велик (не ограничен), так как касание поверх- ностей трения ис- ключено и возмож- но лишь при пре- кращении подачи жидкости внешним источником Большой. Новые конструкции позво- ляют снизить рас- ход смазки вдвое
Гидродинамический подшипник Ограничен из- носом поверхно- стей трения в мо- мент пуска в ход и при остановках, Во время рабо- ты износа нет Умеренный
Подшипник качения я &• « х Я к н о к; к У 5 § >» С g схи б сх о ф S сх с с; xCQ о* м со Малый
Рассматривае- мый фактор Срок служ- бы Расход смазки или газа
50
шинниках скольжения с кольцевой смазкой при небольших ско-
ростях расход масла незначителен.
В табл. II.3 приведены сопоставительные данные некоторых
свойств подшипников различных видов.
Сравнительная стоимость подшипников массовых стандарт-
ных типов, степень сложности их монтажа ухода и обслуживания.
Ввиду отсутствия централизованного производства большинства
типов подшипников скольжения, стоимость их относительно высока.
Подшипники качения нормального класса точности, выпускае-
мые в сотнях тысяч и миллионах штук в год, дешевы (иногда их
стоимость исчисляется в копейках).
Стоимость монтажа подшипников обоих типов зависит от осна-
щенности производства необходимыми приспособлениями (прессы,
стаканы, съемники, ванны для подогрева). Для массовых типов
подшипников качения монтаж проще и дешевле. Отпадает процесс
приработки, характерный для большинства подшипников сколь-
жения. При консистентной смазке не требуется какого-либо спе-
циального обслуживания.
Нерентабельность мелкосерийного и штучного производства
характерна для любых типов подшипников, особенно для таких,
как подшипники качения, обладающих высокой технологической
сложностью. Удорожание, даже при одинаковом классе точ-
ности изготовления, возрастает в десятки раз, особенно при не-
возможности использования существующей технологической осна-
стки и приспособлений.
В отношении пределов допускаемых нагрузок и скоростей под-
шипники качения и скольжения во многих случаях вполне конку-
рентноспособны. Однако для наиболее миниатюрных опор (часы,
мелкие приборы) и для крупных энергетических объектов (турбины
водяные и паровые, турбогенераторы) подшипники скольжения
удобнее, компактнее и надежнее.
Из этого анализа следует, что как опоры качения, так и опоры
скольжения применяются в самом широком диапазоне скоростей,
нагрузок, температур и т. п., а также в различных средах и спе-
циальных условиях. Так, скорости вращения могут достигать де-
сятков и сотен тысяч оборотов в минуту, причем, в каждом кон-
кретном случае предпочтительными могут оказаться как опоры
качения, так и опоры скольжения.
Однако роль опор может состоять не только в обеспечении
быстроходности того или иного изделия, но они могут быть при
практически отсутствующем вращении предельно маломомент-
ными (например подвесы гироскопических устройств). В ряде
случаев и те, и другие виды опор могут конкурировать между со-
бой. Однако следует отметить, что в этом случае опоры скольже-
ния требуют все же несколько более высокой культуры эксплуа-
тации (подготовка, очистка, термостабилизация) несущего тела,
роль которого выполняет жидкость или газ.
4*
51
Относительно сравнительной грузоподъемности опор качения
и скольжения также невозможно высказать определенного сужде-
ния без сравнительного анализа и учета всех факторов (как, на-
пример, скорость вращения, сравнительные размеры подшипни-
ковых узлов ит. п.). Однако можно отдать все же некоторое пред-
почтение сверхкрупным и, наоборот, сверхминиатюрным под-
шипникам скольжения как менее трудоемким в изготовлении по
сравнению с подшипниками качения.
Таким образом можно заключить, что общая тенденция в раз-
витии машино- и приборостроения такова, что везде, где это воз-
можно, подшипники скольжения уступают подшипникам ка-
чения.
Тем не менее, в ряде случаев не исключается и обратный про-
цесс, особенно там, где требуются сверхвысокие скорости враще-
ния (например газовые подшипники).
Раздел второй
ОПОРЫ ТРЕНИЯ
СКОЛЬЖЕНИЯ
Г л а в*а lit
КОНСТРУКЦИИ И МАТЕРИАЛ ОПОР СКОЛЬЖЕНИЯ
Совершенствование конструкций опор скольжения находится
в тесной связи с научными открытиями в области трения сколь-
жения.
Основателем гидродинамической теории смазки справедливо
считается Н. П. Петров, впервые высказавший мысль о том, что
трение в подшипнике скольжения подчиняется закону внутрен-
него трения в смазывающей жидкости. Эту точку зрения Н. П. Пет-
ров не только обосновал теоретически, но и подкрепил опытом.
Первая работа Н. П. Петрова (1883) базировалась на анализе
работы соосных поверхностей цапфы и вкладыша. Между такими
поверхностями, даже при отсутствии эксцентриситета цапфы,
возможно гидродинамическое давление, что было доказано позд-
нее экспериментально. Теория гидродинамического давления
принципиально была. .обоснована явлением «температурного
клина», возникающего при возрастании температуры слоя масла
в направлении его скольжения, что вызывает изменение вязкости,
а следовательно, и объема протекающей жидкости, в результате
чего возникает повышение давления в несущей нагрузку зоне.
Новым направлением следует признать контактногидродина-
мическую или эластогидродинамическую теорию смазки, создан-
ную работами советских ученых А. М. Эртеля, П. Л. Капицы,
А. И. Петрусевича, А. Н. Трубина и Д. С. Коднира. Контактно-
гидродинамическая проблема охватывает круг явлений, проис-
ходящих при взаимном перемещении (с трением) двух упругих
поверхностей, разделенных сплошным слоем смазочного веще-
ства и прижатых одна к другой (через смазку) значительными
усилиями. Взаимозависимость гидродинамических и контактных
явлений вызывает необходимость сочетания контактной задачи
теории упругости с гидродинамической теорией смазки. Исполь-
зование этих теорий возможно для зубчатых, червячных и других
зацеплений, для фрикционных приводов, работающих в масле,
а также для тяжелонагруженных металлических подшипников
скольжения, подшипников качения и неметаллических полимер-
ных подшипников.
Другое направление заключается в создании новых материалов
и конструкций подшипников скольжения, работающих в режиме
сухого трения и «схватывания», с использованием покрытий
и твердых смазок, при наличии вакуума и без него. Оно находит
свое отражение в работах И. В. Крагельского, А. П. Семенова,
Р. М. Матвеевского.
Над созданием подшипников с газовой смазкой в СССР рабо-
тает С. А. Шейнберг (ЭНИМС) с группой учеников (М. И. Шишеев
и др.), которым удалось создать работоспособные электро-
54
шпиндели на подшипниках с такой смазкой для скоростей до
150 000 об/мин. Подшипники с газовой смазкой находят приме-
нение в станкостроении, пищевой и текстильной промышленности,
вытесняя там, где это экономически целесообразно, подшипники
качения и подшипники скольжения с масляной смазкой.
Таким образом, в настоящее время наиболее важными яв-
ляются работы по использованию контактно-гидродинамической
теории для высоконагруженных подшипников скольжения и
подшипников из пластмасс, а также создание подшипников для
работы в вакууме без подвода смазки и разработка особобыстро-
ходных опор с газовой смазкой.
1. КОНСТРУКЦИИ И КЛАССИФИКАЦИЯ подшипников
и подпятников скольжения
Подшипниками и подпятниками называются опорные устрой-
ства валов и осей, предназначенные для направления их относи-
тельного движения, а также для передачи нагрузок валов и осей
на корпус машины (раму, плиту, фундамент и т. п.). Подшипники,
Рис. II 1.1. Конструкции неразъемных подшипников:
а — фланцевый; б — неразъемный
/ — корпус; 2 — втулка; 3 — рама; 4 — канал смазки
будучи опорами шипов и шеек валов и осей, воспринимают пре-
имущественно радиальную нагрузку; подпятники же нагружаются
осевыми силами.
Существует большое разнообразие подшипников скольжения.
В основном они состоят из корпуса и вкладыша, на который не-
посредственно опирается цапфа вала или оси. В табл. III. 1 при-
ведены основные типы подшипников скольжения в зависимости
от особенностей конструкции их частей.
Неразъемный подшипник (рис. HI.1) состоит из корпуса
и втулки (вкладыша), изготовляемой из антифрикционного
55
Таблица III.l
Основные типы подшипников и подпятников скольжения
Тип подшипника Схемы
подшипника вкладыша
Неразъемный Шаровой Цилиндр^&Зп' ческий ЧЕ2 Цили Шаровой
Фланцевый -
Разъемный нор- мального исполнения
Наклонный Цилине ческий fyu- Конический
Сегментный
Шаровой в
Упорный ч= =r ^Стакан
56
Продолжение табл. Ш.1
материала. Крепление втулки в корпусе осуществляется посадкой
с натягом или с помощью стопорных винтов. Неразъемные под-
шипники бывают различных конструкций. Корпус может быть
изготовлен заодно с рамой машины или в виде втулки с фланцем
(рис. III.1, а).
Неразъемные подшипники затрудняют монтаж и демонтаж
их в узлах машин (так как вал может быть вставлен только с торца)
и не позволяют регулировать зазор между цапфой вала и втулкой.
Поэтому неразъемные подшипники применяются для тихоходных
малонагруженных валов.
Разъемный подшипник нормального исполнения (рис. III.2, а)
состоит из корпуса, составной втулки (вкладышей), крышки и
крепежных болтов. Благодаря применению разъемных втулки
и корпуса, такой подшипник удобен при сборке с валом и позво-
ляет регулировать зазор между цапфой вала и вкладышем, воз-
растающий вследствие их износа. Для этого между верхним и
нижним вкладышами (по стыку их) при сборке размещают про-
кладки из тонких пластинок, после удаления которых (при ре-
монте или осмотре) можно с помощью болтов подтянуть вкладыши
и уменьшить зазор.
При более значительных нагрузках на подшипник применя-
ются вкладыши со смазочным карманом, циркуляционной смазкой
и антифрикционной заливкой вкладышей. В таких вкладышах на
рабочей поверхности делается канавка — карман для смазки,
выполняемый с учетом заданного направления вращения вала.
На рис. III.2, б показан подшипник с разъемным корпусом,
с циркуляционной смазкой под давлением и разъемным вклады-
шем по нормам УЗТМ.
Наклонный подшипник имеет разъем корпуса по плоскости,
расположенной под углом к опорной поверхности. Такие под-
шипники применяются в том случае, если опорная реакция на-
правлена наклонно и перпендикулярна плоскости разъема.
Нормальная работа подшипника скольжения возможна при
условии равномерного распределения нагрузки по длине
57
вкладыша. Однако при значительном расстоянии между двумя под-
шипниками вследствие деформации вала или из-за монтажных
погрешностей возможен перекос цапф в подшипниках. В этом
случае на кромках вкладыша возникнут повышенные удельные
давления, которые могут стать причиной так называемого заеда-
ния вкладыша и цапфы и их разрушения. Влияние перекоса вала
I
Рис. II 1.2. Конструкции разъемных подшипников
на распределение нагрузки можно снизить уменьшением- длины
вкладыша I по отношению к его диаметру d. Учитывая это, при
проектировании подшипников скольжения обычно назначают
I : d = 0,7-*-1,2. Для устранения вредного влияния перекоса
валов часто применяются самоустанаВливающиеся разъемные или
неразъемные подшипники — радиальные подшипники с наружным
кольцом, у которого имеется сферический желоб, и с внутренним
сферическим кольцом (ГОСТ 3635—54).
К этой же группе относятся и шаровые вкладыши для шаровых
цапф. При перекосе вала шаровой вкладыш может поворачи-
58
ваться относительно корпуса, устанавливаясь параллельно оси
цапфы вала.
На рис. II 1.3 изображен радиально-упорный самоустанавли-
ваклцийся подшипник турбины. В случае незначительного про.
гиба вала вкладыш соответ-
ственно повернется относи-
тельно корпуса по сфериче-
ской опорной поверхности.
Сегментные радиальные и
упорные подшипники с ка-
чающимися вкладышами (по-
душками) позволяют полу-
чить на каждой подушке свой
масляный клин, обеспечиваю-
щий лучшие условия смазки,
что особенно важно в круп-
ногабаритных и ответствен-
ных опорах.
Значительный интерес
представляют подшипники
скольжения японской фирмы
«Окума» (рис. III.4). Для
Рис. II 1.3. Конструкция радиально-упор-
ного самоустанавливающегося подшип
ника турбины:
/ — вал; 2 — вкладыш; 3 — корпус
схемы сегментного подшип-
ника этой фирмы (рис. II 1.4,6)
особенно существенна прямо-
линейность контакта по длине
подшипника (соосность вала
и опор). Сегментные подшипники
позволяют обеспечить очень
высокую жесткость. Так, для круглошлифовального станка
ГПБ 150 X 750 жесткость шпинделя на подшипниках фирмы «Тойда»
составляет до 1000 к/70,1 мк. На этом станке можно получить
Рис. III.4. Схема подшипника шпинделя шлифовального круга: а — попереч-
ное сечение; б — сегментный подшипник; в — гидростатический сегментный под-
шипник
/ — баббит с зонами образования масляных клиньев; 2 — масляный слЬй; 3 — кор-
пус; Р — направление подачи, масла под давлением
5ft
шлифуемую поверхность с шероховатостью до 0,2—0,4ж«. На этих
станках можно шлифовать детали диаметром до 500 мм.
Опоры скольжения вертикальных валов предназначаются
только для восприятия осевых усилий, поэтому их называют упор-
ными подшипниками, или подпятниками.
Рис. Ш.5. Схемы и конструкция цилиндрических пят
Основными формами конструкций пят являются:
1. Сплошная с рабочей поверхностью в виде круга (рис.
III.5, а).
2. Кольцевая пята (рис. III.5, б).
3. Гребенчатая пята, воспринимающая нагрузку на несколько
колец-гребней (рис. III.5, в).
Рис. III.6. Схема сег-
ментного подпятника
Подпятники, как правило, выполняются
со стаканом (втулкой) и подкладной плиткой
для кольцевой пяты и с вкладышами на
упругой прокладке (рис. III.5, г). Существуют
подпятники, воспринимающие наряду с осе-
выми также и радиальные нагрузки. К ним
относятся опоры с коническим вкладышем.
4. Сегментная пята; рабочую поверхность
этой пяты делят радиальными канавками для
циркуляции смазки на 4—12 сегментов.
К группе крупногабаритных подшипни-
ков относятся сегментные (гребенчатые) не-
самоустанавливающиеся подшипники с анти-
фрикционной заливкой. Они применяются
в машиностроении при значительных осевых
усилиях, если цапфа вала имеет несколько
гребней. Надежность смазки таких подшип-
ников обеспечивается антифрикционной за-
ливкой (рис. Ш.6).
60
В процессе монтажа и эксплуатации возможен перекос пяты
относительно подпятника, что повлечет за собой местную пере-
грузку опорного вкладыша подпятника. Устранение этого вред-
ного явления может быть достигнуто самоустановкой опорных
Рис. III.7. Конструкции самоустанавливающихся сегментных подпятников
гидрогенераторов: а—однорядный подпятник; б — двухрядный подпятник
сегментов. На рис. III.7 показаны формы конструкции сегментных
самоустанавливающихся подпятников гидрогенераторов мощно-
стью 264 700 ква с числом оборотов вала п = 125 об/мин.
61
2. МАТЕРИАЛЫ ПОДШИПНИКОВ
Корпус и крышки подшипников изготовляют литыми из
серого чугуна или стали. Иногда применяются сварные и лито-
сварные конструкции. Для вкладышей применяют материал,
обладающий достаточной прочностью, антифрикционными свой-
ствами, высокой износостойкостью и хорошей прирабатывае-
мостью к цапфе вала. К числу материалов, широко применяемых
для вкладышей, относятся- сплавы цветных металлов — бронза,
баббит, латунь, сплавы ее на алюминиевой основе. Для изготовле-
ния вкладышей применяются также антифрикционный чугун
и неметаллические материалы. Медь и олово являются дорого-
стоящими материалами, поэтому использование, например оло-
вянистых бронз, может быть оправдано только при изготовлении
ответственных подшипников, подверженных действию ударных
и переменных нагрузок. Менее дефицитными являются свинцо-
вистые и алюминиевые бронзы.
Наиболее дешевым металлом, применяемым для вкладышей
подшипников и подпятников, является антифрикционный чугун
по ГОСТу 1585—57. В узлах трения машин и механизмов для
замены бронзы находят применение антифрикционные чугуны
различных марок (табл. Ш.2). Для этой же цели используют
высококачественные серые чугуны с перлитной основой и повы-
шенным содержанием свободного графита. Как известно, графит
служит смазкой и одновременно сам впитывает смазку, понижая
тем самым коэффициент трения между цапфой вала или оси и под-
шипником. Кроме серого чугуна, для подшипников применяются
ковкий и высокопрочный чугуны.
Антифрикционные свойства чугуна в значительной мере обус-
ловливаются наличием в металле свободного углерода (графита),
поэтому металл по отношению к смазке становится до некоторой
степени пористым. Из всех антифрикционных чугунов ферритный
серый чугун является наиболее мягким и поэтому легче прираба-
тывается к цапфе вала или вращающейся оси. Он менее износо-
стойкий и поэтому применяется в тех случаях, когда шейка вала
имеет невысокую твердость.
Кроме того, для изготовления вкладышей применяются чугуны
различных классов: перлитный серый чугун; ферритный ковкий
чугун и др. Эти чугуны обладают хорошей прирабатываемостью,
высокой прочностью и вязкостью. Однако антифрикционные
чугуны не могут полностью заменить оловянистые бронзы, так
как они'работают при спокойной нагрузке и окружной скорости,
не превышающей 3—4 м/сек, при предельных удельных давле-
ниях 400—480 кГ/см2.
Допустимые удельные давления, скорости для различных ма-
рок антифрикционного чугуна можно выбирать согласно кривым
на рис. III.8.
62
Таблица 111.2
Антифрикционный чугун для подшипников скольжения
по ГОСТу 1585—57 [105]
Наименование материала Марка Т вердость по Бринелю Допускаемый режим работы
[р], кг/см* w/w ‘[д] [pV], кГ-ч/см-сек
Серый чугун, легиро- ванный хромом и нике- лем; для работы с зака- ленным или нормализо- ванным валом АСЧ-1 180—229 0,5 90 2,0. 0,2 1,0 18
Серый чугун, легиро- ванный хромом, нике- лем, титаном и медью; для работы с закаленным или нормализованным ва- лом АСЧ-2 190—229 1,0 60 3,0 0,75 3 45
Серый чугун, легиро- ванный титаном и медью; для работы с не- закаленным валом АСЧ-3 160—190 1,0 60 3,0 0,75 3 45
Высокопрочный чугун, обработанный магнием (форма графита — шаро- видная); для работы с за- каленным или нормали- зованным валом АВЧ-1 210—260 5 120 5,0 1,0 25 120
То же, но для рабо- ты с незакаленным ва- лом АВЧ-2 167—197 5 120 5.0 1,0 25 120
Ковкий чугун; для работы с закаленным или нормализованным ва- лом АКЧ-1 197—217 5 120 5,0 1,0 25 120
То же, но для рабо- ты с незакаленным ва- лом АКЧ-2 167—197 5 120 5,0 1,0 25 120
Примечание. Здесь и в дальнейшем допускаемые значения [ V ] и [р V ]
относятся к режиму полужидкостного и жидкостного трения • j
63
Рис. II 1.8. Кривые зависимости
допускаемых удельных давле-
ний от скорости цапфы для
антифрикционного чугуна:
/ - СЧЦ-1. СЧЦ-2; 2 - с титано-
медистыми присадками; 5—с шаро-
видным графитом; 4 — пористый
чугун
Бронза обладает наилучшими антифрикционными свойствами
и до. последнего времени являлась одним из основных материалов
для изготовления вкладышей. В настоящее время для изготовле-
ния подшипников скольжения получила применение бронза ряда
марок (табл. III.3).
Латунь по антифрикционным качествам и прочности значи-
тельно уступает бронзе, поэтому ее применяют для подшипников
при малой скорости скольжения. В ряде случаев ею заменяют
оловянистую бронзу (особенно в при-
боростроении). Марки латуней, при-
меняемых для изготовления вклады-
шей и втулок подшипников сколь-
жения, приведены в табл. III.4.
Чтобы обеспечить достаточную
прочность подшипников и экономию
цветных металлов, вкладыши обычно
изготовляют из чугуна или стали,
а внутреннюю поверхность их зали-
вают тонким слоем баббита. Баббит
обладает высокой пластичностью,
поэтому хорошо прирабатывается
к цапфе вала. Лучшим антифрикци-
онным сплавом являются высокооло-
вянистые баббиты марок Б83, Б89,
Б16 (ГОСТ 1320—55). Однако в связи
с дефицитностью и высокой стоимо-
стью эти баббиты применяют только
в машинах ответственного назначе-
ния (для заливки подшипников паро-
вых и гидравлических турбин, мощ-
ных компрессоров и др.). В качестве
заменителей оловянистых баббитов
применяют более дешевые сурмянистый (БС) и кальциевый (БК)
баббиты, по ГОСТу 1209—59 (табл. III.5).
В узлах трения машин, работающих с частыми пусками
и остановками или с затрудненными условиями подачи смазки,
применяются вкладыши из металлокерамических материалов,
получаемых на основе различных металлических порошков и
присадок методом спекания под давлением. Особенностью металло-
керамических подшипников является наличие в них пор (до
15—40% общего объема). Пористость используется для запол-
нения (пропитки) подшипников маслом, благодаря чему они
обладают свойством самосмазываемости, столь необходимым при
неустановившихся режимах трения.
Наиболее часто используются вкладыши из железного порошка
с добавками 1—7% графита. При этом насыщение поверхностных
слоев серой (сульфидирование) дает возможность повысить рабо-
64
Таблица 111.3
Бронза для подшипников скольжения [105]
Марка бронзы Область применения Допускаемый режим работы
1—J ...... 1
Бр.Оф 10-1 ли- тейная Бр.Оф 6,5-0,15 (ГОСТ 5017—49) Подшипники турбин, электродвигателей, ге- нераторов, центробеж- ных насосов, компрес- соров и т. п. машин, ра- ботающих с постоянной нагрузкой 150 10 150
Бр.ОЦС 5-5-5 Бр.ОЦС 6-6-3 Бр.ОЦС 4-4-17 литейная (ГОСТ 613—50) 80 50 100 3 3 4 120 100 100
Бр.АЖ 9-4 | прутки Бр.АЖ 9-4Л литейная i Подшипники редукто- ров, металлорежущих станков, транспортеров, центробежных насосов, прокатных станов и пр. 150 4 120
Бр.АЖМц 10-3-1,5 прутки литейные 200 5 150
Бр.АЖС 7-1,5-1,5 литейные (ГОСТ 493—54) 250 8 200
Б р.СЗО-литейная Подшипники двигате- лей внутреннего сгора- ния, поршневых ком- прессоров и насосов и других машин, рабо- тающих с переменной и ударной нагрузками 250 12 300
5 Н. А. Спицын и др.
65
Таблица III.4
Латунь литейная для подшипников [105]
Марка (по ГОСТу 1019-47) Область применения Допускаемый режим работы
[р], кГ/см* [V], м/сек а?
ЛМцОС 58-2-2-2 ЛАЖМц 66-6-3-2 ЛАЖМц 52-5-2-1 Подшипники, несу- щие большую спокой- ную или ударную на- грузку, но при малой скорости скольжения; подшипники рольгангов, кранов, вибрационных машин, конвейеров, экс- каваторов, дробилок и пр. 100 1 100
Л КС 80-3-3 120 2 100 ’
ЛМцЖ 52-4-1 Подшипники транс- портеров, кранов и дру- гих машин, работающих с перерывами при не- большой нагрузке и умеренной скорости скольжения 40 2 60
Таблица III.5
Техническая характеристика и область применения баббитов
Марка и приблизи- тельное содержание основных компонентов, % Область применения Допускаемый режим работы
[р], кГ/см1 [V], м/сек 1 Еруь, , кГ-м/смгсек
Б89 (ГОСТ 1320—55): сурьма 7,25—8,25; медь 2,5—3,5; ос- тальное — олово Б83 (ГОСТ 1320—55): сурьма 10—12; медь 5,5—6,5; ос- тальное — олово Подшипники, несу- щие большую нагрузку и работающие при боль- шой скорости скольже- ния: паровых турбин турбогенераторов, элек- тродвигателей мощно- стью свыше 750 кет, двигателей внутреннего сгорания: при ударной на- грузке при спокойной на- грузке 200 250 60 80 150 200
66
Продолжение табл. II 1.5
Марка и приблизи- тельное содержание основных компонентов, % Область применения Допускаемый режим работы
[V], м/сек [PV], кГ >м/см*-сек
Б16 (ГОСТ 1320—55): сурьма 15—17; медь 1,5—2; олово 15—17; ос- тальное — свинец Подшипники электро- двигателей, тракторов, центробежных насосов и компрессоров, прокат- ных станов и других ма- шин, работающих без резких изменений на- грузки 150 12 100
Б6 (ГОСТ 1320—55): сурьма 14—16; медь 2,5—3; ; кадмий 1,75—2,25; । олово 5—6; осталь- ное — свинец ! Подшипники редук- торов, насосов, венти- ляторов, лебедок, ша- ровых мельниц, неболь- ших прокатных станов и других машин, рабо- тающих с умеренной на- грузкой без резких уда- ров 50 6 50
БН (ГОСТ 1320—55): сурьма 13—15; медь 1,5—2; кадмий 1,25—1,75; никель 0,75—1,25; олово 9—11; осталь- ное — свинец Подшипники паровых турбин и электродвига- телей средней мощности, автотракторных двига- телей, поршневых ком- прессоров и других ма- шин, работающих с пе- ременной и ударной на- грузками 200 15 150
БК (ГОСТ 1209—59): кальций 0,85—1,15; никель 0,6—0,9; остальное — свинец БК2: кальций 0,35—0655; олово 1,5—2,5; на- трий 0,25—0,50; ос- тальное — свинец Подшипники, воспри- нимающие ударные на- грузки: тихоходных дви- гателей внутреннего сгорания, прокатных станов, металлорежу- щих станков, буксы ва- гонов 150 15 60
5*
67
тоспособнссть подшипника в три-четыре раза. Установлено, что
железографитовые пористые подшипники могут надежно рабо-
тать без дополнительной смазки при [pV] — 10-?-15 кГм!см2-сек
в течение длительного времени (табл. III.6 и III.7).
Таблица III.6
Значения [р], кГ!см\ для металлокерамических подшипников,
в зависимости от скорости скольжения
Материал Пористость, % Значения р при скорости скольжения V, м/сек, не выше
0,1 0,5 1 2 3 4
Бронзографит 15—20 180 70 60 50 35 12
(9—10% олова, 1—4% графита, 20—25 150 60 50 40 30 10
остальное — медь) 25-30 120 50 40 30 25 8
Железографит 15—20 250 85 80 65 45 10
(1—3% графита, 20—25 200 70 65 55 35 8
остальное — железо) 25—30 150 55 50 40 25 6
Таблица III.7
Допускаемое удельное давление на графитовые втулки
Материал Марка Значение [р], кГ/см*, при V = 1 м/сек с маслом индустри- альным 45
без смазки с водой
Графит чистый — 15 — —
Графит с пропиткой свинцом СВ 10—15 150 100
Графит с пропиткой баббитом БН 10—15 140 100
В нашей стране используется большое количество цветного
металла, поэтому изыскание новых сплавов, являющихся полно-
ценными заменителями цветных металлов, является важной
экономической задачей.
Практика работы машин, механизмов и оборудования с вкла-
дышами из различных антифрикционных материалов показала,
что решающее значение для их надежной эксплуатации и сроков
службы имеет смазка, которая тесным образом связана с каче-
ством материала подшипников и особенно с его пористостью.
Существуют два способа получения пористых подшипников:
68
металлургический и механический (основанный на механической
обработке подшипников).
К числу антифрикционных сплавов, получаемых металлурги-
ческим способом, относятся: алькусип взамен баббитов (альку-
сип 1) и алькусип взамен бронз (алькусип 2). Эти сплавы в силу
своих высоких физико-технических и антифрикционных свойств
могут быть использованы как заменители высокооловянистых до-
рогостоящих остродефицитных баббитов Б83, Б90 и высокооло-
вянистых бронз Бр. ОФЮ-0,5 (табл. I1I.8 и III.9).
Таблица 111.8
Химический состав алькусипов
Название алькусипа Содержание, % Твердость по Бринелю
Алюминий Медь Свинец Железо Кремний
Алькусип из алюминиево- свинцово-медного баббита 85,5—95,5 5,5—1,5 8,5—2,5 0,4 0,4 28—40
Алькусип вза- мен Б83 91 3 5,5 0,4 0,4 30—35
Алькусип вза- мен безоловяни- стых баббитов 95,2—94,4 2,5—2,6 2,0—2,5 0,1—0,2 0,2—0,3 32—38
Алькусип вза- мен оловянистых бронз 93,4—92,0 5,0—5,5 1,0—1,5 0,2—0,4 0,4—0,6 50—60
Таблица III.9
Физико-механические свойства алькусипа и высокооловянистых баббитов
Характеристики Алькусип взамен баббитов В 90 Б83
Удельный вес Начало затвердевания, °C Конец затвердевания, °C Предел прочности при растяже- нии, кГ/мм2, Относительное удлинение, % Твердость по Бринелю Коэффициент трения со смазкой 2,75—2,80 625—623 600—610 13,0—15,0 12—16 28,0—35,0 0,003 7,30 342 241 9,2 9,0 27 7,38 370 240 9,0 6,0 30 0,005
69
В последнее время широкое применение находят вкладыши
из неметаллических антифрикционных материалов: прессованной
древесины, древесно-слоистых пластиков (ДСП), текстолита, кап-
рона, резины и др. К основным достоинствам подшипников из
неметаллических материалов можно отнести хорошую прираба-
тываемость к сопрягаемой цапфе, высокую износостойкость, спо-
собность воспринимать ударные нагрузки, низкий коэффициент
трения. Так, замена металлических вкладышей подшипников
прокатных станов вкладышами из текстолита позволила удлинить
срок службы опор в 7—10 раз и значительно сократить эксплуа-
тационные расходы.
Наиболее простым и дешевым материалом для изготовления
вкладышей являются древесно-слоистые пластики (ГОСТ8697—58).
Подшипники из ДСП применяются в гидротурбинах, прокатных
станах, насосах, транспортерах и других машинах. При устой-
чивых режимах работы они допускают удельное давление Ртах
3,5 кПмм* и окружную скорость Vmax 8 м!сек. Коэффициент
трения составляет f = 0,002-ь0,015.
В табл. III. 10 и III. 11 приведены физико-механические свой-
ства некоторых пластмасс, получивших применение в машино-
и приборостроении.
К числу новых конструкционных материалов из класса
полимеров относится капролон (табл. III. 11). Капролон
(МРТУ-6-05-988—66) — твердый продукт белого или кремового
цвета. Он устойчив к воздействию масел, бензина, спиртов, эфиров,
слабых кислот, разбавленных и концентрированных щелочей.
В изделия капролон перерабатывается в основном механической
обработкой, резанием заготовок на обычных металлорежущих
станках. Размеры заготовок: плиты — 1300 x 700 x 60; бруски —
100x100x430; цилиндры D = 350; Н = 150; кольца D = 395;
deH — 370; Н = 80 и др. Капролон за последнее время получает
широкое применение для изготовления зубчатых колес, втулок,
подшипников скольжения и других деталей машин и приборов,
работающих на трение.
Существенным недостатком вкладышей из пластиков является
их малая теплопроводность и низкая теплостойкость. Текстолит,
например, теряет свои свойства при температуре более 100°,
а капрон — примерно при 200°. Отвод тепла осуществляют обычно
с помощью воды, которая используется и для смазки поверхностей
трения. Повышение теплопроводности может быть достигнуто
применением металлических вкладышей, облицованных тонким
слоем капрона, нейлона и других синтетических материалов.
Резиновые подшипники свободны от многих из перечисленных
выше недостатков подшипников металлических, деревянных и
пластмассовых. В отличие от металлических, они работают на
водяной смазке, а в отличие от деревянных — стойки против
истирающего воздействия взвешенных в воде твердых частиц.
70
Физико-механические свойства некоторых пластмасс
о
сз
zwwf 'иинэжвювб ис!н HioojXd -иЛ qirXtfow <Л о О О 00 | loo ~ сч оо loo 1 СЧ 1 1 00 1 со 1 ds 0^1 ’О СО счсооосчосч тг— 1 oog J-СЧ^г Г- СО О --1П ^-о^о^о С.О ©о* о о _Г - - о ° ° ° ° с
опгэнибд он qiootfdaai m о m m сч о со тГ СО СО - СО СЧ тр 8 111112^11 « I 1 8 8 S 8 00 <Л2 ”
tWZ/WHJX ‘чхэояевя о о о о о о о m о ю о о то — тг 00 СЧ — г- о о о S 1 1 1 1 1 II 1 § 12 § о о о о о от — сч со т о о т — — — со со т со
% ‘aandeBd ndu эинэншгНд X ^- ° °° X 8 ". „ § _^осчсчх0тсо,Л,Л т d । I 1 § § | | П | 1 тоот^ осо ^ Z. о о — — ф — СЧ X
кГ/мм* при изгибе о 00 О — СЧ СЧ 2 cf со" о 1 о - । । । । । । 7 £ । । °- -- । ттоо’-'^г-^^о^сэ оо — —
прочности, при сжатии со о т о оо °- । — сч сч — — оо оо о 1 1 1 1 1 1 8 2 1 1 1 S сч т — о г- 5- о —со 04 — — СО ~ СЧ
Предел при растяже- нии о т со 2 । °- °- °- । ю- , *7 *7 сч 1 от т ^ т 1 т сч 1 । । । | 7 s^-1 । S । s- । Tf со — 1 -—о о т ь* со со сч — т — - - - — СО — СО —
tWj/j ‘ээя VHHqiratf^ оо_ СО_ ТГ со 1 т — — — — хг т т — ,пт сч 8*-1 1 1 1 “ *- ° 1 * । __7*“'сосососч_ — © — сч — — — —Г — ~ c^f
Al и™ loo I т г- 2 т [7 т £2 т I т 1^ Iй? со т m2 । | Н1? 1 J. 1 Д 1 Н1? I р? Iй? § й | 3 з = 8^ 8,1 1 £ £ * £ * £ ий — J—t “ J—t — 1—
Наименование материалов к Jq § i 6 6 K CQ ’Я т>» CD S Я Я гл со 2 * § § В 5 8- “ §-1^ _ ’ S, S 5с| 1 § s„ ч 5|6 £* f"\ С 3 СХ _ . Д1 о S О Л = ° 2 §Й= £ s аг§ о « £ * § X р ± t 7 <Я Л Н с- Я 5 К s °* л> Е _ О г.* гр с* ® ’S ж X СО ® s5- CQ О ® w 3 ci. и и о» qoS,°x°x'O сз л 5 »х °*»s ° со н о£ §0^2^ §с 5с осп Osi:zrs*s2e §• х £ ё *, § 5 “ §. S S3
71
Таблица III.l 1
Физико-механические свойства капролона
Наименование показателей Единица измерения Величина показателя
Удельный вес Г/см3 1,15—1,16
Теплоемкость по Мартенсу ’ °C 74—76
Коэффициент линейного расшире- ния
от 0° С — +50 — 10-10’6
> 0° С 50 — 66-10"6
Теплопроводность ккал/м • ч • °C 0,23-0,29
Водопоглощение (за 24 ч) % 1,5—2
Водопоглощение максимальное % 6—6,15
Усадка материала при полимериза- ции и кристаллизации в форме % 3-5
Ударная вязкость кГ/мм/см2 100—190
Пределы прочности кГ/см2
при сжатии 900—1250
» статическом изгибе 1000—1500
» растяжении 800—950
» срезе 450—780
Удлинение при разрыве % 6—20
Твердость по Бринелю кГ /мм2 18—26
Модуль упругости при растяжении кГ/см2 20 600—23 100
Удельное объемное сопротивление ом/см 6,7-10"13 4,7-10“
Удельное поверхностное сопротив- ление ом 1.1012—з. 10“
Тангенс угла диэлектрических по- терь — 0,022—0,032
Электрическая прочность кв/мм2 20—21
Горючесть Коэффициент трения по стали: — Горит хорошо
без смазки — 0,1—0,3
со смазкой — 0,03—0,05
72
Если частицы попадают между металлическим валом и резиновым
подшипником, то вал вдавливает их в эластичный материал под-
шипника. Затем частицы перекатываются валом в направлении
вращения в смазочные канавки, из которых вымываются водой.
Резиновые подшипники допускают значительные удельные
давления (45—56 кПсмг) при условии, что вал подвергается
нагрузке при окружной скорости не менее 2,5 м/сек. С повышением
окружной скорости вала коэффициент трения резиновых подшип-
ников уменьшается. Больше того, экспериментально доказано,
что с повышением удельной нагрузки на подшипники коэффициент
трения резины даже уменьшается. Таким образом наблюдается
обратное явление тому, которое имеет место в металлических
подшипниках (табл. III. 12).
Таблица III.12
Коэффициент трения металлических и резиновых подшипников
на водяной смазке в зависимости от удельного давления
Конструкция подшипника Удельное давление, кГ/см* Коэффициент трения
Металлический подшипник, сталь- ной вал 0,14 0,02
То же 2,46 0,25
Резиновый подшипник с продоль- ными канавками, стальной вал 0,14 . 0,05
То же 2,46 0,05
Резиновый подшипник с винтовы- ми канавками, стальной вал 10,55 0,038
То же 59,80 0,012
Резиновый подшипник гладкий (без канавок), стальной вал 3,87 0,058
То же 45,0 0,0148
Резиновый подшипник с 10 про- дольными канавками, стальной вал 2,44 0,0253
То же 4,88 0,0158
Резиновые вкладыши применяют в подшипниках гидротурбин,
насосов, турбобуров и др. На рис. III.9, а и б показана конструк-
ция вкладыша подшипника гидротурбины и турбобура.
Достоинством резиновых вкладышей является высокая аморти-
зирующая способность, что ведет к гашению вредных вибрацион-
ных колебаний, и сравнительно высокая износостойкость при
наличии в смазке различных механических примесей (песка, ме-
таллических частиц и пр.). Однако при температуре выше 65—
70° С резина стареет, теряя свои упругие и антифрикционные
73
корпус; 2 — резиновый вкла-
дыш; 3 — смазочные канавки),
74
качества. Тем'не менее резиновые вкладыши за последнее время
получили широкое распространение в различных опорах валов,
валов гребных винтов, постоянно находящихся в воде. Особо
широкое применение получила резина для изготовления направ-
ляющих вкладышей подшипников гидротурбин, в том числе для
Волжской ГЭС им. В. И. Ленина (рис. III.9, б).
3. ПОРИСТЫЕ ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ СУХОГО ТРЕНИЯ
Одной из актуальных проблем при проектировании опор
скольжения для герметизированных узлов является обеспечение
их работы без подачи смазки извне. В ряде машин химической
и электровакуумной промышленности применяются такие под-
шипники, но ресурс, грузоподъемность и быстроходность их пока
ограничены.
Задача обеспечения работы подшипников скольжения без
подачи смазки решается различными путями: созданием опор
с жидкой. смазкой, заполняющей поры материала вкладыша;
использованием подшипников, с применением в качестве смазки
твердых порошков, обладающих способностью легко расслаи-
ваться под действием касательных сил, и др.
К первой группе относятся подшипники из пористого металла
и, в частности, спрессованные из порошков оловянистой бронзы
или железа и меди, пропитанные затем смазкой. Самосмазывае-
мость обеспечивается здесь нахождением масла от 15 до 30%
объема, заполняющего поры в порошковом металлическом кар-
касе. В зависимости от назначения, пропитка может производиться
различными маслами, в том числе и синтетическими, кремний-
органическими жидкостями и консистентными смазками. При
этом удовлетворительная пропитка может быть получена погру-
жением подшипников в горячее масло при нормальном или повы-
шенном давлении. В процессе эксплуатации масло расходуется
очень медленно, вытекая из пор в точках, где повышается тем-
пература, и циркулируя по сообщающимся порам из зоны высо-
кого давления в масляном клине в зону малого давления. Благо-
даря этому запаса масла, содержащегося в подшипнике, хватает
на весь ресурс его работы, исчисляемый иногда сотнями часов.
Пористые подшипники выпускаются сравнительно небольших
размеров. Условия их работы определяются произведением удель-
ного давления на окружную скорость [pVl = const, при этом
для лучших пористых подшипников [pV] 1100 кГ-м1см**ми,н,
но удельная статическая нагрузка не должна превышать 700кГ/ои2.
Эти подшипники ограничены по своим эксплуатационным харак-
теристикам и могут использоваться только при легких режимах
работы.
Рассматривая вторую группу самосмазывающихся подшипни-
ков скольжения, следует отметить, что в настоящее время известны
75
лишь три основных вида порошков, заменяющих жидкое мине-
ральное масло: коллоидный графит (С); двусернистый молибден
(MoS2); нитрид бора (BoN2), обладающий недостаточно высокими
адсорбционными свойствами.
Обладая способностью смещения по плоскостям спайности,
т. е. относительного сдвига по плоскостям взаимного сопряжения,
мельчайшие частицы этих материалов имитируют процесс взаимо-
Рис. III. 10. Конструктивные варианты
самосмазывающихся вкладышей: а и б —
с отверстиями, заполненными коллоидным
графитом с маслом; в — с кольцевой ка-
мерой, заполненной двусернистым молиб-
деном с минеральным маслом; г, ди е— из
металлокерамики (бронзы с MoS2), прова-
ренной в масле
смесью порошка металла и MoS2
скольжения длинных моле-
кулярных цепей минеральных
масел. В вакууме порошко-
вые материалы и масла мгно-
венно распыляются, графит
малопригоден, a MoS2 хотя
и может быть использован,
но лишь путем шаржирова-
ния виброметодом вкладышей
одномикронным порошком
MoS2. Иногда молекулы MoS2
сцепляются с частицами по-
верхностного покрытия, вы-
полненного напылением в ва-
кууме тонких пленок сереб-
ра, никеля или золота.
По американским данным
нанесение гальванических
пленок в атмосфере неэффек-
тивно, ибо при этом не удается
удалить с основного металла
коррозионную пленку, в ре-
зультате чего покрытие, после
шаржирования его MoS2 при-
обретает способность легко
отслаиваться с рабочих по-
верхностей. Шаржирование
с минеральным маслом путем
обкатки подшипников под нагрузкой создает сравнительно более
устойчивую смазочную пленку.
На рис. III. 10 показаны конструктивные варианты самосмазы-
вающихся вкладышей — с отверстиями или с канавками, а также
вкладыши с соответствующими кольцевыми камерами для запол-
нения смазывающими материалами в виде коллоидного графита
или двусернистого молибдена с минеральным маслом.
В последнее время в подшипниковой промышленности находит
все большее применение новый полимерный материал капролон.
Из него изготавливают вкладыши скольжения, опоры качения
(например, обкладки роликов вращающихся барабанов и др.).
На рис. III. 11 показаны некоторые изделия из капролона.
76
77
Полимерные подшипники сухого трения. Для изготовления
самосмазывающихся подшипников скольжения широко при-
меняются металлопластмассовые трехслойные ленты. Верхний
слой таких лент является рабочей поверхностью подшипника.
Он состоит из фторопласта, являющегося полимерным материалом,
который обладает низким коэффициентом трения по стали (по-
рядка 0,05—0,07) и способен обеспечить самосмазывание.
В связи с тем, что фторопласт плохо отводит тепло, развиваю-
щееся в результате работы трения, под слоем фторопласта распо-
лагают теплоотводящий слой из глобулярной гранулированной
Рис. III.12. Трехслойная (а) и многослойная (б) лента для изго-
товления вкладышей подшипников:
1 — фторопласт; 2 — бронза; 3 и 6 — стальная лента; 4 — фторопласт
со свинцом; 5 — гальваническое покрытие оловом; 7 — глобулярная
бронза в слое фторопласта
бронзы, обладающей высоким коэффициентом теплопроводности.
Нижний слой металлопластмассовой ленты представляет собой
основу из полосы мягкой стальной ленты холодного проката,
толщина которой равна около 1,5 мм (рис. III.12, а).
Так как фторопласт обладает низкой теплопроводностью, то
толщину его слоя рекомендуется принимать около 0,05 мм, тогда
как слой гранулированной бронзы составляет 1,5—2,0 мм.
Для изготовления подшипников скольжения, работающих
в более тяжелых условиях, например в вакууме или в условиях
радиации, применяется металлопластмассовая лента с более проч-
ной конструктивной основой и пористым слоем бронзы, запол-
ненным смесью фторопласта со свинцом (рис. III. 12, б).
Подшипники скольжения из многослойного металлопластмас-
сового материала изготовляются способом прецизионной штам-
повки, причем шлифовать и полировать подшипник нельзя во
избежание разрушения слоя фторопласта. Такие подшипники
нормально работают при температуре внешней среды до 120° С.
Срок службы подшипника зависит от удельного давления и ско-
рости скольжения, а также от произведения удельного давления р
(кГ/смг) на окружную скорость v (м/сек).
Конструкции вкладышей, изготовляемых прецизионной штам-
повкой из металлопластмассовой ленты, могут выполняться в виде
78
втулок для неразъемных подшипников или в виде отдельных
вкладышей для разъемных подшипников.
Подшипники скольжения сухого трения для работы в вакууме.
Долговечность и надежность работы машин и приборов в вакууме
в значительной степени зависит от температуры, развивающейся
в зонах контакта вкладышей подшипников скольжения с валами.
Температурный градиент особенно резко проявляется у подшип-
ников из полимерных самосмазывающихся материалов, что огра-
ничивает их применение в вакуумных технологических установ-
ках, работающих в условиях
повышенных температур. При
этом на поверхности трения воз-
никает комплекс сложных физи-
ко-химических и механических
процессов, которые приводят
к структурным изменениям по-
лимеров, изменению микроше-
роховатости поверхностей тре-
ния и к увеличению ползучести
материала даже при невысоких
напряжениях.
Значительное влияние ока-
зывают тепловой режим и ва-
куум и на износ, величины за-
зоров, коэффициент трения,
предельные нагрузки и скоро-
сти скольжения, величины ко-
Констрцкция
вкладыша
Рис. II 1.13. Сравнительная долговеч-
ность подшипников скольжения с диа-
метром отверстия d = 20 мм при I = d,
нагрузке R = 5 кГ и скорости сколь-
жения V = 2 м/сек:
1 — ситаллопласт; 2 — фторопласт с кок-
совой мукой; 3 — маслянит; 4 — прессма-
териал ФН-202; 5-АМАН-24
торых резко изменяются.
Несмотря на это, полимерные самосмазывающие материалы
являются наиболее перспективными для таких подшипников.
К этой группе относятся полимерные композиции: ситаллопласт
(ситалл с фторопластом-4 и дисульфидом молибдена); фторопласт-4
с коксовой мукой; маслянит; прессматериал ФН-202 (фгоро-
пласт-4 с порошком никеля и дисульфидом молибдена); АМАН-6,
АМАН-24, ТЕСАН-2 и др. Установлено, что наибольшей средней
долговечностью в вакууме обладают подшипники из полимерного
материала АМАН-24.
Сравнительные данные о долговечности подшипников сколь-
жения из различных материалов приведены на рис. III. 13.
Владыши из материала АМАН-24 (по сравнению с подшип-
никами из других материалов) обладают более низким и стабиль-
ным коэффициентом трения (0,07—0,2), в то время как для других
полимеров эта величина колеблется от 0,2 до 1,0.
Отрицательной особенностью полимерного материала АМАН-24
является его хрупкость, поэтому подшипники из этого материала
изготовляются в виде простых втулок с надежным механическим
креплением в корпусе и без проточек.
79
Глава IV
ТРЕНИЕ В ОПОРАХ СКОЛЬЖЕНИЯ
1. ВИДЫ ТРЕНИЯ
В опорах скольжения в зависимости от условий взаимодей-
ствия трущихся элементов трение может быть сухим, граничным,
полужидкостным и жидкостным. Принципиальное различие этих
видов трения обусловлено Характером смазки трущихся поверх-
ностей.
Сухое трение наблюдается при относительном скольжении
элементов опоры без смазки. Оно представляет собой сложный
физико-химический процесс взаимодействия контактных поверхно-
стей, сопровождающийся преобразованием механической энергии
в тепловую, электрическую и другие виды энергии. В результате
трения возникает сопротивление относительному движению звеньев
опоры, которое принято характеризовать коэффициентом трения /.
В реальных условиях на поверхностях трущихся элементов
под воздействием окружающей среды (влаги, газов и др.) обра-
зуются различные пленки, которые могут существенным образом
изменять процесс трения. Рядом исследователей установлено, что
при тщательной очистке поверхностей трения металлов путем
нагревания в вакууме коэффициент трения возрастает в несколько
раз, достигая значений f = 5-ь 10, тогда как в обычных условиях
f< 1. Учитывая это, представление о сухом трении в реальных
опорах как о взаимодействии непосредственно контактирующих
поверхностей звеньев является условным, так как между ними
всегда имеются твердые и газообразные вещества, снижающие
сопротивление и износ. Сухое трение часто встречается в различных
машинах и приборах. Опоры валов многих машин пищевой, тек-
стильной, химической и других отраслей промышленности по
специфическим условиям работают в режиме сухого трения.
В подшипниках с высокими нагрузками и малой скоростью вра-
щения валов, например при пусках и остановках машин, смазка
может быть выдавлена из зоны трения и режим трения становится
сухим (или граничным). Учитывая важную роль сухого трения
в опорах скольжения, целесообразно кратко рассмотреть природу
этого трения.
Закономерности сухого трения впервые были сформулированы
Амонтовом и позднее развиты Кулоном. На основании много-
численных опытов было установлено, что сила трения твердого
тела F пропорциональна нормальной нагрузке N
F = fN, (1)
где / — коэффициент трения, величина которого в начальный
период развития теории трения принималась неизменной для
любых условий трения.
80
Для относительного покоя тел наибольшее сопротивление их
начальному перемещению определялось аналогичным образом:
F о =
где /о — коэффициент трения покоя (или статический коэффициент
трения); при этом для материалов опытных пар трения соблюда-
лась закономерность
Fq > F, или /0 > f. (2)
По мере эволюции представлений о природе трения уточня-
лась зависимость коэффициентов трения от различных факторов,
характеризующих процесс трения.
Молекулярная теория трения впервые была предложена
в 1734 г. английским физиком Дезагюлье и получила дальнейшее
развитие в трудах ряда отечественных и зарубежных исследова-
телей (Б. В. Дерягина [25], В. Д. Кузнецова [49], Д. Томлин-
сона и др.). Согласно этой теории при относительном скольжении
тел с шероховатой поверхностью отдельные их точки настолько
сближаются, что между ними возникает атомно-молекулярное
взаимодействие. При непрерывной смене контактных точек и мо-
лекул происходит разрыв связей, сопровождающийся рассеянием
энергии. Силу трения F с учетом молекулярного взаимодействия
было предложено определять по формуле
F = f(tf + S,P0). (3)
где 8ф — фактическая площадь контакта; Ро — сила молекуляр-
ного притяжения, приходящаяся на единицу площади контакта.
Молекулярное взаимодействие при определенных условиях
контакта может образовать прочные связи — схватывание точек
поверхностей. Разрушение этих связей вызывает заметное повыше-
ние сопротивления относительному движению и износ трущихся
элементов.
Теория пластического деформирования и среза мостиков сварки,
предложенная Боуденом и Тейбором [11], рассматривает сопро-
тивление при трении скольжения как результат пластического
оттеснения материала (пропахивания неровностей) и разрушения
образующихся в точках контакта мостиков сварки. Согласно этой
теории контакт поверхностей трения происходит по микронеров-
ностям и, если удельное давление в какой-либо контактной точке
превышает предел текучести материала аг, то возникает пласти-
ческая деформация, в результате которой создается необходимая
для восприятия внешней нагрузки площадь контакта SK и одно-
временно образуются зоны холодной приварки точек контакта.
При этом
где (Ут — предел текучести для более мягкого материала пары
трения.
6 Н. А. Спицын и др. 81
При относительном скольжении контактных поверхностей тел
мостики сварки подвергаются срезу, что и создает силу трения,
равную
F = (5)
где тср — предел прочности на срез.
Кроме того, при различной твердости трущихся материалов
более твердые неровности будут пластически оттеснять или про-
пахивать менее твердый материал, создавая тем самым дополни-
тельное сопротивление. Если учесть, что это сопротивление, как
показали опыты, составляет небольшую долю от сопротивления
разрушению мостиков сварки и им можно пренебречь, то из (4)
и (5) следует
F = ^N = fN, (6)
где f =
^ср
— коэффициент трения, величина которого
зависит
только от механических свойств материалов пары трения.
Однако теория пластического деформирования и среза мостиков
сварки не объясняет многих явлений, происходящих при трении
скольжения.
В последнее время А. Д. Дубинин и др. выдвинули энерге-
тическую теорию, рассматривающую трение как комплекс физи-
ческих явлений, при которых происходит преобразование меха-
нической энергии в тепловую, электрическую, волновую, звуко-
вую и другие виды энергии.
Сложность самого процесса трения и его зависимость от мно-
гих факторов, характеризующих условия трения (нагрузка, ско-
рость, наличие различного рода пленок и др.), затрудняют досто-
верную количественную и качественную оценку сопротивления
при скольжении. В общем виде сила трения F может быть пред-
ставлена как сумма следующих слагаемых:
F = J i\dSi 4” J + J T36/S3 -f" (
Si S, $4
(7)
где тх, x2, ... — касательные сопротивления, обусловленные
соответственно упругим и пластическим оттеснением неровностей
поверхностей (тх), срезом неровностей (т2), молекулярным взаимо-
действием (т3) и поверхностным разрушением пленок (т4); Sn
S2, ... — фактические площади контакта трущихся поверхно-
стей, на которых реализуются указанные сопротивления.
Преимущественное влияние той или иной составляющей силы
трения зависит от свойств материалов пары и режима трения,
F
поэтому и величина коэффициента трения f = может иметь
различные значения. В настоящее время считается установлен-
ным, что коэффициент трения зависит от свойств материалов и
82
состояния трущихся поверхностей, удельного давления, скорости
скольжения, температуры и других факторов. В работах И. В.Кра-
гельского [46] и ряда других авторов приводятся формулы или
графики для определения величины коэффициента трения в за-
висимости от этих факторов. В качестве иллюстрации на рис. IV. 1
приведены графики изменения коэф-
фициента трения в зависимости от
скорости для пары чугун по стали
(кривая /), от температуры для ни-
келевой стали по сплаву ЭИ-347 (кри-
вая 2) и от удельного давления для
стали по фторопласту-40 с бронзо-
вым наполнителем (кривая 3).
О влиянии скорости на сопротив-
ление относительному движению
указывалось уже в начальный период
развития теории трения. Однако об-
стоятельное исследование этого воп-
роса нашло отражение лишь в более
поздних работах отечественных и за-
рубежных авторов. В. А. Кудинов
[48] отмечает, что при скольжении
фрикционная пара обладает двумя
степенями свободы — по касательной
и нормали к трущимся поверхностям
Рис. IV. 1. Кривые изменения
коэффициента трения в зависи-
мости от скорости (/), темпера-
туры (2) и удельного давления (3)
Именно нормальные пере-
мещения трущихся тел являются одной из причин, обусловли-
вающих скоростную зависимость силы трения и возникновение
фрикционных автоколебаний.
Это можно пояснить следующим
образом. Относительное поло-
жение трущихся тел по нормали
к вектору скорости скольже-
ния (рис. IV.2) определяется
координатой Н. Для тел фрик-
ционной пары с одинаковыми
механическими свойствами и гео-
метрией микронеровностей соб-
людение условия Н = const воз-
можно в случае, когда выступы
микронеровностей будут успе-
вать сминаться каждый на половину своей высоты Л. На этом
основании Д. М. Толстой [100] предложил формулу для опреде-
ления критической скорости скольжения ползуна, ниже которой
нормальные перемещения отсутствуют
Рис. IV.2. Схема деформации выступов
трущихся поверхностей
- _ foA2
к 2т]А ’
(8)
6*
83
где f — коэффициент трения; от — предел текучести материала;
Л, X — высота и шаг неровностей; т] — вязкость ползучести.
Например, для стальных образцов при h 1 мк и X = 25 мк
получено Уж = 5-10"10 см/сек.
С ростом скорости скольжения сокращается время контакта
точек трущихся поверхностей и время деформации неровностей.
Это порождает подскоки одного тела относительно другого (нор-
мальные микроколебания), которые вызывают увеличение коорди-
наты Н и снижение касательной силы сопротивления перемеще-
нию тел. На основании опытных данных Д. М. Толстой указывает,
что для очищенных поверхностей
7-го класса чистоты обработки и при
удельной нагрузке около 25 Псм2
сила трения при поднятии ползуна
только на 0,2 мк падает приблизи-
тельно на 40%.
Вместе с тем, для других мате-
риалов, особенно полимеров, и иных
условий трения коэффициент трения f
с увеличением скорости может воз-
растать. Например, коэффициент тре-
ния фторопласта при V < 1 см/сек
составляет величину порядка 0,1;
с дальнейшим увеличением скорости
скольжения он возрастает в 2—3 раза.
Значительный интерес представ-
Рис. IV.3. Зависимость силы
трения покоя Fo от усилия ви-
братора Р и продолжительности
виброподготовки /в
ляет исследование трения в условиях
вибрационных колебаний. В. JI. Вейц 1100] на основании экспе-
риментов установил, что направленные микроколебания фрик-
ционной пары, создаваемые специальным вибратором, оказывают
существенное влияние на характеристики трения. Относитель-
ные колебательные перемещения фрикционной пары в ее ста-
тическом состоянии он назвал виброподготовкой. Эффект такой
виброподготовки при колебаниях в плоскости контакта тел зависит
от величины усилия вибратора Р и продолжительности вибропод-
готовки te и может проявляться в значительном (в 1,5—2 раза)
увеличении первоначальной силы трения покоя Fo. В качестве
иллюстрации этого положения на рис. IV.3 приведен график из-
менения силы Fq в зависимости от амплитуды усилия вибратора Р
и времени виброподготовки /в. Влияние виброколебаний на после-
дующее трение объясняется тем, что под воздействием микроколе-
баний интенсифицируется процесс взаимного внедрения микроне-
ровностей контактных поверхностей и происходит механическое
упрочнение (наклеп) их. Именно поэтому при относительном ка-
сательном смещении контактирующих поверхностей после вибро-
подготовки наибольшее сопротивление возникает в направлении
микроколебаний и меньшее — в перпендикулярном направлении.
84
Направленные виброколебания фрикционной пары в условиях
одновременного действия сдвигающего усилия (в пределах предва-
рительного смещения) вызывают заметное снижение коэффициента
трения покоя В- Л- Вейц приводит следующие формулы для
определения эффективного (практически реализуемого) коэффи-
циента трения покоя
а) для относительных колебаний в плоскости контакта тел
в направлении, совпадающем с линией действия сдвигающего
усилия,
= (9>
б) для относительных колебаний в плоскости контакта в на-
правлении, перпендикулярном линии действия сдвигающего уси-
лия,
. п / 7 р \ 2
fo = foV i-(^) ’ <10>
где Р — амплитуда усилия вибратора; Fo — начальная сила
трения покоя; К2 — коэффициенты, учитывающие измене-
ние физических характеристик трения под воздействием микро-
колебаний указанной направленности, величина которых близка
к единице.
Из краткого рассмотрения сухого трения следует, что для
реальных пар трения определение сопротивлений относительному
движению представляет сложную задачу, так как это сопротивле-
ние зависит от многих трудноучитываемых факторов. В этом
смысле приводимые в литературе табличные значения коэффи-
циента трения могут быть использованы лишь для ориентировоч-
ных расчетов.
Граничное трение отличается от сухого наличием в отдельных
зонах контакта трущихся поверхностей тонких смазочных пленок
(порядка 0,1 мк), благодаря которым величина коэффициента
трения снижается. Граничное трение может наблюдаться в опо-
рах, работающих со смазкой, но при весьма малой скорости
скольжения и значительной нагрузке, что для ряда опор соответ-
ствует начальному периоду движения. Для расчета граничного
трения могут быть использованы закономерности сухого трения
с несколько меньшими значениями коэффициента трения.
Жидкостный и полужидкостный режим трения наблюдается
при наличии между трущимися поверхностями тел промежуточ-
ного слоя смазки. При достаточной толщине этого слоя сопротив-
ление относительному движению обусловлено в основном вну-
тренним трением в самой смазочной жидкости, которое во много
раз меньше сухого трения. При недостаточной толщине слоя
смазки отдельные неровности трущихся поверхностей могут всту-
пать в непосредственный контакт, что резко повысит сопротивле-
ние движению. Такой режим трения может иметь место при малой
85
скорости скольжения и недостаточной вязкости смазки и назы-
вается полу жидкостным.
В опорах скольжения механизмов и машин наиболее благо-
приятным является жидкостное трение, при котором износ эле-
ментов опоры и затрата энергии на трение будут минимальными.
На рис. IV.4 приведен примерный график изменения коэффициента
трения f в зависимости
угловой скорости вращения цапфы
вала со. Участок 1—2 кривой соот-
ветствует сухому и граничному
трению, затем с возрастанием ско-
рости наступает полужидкостное
трение (участок 2—3) и, наконец,
при достижении угловой скорости
со > со0 цапфа вала полностью
отделяется от опоры слоем смазки
и устанавливается жидкостное тре-
ние (участок 3—4 кривой).
> Создание условий для устойчи-
f вого жидкостного трения пред-
ставляет собой сложную задачу.
В гидродинамических опорах такой
— режим трения обеспечивается при
определенной вязкости смазки и
угловой скорости цапфы путем
захвата смазки поверхностью са-
мой цапфы и нагнетания ее в кли-
новидный зазор между цапфой и
опорах смазка подается в зону тре-
от
^Смазка
Подшипник
\ Цапфа
ао0 ш
Рис. IV.4. График изменения коэф-
фициента трения подшипника при
работе со смазкой
опорой. В гидростатических
ния под определенным давлением с помощью насоса.
Учитывая, что опоры жидкостного трения широко применяются
в механизмах и машинах, природа и законы этого трения, а также
расчет необходимых параметров подробно рассматриваются в соот-
ветствующих параграфах.
2. РАСЧЕТ ТРЕНИЯ В ОПОРАХ СКОЛЬЖЕНИЯ
Трение цапф валов в подшипниках и подпятниках принято
оценивать величиной момента сил трения Мтр относительно оси
вращения или мощностью, развиваемой силами трения Nmp =
= Мтр со, где со — угловая скорость вращения цапфы.
В подшипниках сухого трения (рис. IV.5) на контактных
поверхностях их элементов возникают силы трения скольже-
ния dF, величина которых зависит от функции распределения
удельного давления р.
Теоретическое и экспериментальное изучение распределения
удельного давления показало, что вследствие зазоров и упругой
деформации элементов опоры оно изменяется как в направлении
86
по дуге окружности поверхности контакта, определяемой углом 2<р,
так и вдоль образующей /0 этой поверхности. Сложность установ-
ления действительного характера распределения удельных дав-
лений сильно затрудняет точное определение сил трения сколь-
жения.
В общем случае момент сил трения по всей контактной по-
верхности цапфы равен
2<Ро <о
Mmp = fr*\ J р (<р, /) dq> dl, (11)
О о
где f — коэффициент трения, принятый постоянным; г, Zo — раз-
меры элементов опоры; 2<р0 — центральный угол контакта цапфы
Рис. IV.5. Расчетная схема подшипника
и подшипника; р (ср, I) — удельное давление в точке, определяе-
мой параметрами ср и Z.
Величина Мтр зависит от функции распределения удельного
давления р — р (ср, Z). Приближенное значение Мтр может быть
найдено, если принять р = const, а 2<р0 = л. Проинтегрировав (11),
получим
Мтр=^-?РГ = [ЦРГ, (12)
где Р — нагрузка цапфы на подшйпник; fц = ~ f — условный
или приведенный коэффициент трения цапфы.
В реальных опорах валов механизмов и машин величина угла
контакта 2<р0 и эпюра распределения удельных давлений р за-
висят от величины относительного диаметрального зазора ф =
\d ____ dn — d п
= — модуля упругости материалов Е и нагрузки Р.
На рис. IV.6, а показаны эпюры удельных давлений для
различных значений относительного диаметрального зазора ф,
полученные при экспериментальном исследовании подшипника
пресса с помощью микротензодатчиков омического сопротивления.
87
На рис. IV.6, б приведены эпюры распределения удельных дав-
лений вдоль образующей втулки подшипника /, при равномер-
ном (0 = 0,5) и эксцентричном (0 = 0,25) нагружении втулки
в зоне ее торцовых сечений.
Теоретическое обобщение опытных данных позволяет сделать
вывод, что при значениях центрального угла контакта 2<р 50°
распределение удельных давлений может быть выражено зави-
симостью
Р = Ртах COS2 ^ф, (13)
где ртах — наибольшее удельное давление, величина которого
Р
равна ртах = 1,3 -щ- (1 + ctg 1,4<р0); ср — угол, определяющий
а)
Рис. IV.6. Опытные эпюры удельных давлений:
/—относительный зазор ф -> 0; 2—“ф=0,007; 3— “ф=0,037
положение точки, в которой действует удельное давление. При
2<р 120° распределение удельного давления близко к эллип-
тической зависимости вида
Р = Апах|/<1— (14)
Для значений угла контакта 50° < 2<р ===: 120° близка функция
Р = Ртах COSф. (15)
Вид функции распределения удельных давлений оказывает
влияние на величину момента трения в опоре. Однако для прак-
тических расчетов можно пользоваться формулой (12), принимая
значение условного коэффициента трения /ч = (1,1 ч-1,3) f. До-
стоверная величина может быть найдена путем эксперименталь-
ного определения момента сил трения Мтр, а затем
$ Мтр
«8
Рг
Трение цилиндрических пят (рис. IV.7) также зависит от
распределения удельных давлений по опорной поверхности.
В общем виде момент сил трения кольцевой пяты относительно
оси вращения равен
я
Mmp = 2nf jp(p)p2dp, (16)
где f — коэффициент трения; р (р) — удельное давление на эле-
менте опорной поверхности, расположенном на расстоянии р
Рис. IV.7. Расчетная схема кольцевой пяты
от оси вращения; /?, г — наружный и внутренний радиусы опор-
ного кольца пяты.
При равномерном распределении удельных давлений (р =
= const) момент сил трения для кольцевой пяты, несущей на-
грузку Р, равен
ЛХ 2 CD Р3 —f3 /17\
Мтр— _г2 * ( 7)
Для сплошной^пяты, у которой г = О,
Mmp = ±-fPR. (18)
Для приработавшихся пяты и подпятника удельное давление
изменяется в радиальном направлении по определенной зависи-
мости, которая может быть найдена из условия равномерного их
износа. Если принять износ элемента поверхности, отстоящего
на расстоянии р от оси вращения, пропорциональным вели-
чине работы сил трения на этом элементе, то для обеспечения
89
равномерного износа пяты и подпятника удельное давление
должно изменяться обратно пропорционально расстоянию р, т. е.
(19)
где С — постоянный параметр, зависящий от нагрузки и разме-
ров опорной поверхности пяты.
Величина С легко определяется из уравнения равновесия
статики
я я
Р = 2л j рр dp = 2л J р dp — 2лС(R — г),
г г
откуда
С= 2„(/-r) ' <20>
Момент сил трения для приработавшейся кольцевой пяты опре-
делится после подстановки (19) и (20) в (16)
Mmp = -^-fP(R-r). (21)
Для сплошной пяты (г = 0)
Мтр = 4- fPR. (22)
Момент трения гребенчатых пят определяется по аналогии с коль-
цевыми пятами.
Значения коэффициентов трения f опор сухого трения сколь-
жения для приближенных расчетов могут быть взяты из табл. IV. 1.
Для материалов подшипников сухого трения, в частности,
полимерных, металло- и минералокерамических, из прессован-
ной древесины и др., значения коэффициента трения при раз-
личных условиях работы опор (нагрузки, скорости, темпера-
туры) можно найти в работе Б. Д. Воронкова [19]. Для рези-
новых подшипников при смазке водой значения коэффициентов
трения приведены в работе А. П. Давыдова [23].
Более достоверные значения коэффициента трения могут быть
получены опытным путем — на моделях при соблюдении всех
критериев подобия или при непосредственном испытании реаль-
ных опор. В настоящее время имеется ряд машин для исследова-
ния трения, разработанных в Институте машиноведения и других
научных учреждениях. Их описание и методика проведения экспе-
риментов приведены в специальной литературе. В частности,
для малых опор могут быть использованы установка и метод,
описанные на стр. 227.
90
Таблица IV.1
Ориентировочные значения коэффициента трения
для сухого и граничного режимов трения
Материал пары Коэффициент трения Материал пары трения Коэффициент трения
трения
Сталь по антифрик- ционному чугуну 0,12—0,23 Сталь по древесносло- истым пластикам 0,15—0,25
Сталь по бронзе 0,10-0,20 Сталь по прессован- ной самосмазывающейся древесине 0,03—0,09
Сталь по баббиту 0,07—0,12 Сталь по металлокера- мике (бронзографиту) 0,04—0,1
Сталь по алюминие- вому сплаву АСМ 0,10—0,15 Сталь по железогра- фиту 0,08—0,12
Сталь по текстолиту 0,15—0,25 Сталь по бронзе, про- питанной фторопластом 0,05
Сталь по капрону 0,15—0,21 Сталь по ситаллу 0,1—0,12
Сталь по нейлону 0,10—0,20 Сталь по резине при смазке водой 0,02—0,06
Сталь по полифор- мальдегиду 0,05—0,15 Бронза по графиту 0,13
Сталь по фторо- пласту 0,04—0,2 Алюминий (АЛ-2) по графиту 0,18
3. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЖИДКОСТНОМ РЕЖИМЕ ТРЕНИЯ
Жидкостное трение является наиболее совершенным режимом
движения в опорах скольжения; оно характеризуется полным
разделением трущихся поверхностей элементов опоры слоем или
пленкой смазочной жидкости. Суть жидкостного трения заклю-
чается в том, что подаваемая в опору смазка, благодаря явлению
адсорбции, плотно прилипает к трущимся поверхностям и пол-
ностью их разделяет, поэтому, независимо от толщины слоя
смазки, движение частиц протекает по законам гидродинамики.
Возникающие при таком трении сопротивление относительному
движению и износ деталей во много раз меньше, чем при сухом
или граничном трении. Например, коэффициент трения при уста-
новившемся жидкостном режиме скольжения составляет вели-
чину порядка 0,001—0,01.
Образование и удержание слоя смазочной жидкости между
нагруженной силой Р цапфой вала и опорой (рис. IV.8) возможно
при создании внутреннего давления в этом слое, достаточного для
уравновешивания внешней нагрузки Р. В противном случае
смазка будет выдавлена. Внутреннее давление смазочного слоя
может быть создано двумя способами: гидростатическим, когда
91
это давление поддерживается с помощью насоса, и гидродинами-
ческим, при котором сама вращающаяся цапфа вала образует
в опоре клиновидный слой смазки с необходимым внутренним
давлением.
Наиболее простым и экономичным является гидродинамический
режим трения, для осуществления которого необходимы следу-
ющие основные условия: наличие зазора между цапфой вала и
опорной поверхностью подшипника; наличие смазки определен-
ной вязкости и вращение цапфы с угловой скоростью, достаточной
для создания несущего смазочного слоя.
Рис. IV.8. Схема образования гидродинамического давления
в подшипнике
Процесс образования гидродинамического давления в под-
шипнике скольжения поясним следующим образом. На рис. IV.8, а
показано статическое положение цапфы во втулке подшипника
при наличии диаметрального зазора Ad = dn — d. В этом слу-
чае точка контакта А цапфы и втулки и их центры 0г0 лежат
на одной прямой, совпадающей с линией действия внешней на-
грузки Р.
При вращении цапфы вначале будет происходить полусухое,
затем полужидкостное трение. По мере возрастания угловой
скорости вращения, благодаря прилипанию частиц смазки к по-
верхности цапфы, все большее количество смазочной жидкости
будет увлекаться в клиновидный зазор между цапфой и втулкой.
Возникающее при этом избыточное давление в смазочном слое
станет возрастать, благодаря чему цапфа, перемещаясь по траек-
тории —О\ начнет всплывать (рис. IV.8, б). Наконец, при
определенном значении угловой скорости со соо внутреннее
давление клиновидного слоя смазочной жидкости уравновесит
внешнюю нагрузку Р, и между цапфой и подшипником устано-
92
вится гидродинамический режим трения. Общий вид эпюры
удельных давлений в несущем слое смазки показан на рис. IV.8, б.
При этом наименьшая толщина слоя смазки (или зазор) /гт1п
будет находиться на линии центров 00[ втулки подшипника и
цапфы вала, положение которой определяется углом <ра. Разу-
меется, величина Amln должна быть достаточной для перекрытия
неровностей и полного разделения трущихся поверхностей цапфы
и втулки.
При дальнейшем повышении скорости вращения цапфа вала
будет всплывать все больше, а ее центр станет приближаться
к центру втулки О, уменьшая эксцентриситет е и увеличивая
зазор h. Полное совпадение центров цапфы и втулки (е = 0)
невозможно, так как в этом случае исчезнет клиновидный зазор,
а вместе с ним и несущее свойство смазки. Чрезмерное увеличе-
ние толщины смазочного слоя Amln влечет за собой повышение
гидравлического сопротивления жидкости относительному дви-
жению.
Определение условий образования жидкостного режима тре-
ния и его поддержание в процессе работы опор скольжения (при
изменении давления, скорости, температуры и др.) представляет
сложную задачу, которая подробно рассматривается в специаль-
ной литературе. Для приближенных расчетов условие существо-
вания жидкостного режима трения может быть выражено с по-
мощью безразмерного критерия Зоммерфельда [So]
(23)
р
где Р = кПм\ —среднее удельное давление, создаваемое
внешней нагрузкой Р; (о — угловая скорость вращения цапфы
в сек'1} р — коэффициент динамической вязкости, кГмЧсек}
ф = -n-^d — относительный радиальный зазор в опоре.
Значения критерия [So] для различных размеров опор сколь-
жения (при чистоте поверхностей трения не ниже V8) приве-
дены в табл. IV.2.
В реальных опорах скольжения механизмов и машин необ-
ходимые условия для гидродинамического режима трения могут
нарушаться, особенно при пусках и остановках, вследствие чего
режим трения становится полужидкостным или граничным. При
этом резко возрастают сопротивление, температура и износ дета-
лей опоры. Для устранения подобных явлений может быть исполь-
зован гидростатический способ образования давления в несущем
слое смазки, как это показано на рис. IV.9.
Одним из достоинств опор скольжения по сравнению с опорами
качения является демпфирующее свойство смазочной жидкости,
благодаря которому происходит гашение вибрационных колебаний
93
Таблица IV.2
Значения критерия [So] для определения жидкостного режима трения
Диаметр цапфы, мм
Отно- шение 30 | 40 50 | 60 | 70 | 80 I 100 | 150 I 160
Значения [S*] при относительном зазоре ф = 0,001
0,6 0,28 0,35 0,42 0,53 0,65 0,80 1,0 2,0 3,0
0,8 0,44 0,54 0,64 0,80 0,95 1,2 1,5 2,7 4,0
1,0 0,58 0,72 0,85 1,0 1,2 1,5 1,9 3,3 4,5
1,2 0,70 0,80 1,0 1,2 1,4 1,7 2,2 3,7 5,0
Значения [So] при гр = 0,002
0,6 0,42 0,53 0,65 0,80 1,0 1,4 2,0 3,0 5,0
0,8 0,64 0,80 0,95 1,2 1,5 1,9 2,7 4,0 6,0
1,0 0,85 1,0 1,2 1,5 1,9 2,4 3,3 4,5 7,0
1,2 1,0 1,2 1,4 1,7 2,2 2,6 3,7 5,0 8,0
Значения [So] при гр = = 0,003
0,6 0,65 0,80 1,0 1,4 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0
0,8 0,95 1,2 1,5 1,9 2,7 4,0 5,0 6,0 8,0
1,0 1,2 1,5 1,9 2,4 3,3 4,5 6,0 7,0 9,0
1,2 1,4 1,7 2,2 2,6 3,7 5,0 6,5 8,0 10,0
и других динамических импульсов. Однако это не должно нару-
шать устойчивого режима жидкостного трения.
Движение смазочной жидкости в опоре может быть ламинар-
ным или турбулентным. Ламинарным называется такое движение
смазочной жидкости, при котором ее параллельные слои могут
двигаться с различными скоростями, но без перехода частиц
жидкости из одного слоя в другой. При турбулентном движении
происходит смещение слоев жидкости, вследствие чего резко
изменяется характер течения, поэтому законы турбулентного ре-
жима трения отличны от законов ламинарного режима. Условие
существования ламинарного режима выражается с помощью
числа Рейнольдса
Re = -^-<Ref> (24)
Г*
94
где р — плотность смазочной жидкости; р— коэффициент динами-
ческой вязкости жидкости; V — относительная скорость трущихся
поверхностей; h — расстояние между поверхностями; Rec — кри-
тическое значение числа Рейнольдса, ко-
торое с учетом критерия Тейлора прини-
~ 41,2 . dn — d
мается равным Кес = -р= ; ф = —-----от-
носительный радиальный зазор в опоре.
Таким образом, задачей расчета опор
жидкостного трения является определение
размеров элементов опоры, параметров
смазочной жидкости, скорости вращения
цапфы и других условий, необходимых
для обеспечения устойчивого ламинарного
режима трения. Методика такого расчета
базируется на основных положениях ги-
дродинамической теории смазки.
4. ОСНОВЫ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ СМАЗКИ
Гидродинамическая теория смазки представляет собой науку,
в которой изучается движение несжимаемой вязкой жидкости под
действием внешних факторов (нагрузки, скорости и др.) и про-
исходящие при этом изменения параметров жидкости — давле-
ния, скорости истечения, температуры, вязкости и др.
Основоположником гидродинамической теории смазки яв-
ляется профессор Петербургского института инженеров путей
сообщения Н. П. Петров [70], ра-
боты которого получили мировую
известность. Дальнейшее развитие
этой теории нашло отражение в тру-
дах О. Рейнольдса, Н. Е. Жуков-
ского и С. А. Чаплыгина, А. Зом-
мерфельда, Е. М. Гутьяра и др.
Закономерности гидродинамиче-
ской теории смазки использованы
при разработке теоретических ос-
n tv in п нов и методики расчета опор сколь-
Рис. IV. 10. Расчетная схема жидко- г н
стного трения жения для жидкостного режима
трения. Эти вопросы подробно
освещены в работах А. К. Дьячкова [28], М. В. Коровчинского
[44], С. А. Чернавского [105], Н. Типей и других авторов.
Ниже излагаются лишь основные положения теории и методики
гидродинамического расчета опор скольжения, которые могут
быть использованы при их проектировании.
Пусть трущиеся поверхности опоры (рис. IV. 10) разде-
лены слоем несжимаемой вязкой жидкости толщиной h. При
95
относительном перемещении этих поверхностей давление в эле-
ментарных частицах слоя жидкости р станет изменяться. Диффе-
ренциальное уравнение давлений, называемое обобщенным урав-
нением Рейнольдса, имеет вид
д / h3 Р \ 1 д (h3 Р_ЁР.\
дх \п ц дх )~1~ ду \а р ду)
= 12рУг +
сечении; р — вязкость жидкости,
Рис. IV.11. Расчетная схема подшипника
жидкостного трения
(скорость истечения жидкости п<
+ 6-^ W) + 6-^- (р^Л) + 12Л , (25)
где h — толщина слоя смазочной жидкости в рассматриваемом
величина которой может быть
принята во всех точках слоя
(в первом приближении) по-
стоянной; р — плотность жид-
кости; Vxt Vy, V2 — состав-
ляющие скорости движения
одной поверхности относи-
тельно другой по направле-
ниям соответствующих коор-
динатных осей.
Для цилиндрических под-
шипников можно принять:
р = const, следовательно
= 0, окружная скорость
цапфы при установившемся
движении Vx = cor = const,
скорость в направлении оси г
при неизменном эксцентриси-
тете цапфы (e=const) V2=0;
скорость в направлении оси Y
। торцам подшипника) значи-
тельно меньше по сравнению с окружной скоростью Vx(Vy VJ,
поэтому ее величиной можно пренебречь (Vy = 0). Принимая во
внимание эти допущения, уравнение (25) получит вид
4(Лз^.)=еЛ_®. (26)
В результате интегрирования (26) получим следующее диффе-
ренциальное уравнение давления вдоль дуги клинообразного слоя
смазки
дх ” Л Л3
(27)
где hm — толщина слоя смазки в сечении, в котором давление р
достигает максимума (р = ртах).
Величина давления рф в каком-либо сечении смазочного слоя,
расположенном под углом (р к линии центров цапфы и подшип-
96
ника (рис. IV. 11), может быть найдена путем интегрирования (27).
Для этого введем следующие обозначения и замены:
г, гп — радиусы цапфы вала и поверхности трения
подшипника;
б = гп — г — радиальный зазор в опоре;
• б
ф = —-----относительный радиальный зазор;
е — эксцентриситет цапфы;
е
е = -g----относительный эксцентриситет;
dx = г dtp — элементарное окружное перемещение цапфы;
Vx = = га> — окружная скорость;
h = гп — г cos у — е cos (180 — ср) — толщина слоя
смазки.
Учитывая, что угол у весьма мал, можно принять
гп — гп — г = 6,
тогда
h = 6 — е cos (180 — (р) = 6 (1 — е cos ф). (28)
Наименьшая толщина смазочного слоя будет в сечении по линии
центров, когда ф = 180°, и равна
Amln = 6(l—е). (29)
Толщина слоя в сечении, где р = ртах, расположенном под уг-
лом фт к линии центров (см. рис. IV. 11), определится на основа-
нии (28)
hm = 6 (1 + е cos фт). (30)
После соответствующих подстановок и интегрирования уравне-
ния (26) получим
ф
„ - f 8(COS<p-COS<p,n) ,
рч>~ ° J (1 +ecos<p)3 а^’
ф|
где фх — угол, определяющий начало эпюры давлений (см.
рис. IV. 10).
Элементарная сила dP нормального давления, создаваемого
смазочной жидкостью на площадке dS = rldq поверхности цапфы
в рассматриваемом сечении, равна
dP = P(pdS = p^rl dtp. (32)
Полная несущая способность клинообразного смазочного слоя
выражается равнодействующей Р эпюры внутренних давлений,
которая уравновешивает внешнюю нагрузку. Величина рф опре-
делится путем интегрирования (31)
Фа ф
Р = Id J cos (. - (ф + Ф„)) «ф J <33>
Ф1 ф!
7 Н. А. Спицын и др,
97
Безразмерный коэффициент Фр нагруженности подшипника Относительный эксцентриситет е 0,3 0,4 0,5 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8 0,85 0,9 0,925 0,95 0,975 Полный подшипник 0,149 0,232 0,363 0,547 0,677 0,851 1,093 1,496 2,227 3,598 5,630 9,188 21,46 0,196 0,303 0,471 0,704 0,867 1,082 1,381 1,877 2,758 4,286 6,779 10,90 24,77 0,246 0,380 0,584 0,865 1,060 1,316 1,667 2,247 3,264 5,195 6,818 12,41 27,55 0,299 0,458 0,699 1,026 1,252 1,544 1,943 2,599 3,737 5,775 8,742 13,67 29,88 0,354 0,539 0,814 1,184 1,437 1,764 2,203 2,928 4,156 6,466 9,553 14,78 31,82 0,409 0,619 0,927 1,333 1,615 1,971 2,450 3,231 4,556 6,889 10,26 15,73 33,47 0,464 0,698 1,036 1,482 1,778 2,163 2,676 3,509 4,897 7,353 10,88 16,55 34,86 0,622 0,921 1,336 1 868 2,221 2,664 3,248 4,198 5,760 8,447 12,33 18,42 37,97 Половинный подшипник 0,182 0,283 0,427 0,655 0,819 1,070 1,418 2,001 3,036 5,214 7,956 12,64 29,17 0,234 0,361 0,538 0,816 1,014 1,312 1,720 2,399 3,580 6,029 9,072 14,14 31,88 0,287 0,439 0,647 0,972 1,199 1,538 1,965 2,754 4,053 6,721 9,992 15,37 33,99 0,339 0,515 0,754 1,118 1,371 1,745 2,248 3,067 4,459 7,294 10,75 16,37 35,66 0,391 0,589 0,853 1,263 1,528 1,929 2,469 3,372 4,808 7,772 11,38 17,18 37,00 0,440 0,658 0,947 1,377 1,669 2,397 2,664 2,580 5,106 8,186 11,91 17,86 38,12 0,487 0,723 1,033 1,489 1,796 2,247 2,838 3,787 5,364 8,533 12,35 18,43 39,04 0,610 0,891 1,248 1,763 2,099 2,60 3,242 4,266 5,947 9,304 13,34 19,68 41,07
-1 СО Н- оо о СЧ СОГ^ОООО^СЧЮ о о о о’ о <э <э <э ~ -Г -Г ~
98
где сра — угол, определяющий положение линии центров цапфы
и подшипника относительно линии действия внешней нагрузки;
Ф2 — угол, определяющий конец эпюры удельных давлений
смазочного слоя.
Для упрощения последующих расчетов вводится безразмерный
коэффициент несущей силы
Ф1 ф
Фр = 3 J cos [л - (ф + Фо)] </ф J -- (п7е~С”)^) </ф. (34)
<Р1 Ф1
В этом случае (32) получит вид
P = -^ld<Dp. (35)
Значения коэффициента Фр для различных границ несущего
смазочного слоя фх и ф2 и соотношения размеров опоры имеются
в работе [44] и частично приведены в табл. IV.3. При этом размер-
ность входящих в (35) величин необходимо принимать: Р, кГ‘,
1и d, м; р, кГ-сек/м2, и со, сек-1 (в единицах СИ соответственно н, м,
нсек1м2, сек'1).
Начало несущего смазочного слоя, определяется углом <рх
(на рис. IV. 11 —точка Л) для подшипников с полным обхватом
цапфы и вводом смазки в зону наибольшего радиального зазора;
принимается фх 0. Для разъемных подшипников с вводом
смазки в зоне плоскости разъема, перпендикулярной линии дей-
ствия внешней нагрузки, начало несущего слоя совпадает с вы-
ходной (по направлению вращения) кромкой полости смазочного
канала.
Конец несущего слоя, где р = 0, (точка С, см. рис. IV. 11)
считается расположенным за линией центров ОО{ на таком же
расстоянии, как и зона наибольших давлений ртах. Давление
в зоне минимального зазора ftmln (точка В) принимается равным
половине ртах.
Основные зависимости гидродинамической теории смазки и
эпюра удельных давлений в несущем слое (см. рис. IV. 11) исполь-
зуются при проектировании опор скольжения с жидкостным ре-
жимом трения, определении сопротивлений относительному дви-
жению, определении расхода смазки и тепловых расчетах. Некото-
рые из этих вопросов рассматриваются ниже.
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЙ
ПРИ ЖИДКОСТНОМ РЕЖИМЕ ТРЕНИЯ
Сопротивление при вращении цапфы вала в подшипнике, когда
их трущиеся поверхности разделены слоем смазки, обусловлено
внутренними силами вязкого трения самой смазочной жидкости.
7* 99
Согласно закону Ньютона, элементарная касательная сила со-
противления относительному сдвигу вязкой жидкости равна
т = Н-^-' <36>
где р — коэффициент динамической вязкости; --------градиент
скорости по нормали к рассматриваемому элементу поверхности
трения.
Общая сила вязкого трения Т может быть найдена путем инте-
грирования (36) по всей поверхности скольжения S. При этом
результат интегрирования на основании гидродинамической тео-
рии смазки имеет вид
ф2
т— 1\яс_ 3 /Я f e(cosq) —cos<pm)
I— J-tfld— 2 1|) J (l+ecos<p)3
s Ф1
+ l+tcosq> ’
<P1 J
(37)
(38)
или
. Т = ^-Фт.
где Фг — безразмерный коэффициент сопротивления смазочной
жидкости, величина которого, согласно (37), равна
<₽2 <₽2
Ф - - f « <С<» ф — COS <»>,„) da) I 1 f /QQl
2 J (l+ecos<p)s 2 J l+ecosq> ’
ц>1 <Р1
Входящие в формулы (37)—(39) величины имеют те же значе-
ния, что и в формулах (33)—(35). Вычисленные значения Фг
для различных параметров подшипников (по М. В. Коровчин-
скому [44]) приведены в табл. IV.4.
Для приближенных расчетов условно можно принять относи-
тельный эксцентриситет 8 = 0, что соответствует состоянию, когда
ось вращения цапфы (Ох) совпадает с осью подшипника (О). Ра-
зумеется, при этом клинообразный слой смазки заменяется коль-
цевым слоем толщиной, равной радиальному зазору. С учетом
этого допущения формула (37) получит вид
<р«
<Р1
Для подшипника с углом обхвата цапфы 360° имеем фх = 0
Ф2 = 2л; следовательно,
Т = л|1<в/£ (40
Из формул (38) и (40) следует, что сила трения Т при жидкост-
ном режиме движения не зависит от внешней нагрузки на
100
Безразмерная характеристика коэффициента трения Фг [451
0,975 1П 00 СЧ Ь- СП. СО S О СЧ Ф г- ь-* < ь-* оо оо* оо оо сл оо оо оо оо оо оо о —< »—< »—< «-И «-И «** _< _) __ _ _ _
0,95 1 00 — ’’tCOOOO — 1П осоюсоь-ооосч —* сч* сч* сч сч* со СО СО СЧ СЧ* СЧ СЧ* СЧ* СЧ* СО СО*
0,925 СО 00 _ л _ сч сл со 1П г- <о СЧ ’’t 1П СО <О СО Г*- СП — СЧ СО ю О"Г СИ О* О О* О О* —’ с? С? Ci о о о* о о «—« »—н •—н •—4 «—« •—и «—и <-н •—и •—н
о — — CiCO — ^-оосо счоо — — — слсо—< — СО xt СО. 00. Oi о со. сч со. in со~ ь-^ ь-^ оо со оо* оо* оо* оо оо оо* ел* сл* оо* оо оо оо* оо* оо* оо ел*
0,85 о счеосл — Счсос^^* $О in^t-OO-’C4’t cOb-OOCT>OiOOC4 сосососоь-ь-ь-ь- сососососоььь <s
08*0 ш Я Й СО^СОСООЧОГ^Ю хООО'^’-’ООСЧЬ-Ь- О CD oo Ci^ О — C*3 co b- 00 СП СП о. о in* in 1П in co co* cd co X in* in* in in in co co co § =
0,75 3 xf СЧ О СЛ —1 b- СЧ ".счсосл^сл^-хсо Я CD — C4~ C4_ CO xt xt co < о -- e— co. CO s in in* in* in in* in in in* О ininininiOininin X c
о c »s X СЧОО^ОСО — COO ЗСОСЛ^ООСЧСОСЛЬ- 0 CD b 00. oo~ СП СЛ —44 co co b^ b- oo~ oo~ oo~ о 3 XT xt xt xt xt xt xt in X xt“ xt xt xt xt xt xt xt“ t=x я
0,65 ° £ E ffl — CO О CO О in СП О — in СП СЧ О СП СЧ oo э^. ?о СО ''f in in in in b ° COCOCOxtcO-’flOin 2 XT xt xt xt xt xt xt xt 4 xt xt xt xt xt xt xt СЧ* x о X _
<0 С 4 C о сро^оосчтслоо со сл co co т — co сл ’“L °1 °1 °1 o„ °1 °1 °1 E xt xt xt xt xt xt xt Xf xt xt xt xt xt xt xt xt
0,5 осотоосчсчтсч осч^собЬосчсо ь- ь- ь-ь-_ оо. oo~ оо. сл ь- b- b-_ b- b- oo~ oq oo~ CO CO CO* CO* CO* co* co* co* co* co* CO* CO* CO* CO* CO* CO*
о ь- оо о — сч m о t^ooo — счсо^со Xf xt in in in in in CO xt xt in in in in in in co co co* co* co co* co* co co co* co* co co co co co*
0,3 — C4COCO”tincOOO — СЧ co CO Ш in b СО СО. СЧ. CO. CO co. co co co. co. CO co co co co. co* co* co* co* co co* co* co* co co* co* co co co* co co*
i co b- °o сл о — еч in co ь-_ °q. сл. о —in o’ o* d o* —*—*—*—* о о о о —* ~ —* —*
101
цапфу Р и развиваемого давления р в несущем смазочном слое.
Вместе с тем, следуя аналогии с расчетом трения в опорах с су-
хим и граничным трением, при расчете трения для жидкостного
режима часто используют условный коэффициент трения, рав-
ный f = Учитывая, что Р = pld, на основании (38) получим
Для приближенных расчетов трения из (40) получим следующую
формулу, предложенную Н. П. Петровым,
f=^- («>
В специальной литературе приводятся и другие формулы для
определения условного коэффициента трения, дающие более
близкие к (41) результаты, например
+W’(-r)”’ (43>
где р, кГ'сек/м2, <о, сек-1, р, кПм1-, показатель степени т— 1,5
при / < d и m = 1 при I > d.
Момент сил трения цапфы вала в подшипнике при жидкостном
режиме движения равен
Mmp = Tr = fPr. (44)
Интенсивность затраты энергии на преодоление этого трения,
выражается формулой
Nmp = = 10 fPm, вт, (45
где Р, кГ\ г, м\ <о, сек-1.
Пример. Вал зубчатой передачи смонтирован на подшип-
никах скольжения с жидкостным режимом трения. Размеры цапф
вала d = 100 мм, I = 100 мм\ посадка — широкоходовая 2-го
класса точности; радиальная нагрузка на подшипник Р = 800 кГ,
скорость вращения вала п = 600 об!мин.
Требуется подобрать смазку и определить коэффициент тре-
ния в опоре (при жидкостном режиме) и затрату энергии на пре-
одоление сопротивления вращению вала.
Решение.
1. Сорт смазки выбираем на основании условия (23) возмож-
ного осуществления гидродинамического режима трения
___ РФ2
И> «о [Sol ’
где р = — удельное давление I р = [0 |(j = 8 кПсмг = 8 х
X 104 кПм*у, <о — угловая скорость = -^=62,8 рад! сек} ;
102
ф = dn d d—относительный зазор (для заданной посадки имеем
dn = 1ОО+0'035, d = 1ОО-0’’175 и ф = = 0,0021); [So] —
критерий Зоммерфельда (значение которого выбираем по табл. IV.2;
для 1 = 1 и i|) = 0,0021 [So] = 3,57).
Необходимое минимальное значение коэффициента динамиче-
ской вязкости смазки равно
^ = 628,8^572,.11Ов = 0’0016’ кГ'Сек!мг.
В качестве характеристики смазочных материалов в таблицах
приводится коэффициент кинематической вязкости (в сантисток-
сах), который равен
v = 9807^ = _9807£0016_
Y 0,9
Для этого значения v60 может быть взято масло индустриальное 20
или 30.
2. Для определения коэффициента трения f по формуле (41)
необходимо знать безразмерную характеристику трения Фг,
величина которой зависит от относительного эксцентриситета 8.
Значение 8 может быть найдено с помощью формулы (35)
и табл. IV.3.
_ _Р_ 8.10*2,1»
Id* puo цсо “ 0,0016-62,8-10® “
Согласно табл. IV.3, для-^- =1 и Фр = 3,5 имеем е = 0,82,
а по табл. IV.4 находим Фг = 6,5. Величина коэффициента тре-
ния по формуле (41) равна
f = ^фт = 0T10«2tl103 -6’5 = °’0039-
Для сравнения вычислим величину f по формуле (43)
/ = + 0,55ф (-^-)т = 0,0019 + 0,0011 = 0,003.
3. Мощность, развиваемая силами вязкого трения в опорах
вала зубчатой передачи, равна
Мтр = ZfPrv = 2-0,0039-8.108-0,05-62,8 = 200, вт.
103
Глава V
ОСНОВЫ РАСЧЕТА ОПОР ТРЕНИЯ СКОЛЬЖЕНИЯ
1. РАСЧЕТ ОПОР СУХОГО И ГРАНИЧНОГО ТРЕНИЯ
Условия работы опор скольжения многих современных машин
и агрегатов характеризуются значительными нагрузками и ско-
ростями, высокими или низкими температурами, глубоким ваку-
умом и другими особенностями, при которых надежная смазка
трущихся поверхностей не может быть обеспечена.
Характерной особенностью рассматриваемых видов трения
является сравнительно высокое сопротивление вращению и повы-
шенный износ деталей опоры, поэтому ее работоспособность и
долговечность определяются прежде всего антифрикционными
и механическими свойствами материалов трущихся деталей,
а также конструкцией опоры и условиями трения. Исходя из
этого, задача расчета опор скольжения заключается в подборе
материалов, определении размеров и других параметров, при
которых обеспечиваются необходимые работоспособность и долго-
вечность опоры.
Аналитический расчет опор скольжения вызывает большие
трудности, так как невозможно достоверно учесть влияние много-
численных факторов, определяющих работоспособность этих опор.
Поэтому существующий приближенный метод расчета основан
на двух следующих критериях, выработанных многолетним опы-
том эксплуатации опор скольжения.
Критерий прочности. Его суть заключается в обеспечении
надлежащей прочности деталей опоры, обычно вкладыша или
его антифрикционного слоя (так как цапфа вала изготовляется из
более прочного материала и рассчитывается на прочность вместе
с расчетом вала).
Материал вкладыша подшипника в зоне контакта с цапфой
вала подвергается объемному сжатию, поэтому количественным
критерием прочности могла быть наибольшая величина возни-
кающих при этом контактных напряжений ок. Однако ок зависит
от многих трудноучитываемых факторов — нагрузки на опору
(которая практически является переменной), фактической пло-
щади контакта, функции распределения удельных давлений р =
= Р (ф, 0» жесткости деталей опоры и др., что крайне усложняет
задачу достоверного определения величины контактных напря-
жений.
В практике инженерных расчетов опор скольжения в качестве
критерия прочности принимается среднее удельное давление р,
с помощью которого условие прочности опоры скольжения выра-
жается следующей зависимостью
104
где Р — нагрузка на опору; S — условная или расчетная площадь
контакта (например, для цилиндрических подшипников прини-
мается S = ld)\ [р] —допускаемое удельное давление, величина
которого для различных материалов деталей опор устанавливается
опытным путем (см. табл. III.2—III.7).
Критерий теплостойкости (или недопустимости чрезмерного
нагрева). Этот критерий предусматривает нормальный тепловой
режим работы опоры, при котором адсорбированные на трущихся
поверхностях пленки не разрушаются, а в опорах с жидкостным
режимом трения сохраняются необходимые свойства смазки.
При вращении цапфы вала механическая энергия трения пре-
вращается в тепловую энергию, которая через поверхности дета-
лей опоры и смазку отводится из зоны трения и рассеивается
в окружающей среде. Интенсивность тепловыделения в резуль-
тате трения выражается зависимостью
WT = "ЙТ’ ккал1сек> (2)
где Р — нагрузка на опору, кГ; и — расчетная скорость скольже-
ния (для цилиндрических цапф — окружная скорость), м/сек\
f — приведенный коэффициент трения; х/да — тепловой эквива-
лент механической энергии.
При сухом трении отвод и рассеивание тепла приближенно
можно считать пропорциональным величине площади поверхности
трения подшипника. Удельное тепловыделение шТ, приходящееся
на единицу площади поверхности трения Sm, например цилин-
дрического подшипника, равно
= = 427nrfZ ' = "4^Г pV'
Если условно принять коэффициент трения опоры f для
данных условий трения неизменным, то удельная интенсив-
ность тепловыделения Wm может быть оценена произведением
pv, кГ/см2 - м/сек. Учитывая это, величину pv принимают в расчетах
опор скольжения в качестве ориентировочного критерия нормаль-
ного теплового режима при сухом и граничном трении. Нормаль-
ный режим трения считается обеспеченным, если соблюдается
условие
pv = [р и], (4)
где |ри]—допускаемые значения критерия теплостойкости,
устанавливаемые для различных материалов элементов опор на
основании опытных данных (см. табл. III.2—III.5).
Вместе с тем отметим, что расчет опор скольжения по при-
веденным критериям (1) и (4) носит весьма приближенный харак-
тер, так как при этом не учитываются изменения условий трения
с ростом скорости скольжения. Например, величина коэффициента
трения на стыке граничного и полужидкостного трения может
105
резко снижаться (в десятки раз), вследствие чего существенно
изменяется и тепловой режим работы опор.
Рассмотрим несколько подробнее расчет часто встречающихся
конструкций опор скольжения.
Цилиндрические подшипники нагружаются в основном радиаль-
ными силами. Конструкции таких подшипников подробно рас-
смотрены в гл. III.
Диаметр цапфы вала d (рис. V.1) назначается конструктивно,
в зависимости от диаметра основной части вала (de), определяе-
мого по расчету на прочность
и жесткость; обычно d (0,84-
4-0,9) de. Диаметр отверстия
вкладыша подшипника полу-
чается с допуском, соответствую-
щим выбранной посадке.
Таблица V.1
I
Ориентировочные значения для
подшипников скольжения
Тип машины d
Паровые турбины и турбогенераторы 0,6-1,0
Компрессоры 0,6—1,2
Электродвигатели 0,8—1,2
Редукторы 0,8-1,2
Двигатели внутрен- него сгорания 0,8—1,5
Подъемные механиз- 1,2-2
мы
Станки 1,1—2
Рис. V.I. Изменение температуры
в многослойном подшипнике
Длина цапфы I принимается в пределах, установленных прак-
тикой эксплуатации подшипников норм. Обычно = 0,5 4- 1,5;
, I
при этом с увеличением d отношение -у- должно уменьшаться»
так как чем длиннее цапфа, тем больше вероятность неравномер-
ного распределения нагрузки по ее длине и повышенного местного
износа вкладыша в зоне торцов. Рекомендуемые значения при-
ведены в табл. V.I.
При выборе материала подшипников учитываются следующие
основные требования: механические свойства должны обеспечи-
вать динамическую прочность подшипника; слой трения должен
обладать необходимой несущей способностью, малым коэффициен-
том трения, высокой износостойкостью, а также противостоять
коррозионному воздействию среды; коэффициент теплопровод-
ности должен быть достаточным для отвода тепла из зоны трения
и поддержания нормального теплового режима работы; экономи-
106
ческая целесообразность материала по стоимости, технологич-
ности обработки и работоспособности в течение заданного срока
службы. Основные характеристики материалов, применяемых
для изготовления подшипников скольжения, были приведены
в табл. III.2—III.11.
Приближенный проверочный расчет подшипников на прочность
и недопустимость чрезмерного нагрева производится по следую-
щим условиям:
Р = ^^1Р], кГ/см2; (5)
Pv = Id • СТО = ’ кГ-м/см2-сек, (6)
где Р, кГ; Z, d, см; п, об/мин.
Если эти условия не удовлетворяются, то могут быть внесены
коррективы в размеры подшипника или выбран другой материал
с более высокими значениями [р] и [pv]. При этом следует иметь
в виду, что с ростом скорости скольжения коэффициент трения
уменьшается, поэтому для высоких скоростей можно выбирать
верхние пределы значений [р v ], а для малых скоростей — ниж-
ние пределы.
Тепловой режим подшипника характеризуется преобразованием
механической энергии трения в тепло и отводом его во внешнюю
среду. При этом происходит повышение температуры в рабочей
зоне подшипника, что может стать причиной утраты его работо-
способности.
Интенсивность тепловыделения в подшипнике определяется
подформуле
= = ^~PV= 8,15иоь ^алЮек, (7)
где Р, кГ; /, d, см; V, м/сек; п, об/мин.
При установившемся режиме работы подшипника это тепло
должно быть отведено и рассеяно во внешней среде. Отвод тепла
осуществляется большей частью через вкладыш и корпус под-
шипника, а при низкой теплопроводности вкладыша — через вал.
Количество тепла, отводимое во внешнюю среду через под-
шипник (см. рис. V.1), определяется по формуле
Wc = 3^K(tn — te)F', ккал/сек, (8)
где К — коэффициент теплопередачи, ккал!м2 ч-град; F' — на-
ружная поверхность подшипника, через которую происходит
теплоотдача, м\ tn — температура рабочей зоны подшипника, °C;
4 — температура окружающей среды.
Если принять, что при установившемся движении Wn = Wc,
то на основании (7) и (8) условие обеспечения нормального
107
теплового режима работы подшипника может быть выражено сле-
дующей зависимостью:
+<.]<<;]. <9)
где [/о] — наибольшая допускаемая температура рабочей зоны
подшипника; для обычных материалов подшипников при сухом
и граничном трении [/£] % 80°; для специальной металлокера-
мики, пропитанной фторопластом, и некоторых синтетических
материалов значение [/J] может быть повышено в два-три раза.
Величина коэффициента теплопередачи К зависит от конструкции
подшипника и может быть найдена по формуле
= ——------И —, ккал/м2, • ч • град, (10)
V А “в
2-i st
Z=1
где Si — толщина слоя, составляющего подшипник, м; Xt- — коэф-
фициент теплопроводности слоя, ккал/м• ч- град\ ав — коэффи-
циент теплоотдачи от наружной поверхности подшипника в окру-
жающую среду, ккал/м2 • ч • град,
тт 1
Для подшипников с металлическими вкладышами величина —г
Й-
пренебрежимо мала по сравнению с — , поэтому на основании (10)
можно принимать К ав.
Для необдуваемых подшипников обычно принимают К
= 8-И4 ккал!м2 -ч-град (меньшие значения относятся к под-
шипникам с затрудненным теплоотводом). При обдуве воздухом
К = 14 J/G^, где ve — скорость обдува, м/сек.
При отводе тепла из рабочей зоны подшипника через вал тем-
пература может быть найдена по формуле
f =____-----------i_f < Г/°1 (Ц)
gc + 0,5ГКЛ e L "J ’ u '
где G и F — вес, кГ, и площадь, л<2, части вала, отстоящей на рас-
стоянии (3-^4)d от подшипников; С — теплоемкость материала
вала; для стали С = 0,12 ккал/кг-град; К — коэффициент тепло-
передачи от вала к воздуху; К = 8-е-12 ккал/м2-ч-град; Т — время
работы подшипника в течение смены, ч; 7\ — общая продолжи-
тельность смены, ч.
Результаты теплового расчета подшипников во многом зависят
от выбора расчетных значений коэффициента трения f и скорости v,
входящих в формулы (7), (9) и (11). Для приближенных расчетов
значения f могут быть взяты из табл. IV. 1. Для получения более
достоверных результатов предпочтительнее пользоваться опыт-
108
ними данными, близкими по условиям работы к проектируемому
или проверяемому подшипнику.
Нормальная работа подшипника без смазки возможна лишь
при наличии оптимального зазора между цапфой вала и вкла-
дышем.
С ростом величины зазора уменьшается зона непосредствен-
ного контакта, а следовательно, возрастает местный износ под-
шипника. При малых же зазорах, вследствие перекоса, возможно
защемление цапфы и перегрев подшипника. Практически ве-
личина зазора определяется выбором той или иной посадки.
Наиболее часто назначаются ходовая и широкоходовая посадки
2 и 3-го классов точности.
Для подшипников из синтетических материалов Р. Г. Мирзоев
[56] рекомендует определять предельные зазоры Admax и Admln
по следующим формулам;
тах 0,35РЕлр ’
(12)
A^mln A^inax>
где [ак]—допускаемое контактное напряжение пластмассового
элемента; d и I — диаметр и длина вкладыша; Р — нагрузка;
Епр— приведенный модуль упругости (Епр = 2-^^2 , Ех и
\ Li -f-
£2 — модули упругости материалов вала.и вкладыша).
Значения [ах] и £2 для некоторых синтетических материалов
приведены в табл. V.2.
Т а б л и ц a V.2
Значения Е> и [<г]к
Наименование материала Модуль упругости Е2, кГ/см* ! Допускаемое контактное напряжение [о]к, кГ/смг
Капрон (5ч-7) 10» 40
Текстолит (404-60) 10» 120
Волоки ИТ (1504-200) 10» 70
Фторопласт-4 (4,74-8,5) Ю» 50
При проектировании подшипников сухого или граничного
трения может быть рекомендован следующий порядок расчета.
1. Предварительный выбор материала вкладыша с учетом
конкретных условий работы.
2. Назначение размеров подшипника d и I с учетом размеров
вала и рекомендуемого отношения -у-; при этом длина подшип-
ника / может быть найдена из условия (6).
109
3. Определение расчетной скорости скольжения цапфы о.
Для подшипников сухого трения
° = -бга-<М’ м/сек-
Допускаемые значения скорости [v] приведены в табл. III.2.
Для подшипников с жидкостным (или полужид костным) ре-
жимом трения в качестве расчетной может быть принята скорость,
соответствующая переходу от- граничного трения к полужидкост-
Рис. V.2. Расчетные схемы пят и подпятников:
а — плоская кольцевая пята; б — гребенчатая пята
ному (см. рис. IV.2); величина этой скорости, на основании фор-
мулы Фогельполя, равна
v , м/сек, (15)
где р — среднее удельное давление, кПсмг\ С — коэффициент,
принимаемый для вкладышей из бронзы или антифрикционного
чугуна-1,5; при заливке баббитом С — 2,5 -5-4; р — коэффициент
вязкости масла в сантипуазах.
4. Проверочный расчет по критериям р и pv(5) и (6) и уточ-
нение размеров подшипника d и /; при этом допускаемые значе-
ния [р ] и [ро] принимаются согласно данным табл. III.2—III.7.
5. Выбор расчетного значения коэффициента трения f (по
табл. IV. 1).
6. Определение температуры в рабочей зоне подшипника по
формулам (9) и (11) и уточнение материала подшипника."
7. Определение необходимого зазора в подшипнике и назна-
чение посадки; при этом могут быть использованы зависимости (12).
8. Определение затраты энергии на преодоление сопротивле-
ния в узлах подшипников.
Плоские подпятники предназначены для восприятия осевой
нагрузки. По своей конструкции они могут быть со сплошной
опорной поверхностью, с кольцевой поверхностью (рис. V.2, а)
и гребенчатые (рис. V.2, б). В опорах горизонтальных валов,
ПО
нагружаемых осевыми силами, например в передаточных меха-
низмах с косозубыми, коническими и червячными колесами; бур-
тики на валах и вкладышах подшипников также играют роль
элементов подпятников.
При проектировании подпятников производится (по аналогии
с рассмотренными ранее подшипниками скольжения) выбор ма-
териала для вкладыша, определение основных размеров узла,
условный проверочный расчет по критериям [р] и [ру], опре-
деление затраты энергии на трение и расчет теплового режима
работы.
Основные размеры плоских пят и подпятников определяются,
как правило, на основании расчета несущей части вала на проч-
ность и жесткость.
Для кольцевых пят и подпятников формулы условного про-
верочного расчета имеют вид:
Р
Р =--------------
(14)
pv„==^[pv], (15)
где Р — осевая нагрузка на подпятник, кГ; d, d0 — наружный
и внутренний диаметры опорной поверхности пяты, см\ обычно
d0 — (0,6ч-0,8) d; Кп — коэффициент, учитывающий уменьшение
опорной поверхности вследствие размещения смазочных канавок;
обычно принимают Кп = 0,8ч-0,9; vn — расчетная скорость
скольжения, м/сек, в качестве которой может быть взята окруж-
ная скорость по среднему диаметру опорного кольца пяты, т. е.
vn = ыср = -gj-• (2*У , м/сек, (16)
где п — число оборотов в минуту.
Допускаемые удельные давления [р] и произведение [pv)
для различных материалов пяты и подпятника приведены
в табл. V.3.
Расчет сплошных пят производится по формулам (14), (15)
и (16), принимая в них d0 = 0.
Расчет гребенчатых подпятников (см. рис. V.2, б) заключается
в определении количества гребней г, их размеров и проверке на
нагрев по произведению pv. Исходя из допускаемого среднего
удельного давления [р], имеем
г^ —---------------• (17)
-Т^~4)Кп[р]
Так как нагрузка между гребнями распределяется неравномерно,
то значения [р], приведенные в табл. V.3, понижают на 30—50%.
Высота гребня h может быть найдена на основании расчета
на изгиб. Для этого гребень принимают за условную консольную
111
Таблица V.3
Ориентировочные значения [р] и для подпятников
Материал [р], кГ/см* [ра], кГ/см* м/сек
пяты подпятника
Закаленная сталь Баббит Бронза Чугун 80—90 70—80 50—70 60—100 50—80 20—40
Незакаленная сталь Баббит Бронза Чугун 50—60 40—50 20—30 40-70 30-50 10—25
балку с заделкой по периметру nd подпятника, несущую равно-
мерно распределенную нагрузку интенсивностью р. Условие
прочности в опасном сечении гребня имеет вид
z 2 г ,
6
откуда
ЗР/
л</г[а0] ’
(18)
где I = -~Q----длина гребня, при этом отношение обычно
принимают в пределах 1,2—1,6; [ou 1 —допускаемое напряжение,
для чугунных подпятников [о„ ] 0,12ов, для бронзовых [ои]
0,3ов.
Условная проверка гребенчатой пяты на нагрев (по условию
[ру]) производится так же, как и кольцевой пяты, но значе-
ния [ру], приведенные в табл. V.3, из-за ухудшения условий
теплоотвода снижаются на 30—50%.
Потери энергии на трение в опорах скольжения можно опре-
делить по формуле
Л1т(о МТп
вт
(19)
где NT — момент сил трения в опоре, кГ-см, определяемый по
формулам, приведенным в гл. IV; п — число оборотов в минуту
цапфы вала.
112
2. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Задача гидродинамического расчета заключается в определе-
нии основных размеров и параметров узла подшипника, выборе
материала вкладыша и сорта смазки, обеспечивающих при задан-
ных условиях работы устойчивый режим жидкостного трения.
Метод этого расчета базируется на основных положениях гидро-
динамической теории смазки (см. гл. IV) и данных практики
эксплуатации подшипников скольжения различных машин.
Исходными техническими ус-
ловиями для расчета и конструи-
рования подшипников (рис. V.3)
обычно являются: нагрузка на
подшипник Р (обычно — опор-
ные реакции вала); скорость
вращения цапфы со, Мсек или
п, об!мин\ диаметр вала de и рас-
стояние между серединами
опор L; температура окружаю-
щей среды Могут быть заданы и другие данные, характери-
зующие условия работы подшипника.
Рассмотрим кратко порядок и особенности расчета подшипни-
ков на жидкостное трение.
Размеры цапфы d и I назначаются конструктивно: диаметр d —
в зависимости от диаметра вала de с учетом переходных галтелей,
обычно d 0,9de; длина I — по отношению при выборе
которого можно пользоваться табл. V.I. При весьма больших
нагрузках на подшипники отношение может быть повышено
до двух и более.
Предварительный выбор материала вкладыша производится
на основе опыта эксплуатации аналогичных конструкций под-
шипников и с учетом разработки новых материалов. Кроме того,
определив условное удельное давление
p==7d’ кГ/см2
Рис. V.3. Схема к расчету подшипни-
ков
и окружную скорость
яdn nd .
V ~ 60-100 — 1910 ’ м!сек'
можно воспользоваться табл. III.2—III.7, в которых приведены
допускаемые значения [р]; [о] и [ро].
Величина относительного зазора между цапфой вала и вкла-
_______ dn — d
дышем ip = —— также выбирается на основании опытных
данных.
8 Н. А. Спицын и др. 113
Ориентировочные значения гр для различных машин приведены
в табл. V.4. При этом для больших нагрузок и диаметров цапф
принимают меньшие значения гр.
Выбрав предварительно величину относительного зазора гр,
назначают по ней соответствующую стандартную посадку, после
чего уточняют действительные предельные зазоры в подшипнике.
Сорт масла для смазки подшипников выбирается исходя из
условия обеспечения устойчивого режима жидкостного трения
и с учетом способа подвода масла в зону трения. При этом необ-
ходимое значение динамиче-
ского коэффициента вязкости
масла определяется на осно-
вании условия (IV.23)
кГ-сек1м*’ <20>
Таблица V.4
Ориентировочные значения относительного
зазора гр
Тип машины Относительный зазор
Прокатные станы, металлорежущие станки 0,0005—0,001
Редукторы, ком- прессоры 0,001—0,002
Электродвигатели, генераторы 0,0015—0,0025
Двигатели внутрен- него сгорания 0,003—0,004
где [So] — критерий Зом-
мерфельда, выбираемый по
табл. IV.2.
Кинематический коэффи-
циент вязкости в сантисток-
сах равен
V = , сст, (21)
где у — удельный вес масла,
Г/см3.
Вязкость масла зависит
от температуры t° в рабочей
зоне подшипника. Обычно,
табличные значения величин
v и у соответствуют определенной температуре, например v50,
у20, гДе индексы 50 и 20 указывают температуру, °C. Для других
значений t можно пользоваться следующими приближенными
формулами:
Н/ = Hw(-y-)'”; (22)
у, = у20 — 10-47< (/— 20),
где т — показатель степени, равный:
при v60 = 20 30 40 50 70 90
т = 1,9 2,5 2,6 2,7 2,8 2,9
(23)
120
3
К — температурная поправка:
ПРИ ?2о= 0,9 0,91 0,92 0,93 0,94
К = 6,47 6,33 6,62 6,07 5,94
0,95 0,96
5,81 5,677
114
Кроме того, в специальной литературе приводятся графические
зависимости р. = р (t°), v = v (t°) и у = у (Г) для различных сор-
тов масел, пользуясь которыми можно определить необходимые
характеристики смазки.
В машинах с циркуляционной смазкой масло подается к под-
шипникам такое же, как и к другим трущимся узлам, например
к зубчатым колесам, направляющим и т. д., поэтому выбор сорта
масла обусловлен особенностями всей смазочной системы. При
этом выбор способа подвода смазки к трущимся поверхностям
производится с учетом следующих рекомендаций: 1) при ]fpv3 <
<50 можно ограничиться кольцевой смазкой; 2) при V^pv3 >
> 100 необходима циркуляционная смазка под давлением.
Определение средней температуры смазочного слоя представ-
ляет сложную задачу, которая рассматривается в гидродинамиче-
ской теории жидкостного трения.
Температура масла на входе в клиновой зазор между цапфой
и вкладышем обычно принимается равной температуре в нижнем
резервуаре: — 35-е-40° С. Если повышение температуры масла
в рабочей зоне подшипника обозначить через AZ, то на выходе из
клинового зазора температура масла станет
/2 =
Средняя температура смазочного слоя равна
t = ti+±L = ti 4--^_д/^75°с,
Величина прироста температуры А/ может быть найдена по
формуле
•(24)
М =--------------
42'7C^W
где р — среднее удельное давление, кПсм2\ v — окружная ско-
рость, м!сек,', ф — относительный зазор; С — теплоемкость масла,
принимаемая приближенно 0,44 ккал!кГ-град', у — удельный вес
масла; а — коэффициент теплоотвода, а = 5ч-14 кГ! м-сек-град
(меньшие значения принимаются для подшипников легкой кон-
струкции и при затрудненном теплоотводе, а большие — при
улучшенных условиях теплоотвода); т — коэффициент, учиты-
вающий трение в подшипнике, принимается по графику на
рис. V.4, a; q — коэффициент, учитывающий суммарный расход
масла через торцевые сечения подшипника, принимается по гра-
фику рис. V.4 б.
Наименьшая толщина Лт1п смазочного слоя (см. рис. IV. 11)
определяется по формуле (29) в гл. IV.
^mln = (1 е)>
8*
115
где 6 — радиальный зазор, определяемый на основании приня-
тых допусков на размеры цапфы и вкладыша; е — относительный
v е
эксцентриситет, равный -у.
Для определения величины е сначала вычисляют коэффициент
нагруженности
Рис. V.4. Графики для определения коэффициентов tn и q в зависи-
мости от относительного эксцентриситета 8
Определение критической толщины hKp смазочного слоя.
Для обеспечения жидкостного режима трения необходимо со-
блюдение условия
кн =
Пкр
где Кн — коэффициент надежности жидкостного трения, харак-
теризующий запас грузоподъемности подшипника; hKp — крити-
ческая толщина смазочного слоя.
116
Величина определяется по формуле
hKp = Rzu, + Rzn + f/ц, (26)
где /?2Ц, Rzn — высота неровностей поверхностей цапфы и под-
шипника; уц — наибольший прогиб цапфы в подшипнике.
Обработку поверхностей трения цапфы и вкладыша подшип-
ника рекомендуется производить по V7—V12; высокие классы
чистоты применяют при весьма большой удельной нагрузке и ма-
лой толщине слоя смазки. Для этих классов чистоты Т?2 имеет
следующие значения (по ГОСТу 2789—59):
V7 V8 V9 V10 ?11 V12
/?2, мк 6,3 3,2 1,6 0,8 0,4 0,2
Рис. V.5. Расчетная схема прогиба
цапф в подшипниках
Прогиб цапфы вала уц (рис. V.5) зависит от жесткости вала и
опор и может быть найден по приближенной формуле (для вала на
двух опорах)
Уц^ 1 >6 -£- //max =
. I 2PL3 _ PL2!
“1,D L ’ 48EJ ~ 15EJ ’
где / — длина цапфы (или вклады-
ша), см; L — расстояние между
серединами опор, см; Е — модуль
упругости, кПсм2; J —осевой мо-
мент инерции сечения, см4.
Для снижения отрицательного влияния величины уц на работу
подшипника, жесткость вала следует увеличивать, а жесткость
опор — уменьшать. При значительном расстоянии между опорами
вала L рекомендуется применять самоустанавливающиеся под-
шипники.
Допускаемая величина коэффициента надежности [/<„] за-
висит от условий работы подшипника и может составлять от 1,1 до
10. С увеличением Кн возрастает затрата энергии на трение жидко-
кости в опоре и появляется склонность системы вал—опора к авто-
колебаниям. При недостаточной величине Кн и действии динами-
ческой нагрузки возможны нарушения жидкостного режима тре-
ния, сопровождающиеся ударами цапфы о вкладыш.
Затрата движущей энергии на трение в опоре с жидкостным
трением определяется по формулам (41)—(45), приведенным
в гл. IV.
Устойчивость цапфы в смазочной жидкости характеризуется
равновесием внешней нагрузки, передаваемой цапфой на опору,
и гидродинамическими силами слоя смазки. При этом положение
цапфы относительно вкладыша определяется углом фа между
линией действия нагрузки и линией центров (см. рис. IV. 11)
117
и величиной эксцентриситета е. В случае нарушения отмеченного
равновесия, например при изменении внешней нагрузки, вибрациях
и т. д., центр цапфы станет совершать колебания относительно
равновесного положения. Если эти колебания цапфы незначи-
тельны и имеют затухающую характеристику, то расчетное поло-
жение цапфы считается устойчивым. Если же исходное положение
цапфы в подшипнике, нарушенное действием мгновенной возму-
щающей силы, не восстанавливается и амплитуда колебаний воз-
растает, то такое положение цапфы называется неустойчивым.
Рис. V.6. Осциллограмма измене-
ния толщины масляного слоя
в подшипнике дизеля:
Рис. V.7. Схемы подшипников с двумя (а)
и тремя (б) смазочными клиньями
/ — изменение толщины масляного
слоя; 2 — отметка наружной мертвой
точки нижнего поршня первого ци-
линдра
В опорах быстроходных машин колебания цапф могут совпа-
дать по частоте с колебаниями других звеньев, что порождает
сложные вибрации системы, удары и разрушение элементов опоры.
Подробные сведения о расчете подшипников жидкостного трения
на устойчивость цапфы в смазочном слое можно найти в рабо-
тах 1105], [133[.
Данные об экспериментальном исследовании подшипников
с гидродинамическим режимом трения содержатся в работе [31].
На рис. V.6 приведена осциллограмма изменения толщины масля-
ного слоя, записанная с помощью электрического емкостного
датчика при испытании подшипников дизеля 2Д100. Из этой
осциллограммы следует, что за один оборот коленчатого вала
толщина слоя смазки изменялась от 500 (зоны fa и cd) до 12 мк
(точка Ь).
Для повышения устойчивости вращения цапфы в подшипнике
и лучшего демпфирования вибрационных колебаний применяются
вкладыши с двумя и более масляными клиньями.
Подшипник (рис. V.7, а) может быть получен расточкой из
двух центров или смещением вкладышей по линии разъема. При
вращении цапфы возникают гидродинамические давления в нижней
и в верхней зонах, разность которых уравновешивает внешнюю
118
нагрузку. Увеличение числа клинообразных зазоров (рис. V.7, б)
повышает устойчивость и улучшает центровку цапф, но при этом
уменьшается грузоподъемность подшипника.
3. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ПОДПЯТНИКОВ
Для образования гидродинамического давления в подпятнике
необходимы клиновидные зазоры между рабочими поверхностями
цапфы и подпятника. Это достигается путем наклонного распо-
ложения отдельных участков (сегментов) упорной поверхности,
которые могут быть неподвижными и самоустанавливающимися.
Схема подпягйника с неподвижными сегментами показана на
рис.У.8, а. Для предотвращения утечки масла по радиальным ка-
навкам последние не доводят до наружной окружности пяты на
Рис. V.8. Схема сегментного подпятника
расстояние S % (0,1 -5-0,2) (г2 — G), где ri> гч — внутренний и
наружный радиусы опорной поверхности. В практике проектиро-
вания обычно принимают — = 1,5-ь2. При вращении пяты масло
увлекается в клиновидные зазоры, где создается гидродинамиче-
ское давление. Для восприятия нагрузки при недостаточной ско-
рости вращения пяты (при трогании и остановке) сегменты имеют
плоскопараллельные (без скоса) участки длиной а (рис. V.8, а).
Величина а определяется по расчету на удельное давление
Ро
Ваг
(28)
откуда
а Вг[р]
где Ро — общая нагрузка на опору, кГ\ В — расчетная ширина сег-
мента, В=г2— G, см\ г— число сегментов, равное (рис. V. 8,а)
__ 2лг
Z~ 1+с+а ’
(29)
[р ] —допускаемое удельное давление (см. табл. V.3).
119
Расчет узла подпятника на жидкостный режим, как и расчет
подшипников, основан на гидродинамической теории трения. При
этом сегмент условно заменяется эквивалентным прямоугольни-
ком, поток жидкости принимается ламинарным и несжимаемым.
Несущая сила Р, развиваемая внутренним давлением слоя смазки
одного сегмента (рис. V.8, б), приближенно может быть найдена
Рис. V.9. Зависимость безраз-
мерного коэффициента нагру-
жен ности Фр от отношения LB
по формуле
р== _Н£ВР_ф
hl
(30)
где р — динамический коэффициент
вязкости, кГ-сек1м2\ v — скорость
скольжения на средней окружности
(или окружности с приведенным ра-
2 г3 — г3 \
диусом гпр = -3---1---> м!сек,\ I —
гч~~г\ '
длина наклонной части сегмента, м\
hr — минимальная толщина смазоч-
ного слоя, мм\ Фр — безразмерный
коэффициент нагруженности сегмента
бесконечной ширины, значения кото-
рого приведены на рис. V.9.
Общая несущая сила опоры, со-
стоящей из z сегментов, равна
= Pz.
(31)
Зависимости (30) и (31) могут быть использованы при проекти-
ровании и проверочном расчете плоских подпятников с неподвиж-
ными сегментами. При этом рекомендуются следующие соотно-
шения размеров у- = 1,54-2; -^- = 0,54-1,6; ширина канавки
С = 24-4 мм\ угол скоса рабочей поверхности сегмента а0
1,5 рад.
Минимальная толщина смазочного слоя опоры hx должна быть
достаточной для перекрытия микронеровностей рабочих поверх-
ностей пяты и подпятника. Обычно при чистоте поверхностей,
близкой к V8, принимают hv 20 мк.
Общая затрата энергии на трение в смазочном слое опоры в се-
кунду определяется по формуле
tfr = (Mr4-Alfl)(D, (32)
где Мт — момент сил трения на наклонных участках сегментов,
Мт = ггпрФт V PpvB\
(33)
120
Ма — момент трения на участках а сегментов с постоянной тол-
щиной смазочного слоя hlt
^a = z^r(r42-ri); (34)
<Dr — безразмерный коэффициент сопротивления вращению
(рис. V.10); <о — угловая скорость вращения пяты; гпр =
„ ,3 -3
2 г2 Г1 « «
= "о---5--9— приведенный радиус расчетной окружности тре-
3 r2~ri
Рис. V.10. Зависимость безраз-
мерного коэффициента сопротив-
ления Фг от отношения L/B
Г 1 ~Г Г 2
ния; г = 2—радиус сред-
ней окружности опорного коль-
ца подпятника.
Рис. V.11. Схема самоуста-
навливающегося сегмента
Подпятники с самоустанавливающимися сегментами приме-
няются при значительных нагрузках и переменном режиме работы
опор. Они допускают автоматическую установку сегментов с таким
углом наклона а0, при котором реализуется необходимая несущая
сила смазочного слоя.
Схема самоустанавливающегося сегмента показана на рис. V. 11.
Расчетная формула для определения несущей силы одного сег-
мента имеет вид
4
Р = -^<Р°фР, (35)
где р, со, г, hlt Z — имеют те же значения, что и в формулах (30)
и (32); фо — центральный угол сегмента, рад, ф0 = (0,7ч-0,85) х
х ; Фр — безразмерный коэффициент нагруженности сегмента,
значения которого в зависимости от величины ф0 и отношения —
Г1
приведены в табл. V.5.
121
Момент сил трения смазочной жидкости в опоре может быть
найден по формуле
Мт= ць)^г<Ро Фг, (36)
где Фг — безразмерный коэффициент сопротивления
Таблица V.5
Значения безразмерных коэффициентов Фр
и Фг самоустанавливающихся
подпятников [44]
Централь- ный угол, ’’о Отношение Г1
1,7 2 2,5 3
Коэффициент нагруженности Фр
20 0,152 0,332 0,888 1,878
30 0,113 0,262 0,744 1,620
40 0,090 0,219 0,636 1,415
50 0,068 0,176 0,531 1,206
Коэффициент сопротивления <
20 1,35 2,76 7,04 14,8
30 1,33 2,73 6,97 14,68
40 1,32 2,71 6,92 14,58
50 1,31 2,69 6,81 14,47
вращению
(см. табл. V.5)
Подробные сведения о рас-
чете опор с подвижными сег-
ментами можно найти в спе-
циальной литературе.
4. ОСНОВЫ РАСЧЕТА
ГИДРОСТАТИЧЕСКИХ ОПОР
В гидростатических опо-
рах жидкостный режим тре-
ния осуществляется за счет
непрерывной подачи масла
в зону трения под определен-
ным давлением, создаваемым
насосом. Достоинство этого
способа смазки заключается
в том, что смазочный слой
надежно разделяет трущиеся
поверхности опор как в усло-
виях установившегося движе-
ния, так и в нестационарных
условиях — при любых ско-
ростях, в том числе и при
нулевой скорости вращения.
Гидростатические опоры, бла-
годаря высокой их несущей
способности и малым потерям энергии на трение, нашли приме-
нение в мощных прокатных станах, металлорежущих станках и
в другом современном оборудовании, работающем при больших
нагрузках и малых скоростях. Однако эти опоры требуют
дополнительного источника смазки под давлением, фильтрации,
уплотнения и др., что удорожает их стоимость и усложняет
уход.
Гидростатические опоры могут быть выполнены как в виде под-
пятников плоской, цилиндрической, конической и сферической
форм, так и в виде подшипников с одной (см. рис. IV.9) или не-
сколькими смазочными камерами.
Типовая схема питания гидростатического подпятника с цен-
тральной камерой показана на рис. V.12. Поток смазки, подавае-
мый насосом в камеру подпятника, направляется по его опорной
122
поверхности к периферии, образуя смазочный слой толщиной h.
По мере удаления потока смазки от центральной камеры, давление
в нем падает (рис. V.12), затем смазка поступает в резервуар,
фильтруется и снова подается насосом в систему.
Расчет гидростатических опор заключается главным образом
в определении количества смазки, подаваемой насосом, давления
в камере и мощности насоса для обеспечения оптимальной тол-
щины смазочного слоя. При решении этих задач используются
основные зависимости гидродинамики
и данные экспериментальных иссле-
дований.
Несущая способность гидростати-
ческого подпятника Р определяется
по формуле
Р = КрРкя(г1-г1). (37)
Расход смазки через
ческий подпятник Q
формулой
Рис. V.12. Общая схема питания
гидростатического подпятника:
1 — пята; 2 — капиллярное уплот-
нение; 3 — эпюра давления масла;
4 — подпятник; 5 — центральная
смазочная камера; 6 — линия под*
вода смазки; 7—дроссель; 5 — отвод
к другому подпятнику; 9 — насос;
10 — манометр; 11 — возврат масла
в резервуар
гидростати-
выражается
h3
р
(38)
и наружный
Q — Я / Ъ 2\
где rlt г2 — внутренний
радиусы опорной поверхности под-
пятника, см; Рк — давление смазки
в камере подпятника, кПсм*\ р. — ко-
эффициент динамической вязкости
смазки, кГ-сек/см2; h—толщина мас-
ляной пленки, см; Кр — безразмер-
ный коэффициент нагрузки; q— без-
размерный коэффициент расхода
смазки.
Коэффициент нагрузки Кр пред-
ставляет собой отношение несущей
способности подпятника к силе дав-
ления в камере и показывает, насколько эффективно исполь-
зуется давление в камере подпятника. Величина этого ко-
эффициента зависит от соотношения размеров подпятника и
определяется аналитическим и экспериментальными способами.
Коэффициент расхода смазки q характеризует гидравлическое
сопротивление потоку смазки в подпятнике. При увеличении раз-
меров камеры сравнительно с размерами опорной поверхности
подпятника гидравлическое сопротивление снижается и расход
смазки возрастает.
Значения коэффициентов К.р и q для плоского подпят-
ника с центральной круглой камерой могут быть найдены
123
по формулам
(39)
(40)
Графическая зависимость этих коэффициентов от отношения —
Г 2
приведена на рис. V.13. Мощность насоса, необходимая для про-
талкивания смазки через зазор под-
пятника, определяется как произве-
дение давления в камере на расход
жидкости
Мм == PiQ =
(41)
где KN— безразмерный коэффициент
мощности, величина которо-
го с учетом (37)—(40) равна
я
кР
Рис. V.13. Коэффициенты под-
пятника с центральной круглой
камерой:
Кр — коэффициент нагрузки; q —
коэффициент расхода; К/у — коэф-
фициент мощности
/ — камера; 2 — опорная поверх-
ность
(42)
Графическое представление коэф-
фициента Kn (рис. V.13) показы-
вает, что минимальное значение KjV
имеет при отношении радиусов камеры и подпятника — 0,5.
Г2
При определении общей мощности насоса, необходимой для
обеспечения нормальной работы гидростатического подпятника,
учитывают дополнительные затраты энергии на преодоление со-
противлений во всей системе питания подпятника.
Момент сил жидкостного трения в подпятнике определяется
на основании зависимостей гидродинамики и равен
Учитывая, что глубина смазочной камеры Н во много раз
больше толщины смазочного слоя Л, с достаточной для практи-
ческих целей точностью можно принять
Мтр = -^л(г2-п). (43)
124
Затрата энергии на преодоление этого сопротивления при вра-
щении пяты с угловой скоростью со определится по формуле
Nтр = мпр<л = -7^-Л (Г2 — Г1)- (44)
Повышение температуры смазки Д/° на выходе из подпятника,
по сравнению с температурой в центральной камере, может быть
найдено из условия, что количество тепла, выделяющееся в под-
пятнике, эквивалентно работе сил трения. Уравнение теплового
баланса подпятника имеет вид
Nmp = 427cyQM,
откуда
. . Nтр [кГм/сек] ....
Д* = 427CyQ ’
где С — удельная теплоемкость смазки, для минеральных масел
С 0,41 ккал! град • л\ у — удельный вес; Q — расход смазки,
л! сек.
При проектировании гидростатических подпятников с цен-
тральной камерой обычно задаются оптимальным соотношением
размеров опорной поверхности — = 0,5. Толщину смазочного
Г 2
слоя h принимают из условия надежного перекрытия неровностей
рабочих поверхностей; при классе чистоты V8 Лт1п 204-40 мк.
Выбор сорта смазки зависит от заданных условий и общей системы
смазки, используемой в механизме или машине. Таким образом,
расчету подлежат наружный радиус подпятника г2, давление
смазки в центральной камере рк и мощность, необходимая для
питания подпятника и преодоления сопротивлений. Величина ра-
диуса г2 может быть найдена из условий оптимальной работы
гидростатического подпятника, заключающихся в том, что наи-
большая подъемная сила Р должна развиваться при наименьшей
суммарной затрате энергии No = NM + Nn,p на питание подпят-
ника смазкой и преодоление в нем жидкостного трения
r2^0,81]Z-^-, И, (46)
где Р, к.Г\ h, м; р, кГ-сек!мг\ <о, рад!сек.
Согласовав размер г2 с общей конструкцией подпятника, опре-
деляют другие размеры и параметры опоры по приведенным выше
формулам.
Подробные сведения о проектировании гидростатических под-
шипников и подпятников, а также о расчете систем питания их
смазкой можно найти в литературе [133] и др.
125
5. КОНИЧЕСКИЕ И СФЕРИЧЕСКИЕ ОПОРЫ
В приборах, валы и оси которых несут малые нагрузки, часто
применяются конические опоры на центрах, сферические опоры
на кернах, а также другие конструкции опор с коническими и сфе-
рическими рабочими поверхностями. Особенностью этих опор яв-
ляется простота устройства, сравнительно малое сопротивление
вращению и высокая надежность действия.
Опоры на центрах допускают нагрузки от 0,1 до 2 кГ и не-
большие скорости вращения. Простейшая опора на центрах
Рис. V.14. Опоры на центрах:
а — на центрах; б — регулировоч-
ный винт; в — пружинная опора
подшипника;
/ — цапфа; 2 — подшипник
S)
(рис. V.14, а) состоит из цапфы с конической рабочей поверхностью
и подшипника, имеющего цилиндрическое отверстие с конической
зенковкой. Регулирование зазоров в опоре легко осуществляется
осевым перемещением подшипника, который может быть выпол-
нен в виде винта (рис. V.14, б). Для предотвращения защемления
вращающихся элементов опоры при изменении температуры один
из подшипников опирают на пружину (рис. V.14, в).
Цапфы опор на центрах обычно изготовляют из стали марок
У8А; У12А, Ст. 40, Ст. 50 с закалкой рабочих поверхностей до
твердости HRC 50—60, бронзы Бр. ОФ, латуни ЛАЖ60-1-1Л,
Л КС 80-3-3, нейзильбера МНЦ, МНЦС. Кроме того, применяются
специальные сплавы, обладающие высокой коррозионной стой-
костью. Материалом подшипников служит бронза и латунь ука-
занных марок. Рабочие поверхности опоры должны иметь чистоту
9—10-го класса.
Размеры элементов опоры назначаются конструктивно с учетом
следующих рекомендаций: диаметр отверстия подшипника d =
= 0,5-ь 1,5 мм; глубина сверления L «=> 3d; длина цилиндрической
части I 1,5d; диаметр основания конуса зенковки D =к 2,5d;
угол конуса цапфы 2а = 60°; угол конуса зенковки 20 = 90°.
126
Расчет опор на центрах на прочность производится по контакт-
ным напряжениям, возникающим на контактном пояске цапфы
и подшипника (рис. V.15). При действии радиальной нагрузки Р
элементы опоры будут подвергаться контактному сжатию нормаль-
р
ной силой Np = Yosa ’ - Наибольшее контактное напряжение и усло-
вие прочности определяются с помощью формулы Герца
0,395 у/ РЕ2пР
Pov г pnpcosa
(47)
N
<</
Ось подшипника
7)сь центра
где Р — приходящаяся на опору радиальная (поперечная) на-
2Е Е
грузка, кГ; Епр — Е ------приведенный модуль упругости;
Е и Еп — модули упругости ма-
териалов цапфы и подшипника,
кГ/мм*-, рпр — приведенный ра-
диус кривизны элементов опоры
7- = 7-“7- + 7-; (48)
Р/гр гц гп гз
р0, v — коэффициенты, являю-
щиеся функцией вспомогатель-
ного угла т (см. табл. V.6); при
этом cos т определяют по фор-
муле
сс
''/Л te
Рис. V.15. Расчетная схема опоры на
• центрах
_L + _L_±
cost = ^- :
Гз Гц гп
(49)
[ок]—допускаемое контактное напряжение, величина которого
для пластических материалов принимается [ох] (1,3 4-2) X
X ог, кПмм2.
При действии на опору осевой силы А длина контактного пояска
становится равной nd (рис. V.15) и напряжения по оси этого
пояска могут быть найдены по формуле
/ АЕ
°' = 0'59 V <5“)
При действии на опору радиальных и осевых сил результирую-
щее контактное напряжение определяется посредством суммиро-
вания напряжений, определенных по формулам (47) и (50).
Момент сил трения в опорах на кернах определяется по сле-
дующим формулам:
при действии радиальной нагрузки Р
Mmp=^fNp^- = -E-f^_.± (51)
127
Таблица V.6
Значения произведения коэффициентов gov
cos т 0,999 0,998 0,997 0,996 0,995 0,994 0,993
PoV 3,43 3,02 2,8 2,65 2,54 2,46 2,39
cos т 0,985 0,982 0,980 0,975 0,970 0,965 0,960
2,06 1,99 1,95 j 1,87 1,8 1,75 1,7
cos т 0,992 0,991 0,990 0,989 0,988 0,987
HoV 2,33 2,28 2,23 2,19 2,15 1 2,11 1 1
COS т 0,950 0,940 0,990 0,900 0,850 0,800
1 1,63 | 1,58 1,49 1,42 1,32 1,25
при действии осевой нагрузки А
Мтр = fNA4r = f —-------(52)
тр 1 л 2 ' sin а 2 ’ v '
где f — коэффициент трения скольжения, значение которого
можно взять из табл. IV. 1; d, dQ— диаметры расчетной окруж-
ности трения (рис. V.15).
Если вращающийся стержень одновременно нагружен радиаль-
ной Pq и осевой А силами, то суммарный момент трения в опорах
может быть найден по формуле
<53>
Опоры на кернах оказывают весьма малое сопротивление от-
носительному вращению сопрягаемых звеньев, поэтому широко
применяются в измерительных приборах, электрических счетчи-
ках, компасах и в других устройствах.
Конструкция опоры на кернах показана на рис. V.16. В ось
механизма запрессована цапфа (керн), острие которого имеет за-
кругление малого радиуса гк (обычно гк = 0,01ч-0,15 мм). Опор-
ная поверхность подпятника также имеет сферическое очертание
радиуса гп, величина которого в четыре—восемь раз больше ра-
диуса закругления керна и может составлять от 0,04 до 1,8 мм.
128
Учитывая, что контактные поверхности в опорах на кернах
весьма малы, применение этих опор целесообразно только при
малых нагрузках и небольших скоростях вращения. Для регули-
рования зазоров в опоре подпятник может быть вмонтирован
в углубление регулировочного винта, положение которого в плате
прибора фиксируется гайкой.
При значительных колебаниях температуры и вибрациях под-
пятник опирают на пружину (рис. V.17, а), благодаря которой
исключается защемление вращающегося стержня из-за темпера-
Рис. V.16. Опора на кернах:
1 — ось механизма; 2 — керн;
3 — подпятник; 4 — регулиро-
вочный винт; 5 —плата; 6—фик-
сирующая гайка
турных деформаций, и демпфиру-
ются динамические удары.
Керны изготовляются из стали
У10А, У12А, с обязательной за-
калкой до твердости по Роквеллу
Рис. V.17. Конструкции подпит-
ников: а— с опиранием на пру-
жину; б — с шариком, завальцо-
ванным в торец оси
60—65, кобальт-вольфрамового сплава, титана и специальных
немагнитных коррозионностойких сплавов. Керн может быть обра-
зован заточкой самой вращающейся оси прибора, если ее материал
соответствует необходимым условиям. Иногда керн выполняют
в виде шарика малого диаметра, завальцованного в торец оси
(рис. V.17, б).
Подпятники обычно изготовляются из естественных и синтети-
ческих твердых камней — агата, рубина, сапфира, корунда,
а также из сплавов—бронзы Бр. ОЦС, Бр.Б2, латуни ЛМС, ЛКС
и др.
Для уменьшения трения и износа в опоре на кернах чистота
обработки контактных поверхностей доводится до 11—13 класса.
В основе расчета элементов опоры на прочность лежит опре-
деление контактных напряжений. При действии на опору осевой
нагрузки А (рис. V.18) острие керна и подпятник деформируются,
в результате чего образуется контактная поверхность, на которой
9 Н. А. Спицын и др. 129
нормальные напряжения распределяются по сферической зави-
симости. Условие контактной прочности опоры имеет вид
3 Л
а, = 0,617 у
' Рпр
(54)
г? 2ЕкЕп «
где Епр = -у £7 — приведенный модуль упругости опоры,
к,Пмм2\ Ек, Еп — модули упругости материалов керна и подпит-
ника (для стали Ек = 2,1 • 104 кПмм2\ для корунда Еп = 5 X
X 104 кГ/мм2-, для рубина Ел = 4,5х
I А х 104 кГ/ммг); рпр = ---ПРИ‘
у ” 7 веденный радиус кривизны, мм\
\ [<Ъс1—допускаемое контактное на-
} >' / 1 пряжение, величина которого для
Рис. V.18. Расчетная схема опо-
ры на кернах:
1 — керн; 2 — эпюра контактных
напряжений; 3 — подпятник;
4 — поверхность контакта
Рис. V.19, Схема горизонтальной опоры
на кернах
стальных и кобальтвольфрамовых кернов по агату, корунду, ру-
бину или сапфиру составляет —200—390 к,Пмм* (большие зна-
чения принимаются при спокойном режиме работы).
При горизонтальном расположении оси подвижной системы на
кернах (рис. V.19) внешняя поперечная нагрузка Q уравновеши-
вается реакциями подпятников N. Условие контактной прочности
горизонтальной опоры имеет вид:
Рлр
(55)
где N — наибольшая из двух реакций, определяемая по формуле
N = ——
2V sin а
(56)
130
р__радиальная нагрузка, приходящаяся на данную опору;
sina=]/l — [1 2гж ;
б0 — осевой зазор в опоре (см. рис. V.19), составляющий от 0,02
до 0,1 мм\ К = -^- = 3-4-10; следует иметь в виду, что с увеличе-
нием отношения К уменьшается sin а и реакция опоры N станет
возрастать.
Момент сил трения в вертикальной опоре на кернах, нагружен-
ной осевой силой А (см. рис. V.18), определяется по формуле
Мтр = nfAa, [кГ • мм}, (57)
где f — коэффициент трения, значение которого при наличии
смазки можно принимать f = 0,07-5-0,09; при трении всухую —
по табл. IV. 1; а — радиус поверхности контакта керна и подпят-
ника, определяемый по формуле
1 111/ А г , /еоч
a— Ml]/ Епр{кГ1Ммг] ’ 1ММ^- (58)
В горизонтальных опорах, нагружаемых поперечными силами Р
(см. рис. V.19), ось керна вследствие наличия зазора б0 всегда
смещена относительно оси подпятника. При повороте керна на
некоторый угол ф в таких опорах наблюдается вскатывание по
окружности радиуса rn sin а, которое при определенных условиях
переходит в скольжение. При К = < 3 момент сил трения
в опоре заметно возрастает. Подробно вопросы трения в горизон-
тальных опорах на кернах рассмотрены в 186].
Глава VI
ОПОРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ
1. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЕ ПОДШИПНИКИ
Отличительной особенностью газодинамических подшипников
является то, что в них для создания несущей способности исполь-
зуется сила вязкости газа. Принцип действия подшипника виден
из рис. VI. 1, а и б. При отсутствии вращения вал подшипника
покоится на вкладыше. При этом эксцентриситет, равный среднему
начальному радиальному зазору е, совпадает с направлением ра-
диальной нагрузки, действующей на вал. Зазор в подшипнике
Имеет неодинаковую_величину, изменяясь от нуля в месте касания
9* 131
вала и вкладыша до величины двойного среднего начального ра-
диального зазора (2е) в противоположной точке.
При вращении вала в результате относительного движения
вала и вкладыша, захватываемый воздух начинает двигаться
в направлении вращения. При этом в области минимального за-
зора между сходящимися поверхностями создается зона автоном-
ного увеличения давления, благодаря которому возникает несу-
щая способность газодинамического подшипника. Толщина сма-
зочной пленки самоустанавливается до тех пор, пока повышение
давления уравновесит приложенную нагрузку. Несущая способ-
Рис. VI.1. Схемы принципа действия подшипников с газовой смазкой: а — нера-
ботающий газодинамический подшипник; б — газодинамический подшипник
в работе; в — неработающий газостатический подшипник
ность газодинамического подшипника зависит от угловой скорости
вращения вала, величины среднего начального радиального за-
зора, вязкости и давления окружающей среды. С ростом угловой
скорости, вязкости и давления и уменьшением среднего началь-
ного радиального зазора несущая способность увеличивается.
Вязкость воздуха примерно в 1000 раз меньше вязкости масла
(например, при 50° С коэффициент динамической вязкости для
воздуха р. = 2,0-10"в кГ'Сек!м2, а для масла «Турбинное 22»
I* = 2,8-10"8 кГ • сек!м2). Соответственно несущая способность и
потери на трение, линейно зависящие от вязкости, понижаются.
Для повышения несущей способности средние начальные
радиальные зазоры газодинамических подшипников выполняют
весьма малыми. Величина зазора обычно составляет (0,0003
-т-0,001) D, где D — диаметр вала. Применение столь малых на-
чальных радиальных зазоров предъявляет высокие требования
к точности и чистоте обработки рабочих поверхностей подшипни-
ков, а также к подбору материалов с близкими значениями коэф-
фициентов теплового расширения. В настоящее время газодина-
мические подшипники применяют при удельных нагрузках от 0,1
до 0,7 кПсм2. Конструктивные схемы газодинамических подшип-
ников показаны на рис. VI.2.
132
Наиболее простым и достаточно изученным газодинамическим
подшипником является цилиндрический. Однако сейчас он при-
меняется сравнительно редко из-за склонности к образованию
так называемого полускоростного вихря. Более часто исполь-
зуются подшипники с дренажным отверстием. Их верхняя разгру-
женная часть зазора через отверстие диаметром 0,5—1,0 мм со-
единена с атмосферой. Благодаря этому величина разрежения
в верхней части зазора уменьшается, что приводит к незначи-
тельному снижению несущей способности подшипника. Вал зани-
Рис. VI.2. Конструктивные схемы радиальных газоди-
намических подшипников: а — с ортогональным сме-
щением вкладышей; б — с «лимонной» расточкой;
в — с самоустанавливающимися вкладышами; а —лен-
точный
мает более низкое положение в подшипнике (эксцентриситет уве-
личивается) и демпфирование колебаний становится более эффек-
тивным. Жесткость газового слоя, определяющая частоту колеба-
ний вала, также увеличивается.
Большинство газодинамических подшипников применяется для
повышения границы устойчивой работы вала. Для этой цели ис-
пользуются подшипники с ортогонально смещенными вкладышами
(рис. VI.2, а), в которых в нижней и верхней половинах вкладыша
газ движется в сужающемся зазоре. Смещение вкладышей приводит
к тому, что на вращающийся вал сверху и снизу действуют силы,
смещающие его к центру вкладйша. Такую конструкцию можно
использовать в машинах с односторонним направлением вращения,
по пока она не получила распространения из-за технологической
133
сложности обеспечения параллельности осей верхнего и нижнего
вкладышей.
Подшипник с «лимонной» расточкой (рис. IV.2, б) широко рас-
пространен в опорных гидродинамических подшипниках крупных
турбин вследствие простоты его изготовления и удовлетворитель-
ных демпфирующих свойств. Овальность вкладыша достигается
установкой при расточке в горизонтальный разъем корпуса до-
полнительной прокладки, удаляемой перед сборкой. Опыты по-
казали, что устойчивость ротора при горизонтальном положении
большой оси эллипса меньше, чем при вертикальном.
Многоцентровые подшипники позволяют значительно рас-
ширить диапазон устойчивой работы ротора при удовлетворитель-
ной величине несущей способности подшипника.
Большое распространение получили газодинамические под-
шипники с самоустанавливающимися вкладышами (рис. VI.2, в).
Наличие таких вкладышей позволяет ротору занять при вращении
наиболее устойчивое положение. При приближении вала к ка-
кому-либо из вкладышей на его поверхности возрастает подъемная
газодинамическая сила, возвращающая ротор в равновесное поло-
жение. Такой подшипник относительно нечувствителен к измене-
ниям радиального зазора и нагрузки, а также к несоосности, что
облегчает его изготовление; он менее чувствителен к загрязнению.
Но подшипники такого типа внедряются медленно ввиду слож-
ности конструкции, неустойчивости к синхронному вихрю, обус-
ловленному дисбалансом, и ненадежности расчетов.
Близкими по принципу действия к самоустанавливающимся
подшипникам являются ленточные подшипники с вкладышами из
тонкой стальной ленты. Упругий ленточный вкладыш при увели-
чении эксцентриситета прогибается под действием изменившегося
местного среднего давления в зазоре, увеличивая угол обхвата
и реакцию газового слоя. В это же время разгруженный вкладыш
распрямляется, следуя за валом и образуя клин большей кривизны.
Такая конструкция позволяет достигнуть окружных скоростей
ротора свыше 200 м!сек. Поэтому ее целесообразно использовать
в высокоскоростных микроагрегатах.
Для повышения несущей способности газодинамических под-
шипников в некоторых случаях используют спиральные канавки,
наносимые на неподвижный или вращающийся элементы подшип-
ника.
При использовании упорных подшипников выбор той или иной
конструкции принципиально аналогичен выбору газодинамических
радиальных подшипников. Конструктивные схемы упорных газо-
динамических подшипников показаны на рис. VI.3.
Наиболее простой конструктивной разновидностью являются
упорные подшипники, состоящие из двух дисков. Они просты
в изготовлении, имеют относительно большую несущую способ-
ность, достаточно подробно изучены.
134
Упорные подшипники с самоустанавливающймйся вкладЫ-
шами в некоторых случаях проще в изготовлении и установке,
менее чувствительны к загрязнению, имеют возможность само-
установки за счет шарнирного крепления вкладышей. Но эти
подшипники имеют следующие недостатки: большая конструктив-
ная сложность из-за самоустановки каждого из вкладышей; сравни-
тельно меньшая несущая способность и большая чувствительность
к значительным изменениям скорости и окружного давления. Под-
шипники с самоустанавливающимися вкладышами имеют кон-
структивную особенность, заключающуюся в том, что для исклю-
рамн; в — с карманами
чения разрушения газовой пленки и появления неустойчивости,
поверхность вкладышей необходимо делать выпуклой. Оптималь-
ная высота выпуклости должна находиться в пределах 7,5—10 мк.
Наиболее часто используются упорные подшипники со спираль-
ными канавками (рис. VI.3, а). Плоская несущая поверхность
со спиральными канавками должна быть обработана с точностью
до десятых долей микрона.
Поверхность подшипника разделена на две зоны: одна из них
спиральная, другая сплошная. Спиральные канавки при враще-
нии вала нагнетают воздух к центру подшипника, повышая наи-
большее давление, чем увеличивается несущая способность. Она
достигает наибольшей величины при угле наклона спирали 15—
20 и глубине канавки, равной 0,3—0,5 -зазора. При увеличении
угла наклона до 60° оптимальная величина глубины канавки уве-
личивается до 0,9 зазора. Отношение ширины канавки к ширине
перемычки между соседними канавками равно 1.
Увеличение несущей способности таких подшипников по срав-
нению с обычными клиновыми подпятниками составляет 300—
500/6. Коэффициент трения снижается в 2—5 раз. Еще более
135
значительный выигрыш получают при использовании сферических
подшипников. При малой величине зазоров изготовление канавок
технологически сложно, однако выигрыш от их применения оправ-
дывает увеличение трудоемкости.
Существенным преимуществом упорных подшипников со сту-
пенчатыми секторами (рис. VI.3, б) является относительная про-
стота их изготовления. Несущая .способность зависит от зазора
между дисками и от глубины ступени. Существует оптимальная
глубина ступени, которая соответствует наибольшей несущей спо-
собности при данном значении наименьшего зазора.
Подшипники с карманами (рис. VI.3, в) представляют собой
более совершенный вид ступенчатого подшипника, в котором сту-
пени ограничены бортами. Это уменьшает утечку смазки в ради-
альном направлении, что увеличивает несущую способность. Не-
достаток подшипников с карманами заключается в трудном из-
готовлении карманов, имеющих глубину несколько микронов.
2. ГАЗОСТАТИЧЕСКИЕ ПОДШИПНИКИ
Газостатические подшипники отличаются от газодинамических
тем, что в них для смазки используется воздух под давлением,
превышающим давление окружающей среды. Под действием дав-
ления воздуха, поддуваемого в зазор подшипника, невращающийся
вал всплывает. Подача воздуха в зазор производится через отвер-
стия малого диаметра (питатели), расположенные на равных рас-
стояниях по окружности в средней плоскости подшипника. Иногда
питатели располагают в два ряда.
При неподвижном вале и отсутствии радиальной нагрузки в ре-
зультате поддува вал занимает в подшипнике центральное поло-
жение (см. рис. VI. 1, в). При этом давление в зазоре, равном сред-
нему начальному радиальному зазору, одинаково и равно избы-
точному. Когда под действием радиальной нагрузки центр вала
смещается, образуя эксцентриситет и полости с разными радиаль-
ными зазорами, давления в сечении подшипника перераспреде-
ляются. Проходящий через подшипник газ испытывает действие
двух последовательных сопротивлений — сопротивление выход-
ного сечения соплового отверстия и участка в зазоре между валом
и вкладышем. Возникает разность сопротивлений течению газа
в большей и меньшей частях зазора подшипника при эксцентрич-
ном положении вала, обусловленная разными расходами газа,
проходящего через соответствующие питатели, что в свою очередь
влияет на величины потерь в них. При увеличении эксцентриси-
тета и уменьшении зазора расходы через соответствующие питатели
снижаются. Это приводит к снижению потерь в питателях и давле-
ние на выходе из питателей в зазор увеличивается, а значит и сред-
нее давление в этой части зазора повышается. С противоположной
стороны вала расход газа увеличивается, что приводит к повыше-
136
нию потерь и снижению давления на выходе из питателя со сто-
роны увеличенного зазора, т. е. к снижению среднего давления на
этой стороне зазора. Образующаяся разность давлений и создает
«подъемную силу» или несущую способность газостатического под-
шипника. Газостатические подшипники используются при удель-
ных нагрузках до 3,5 кПсм*.
В некоторых случаях при малых скоростях вращения вала
в местах выхода питателей в зазор делают небольшие углубления
(карманы), что позволяет увеличить несущую способность под-
шипника, но ухудшает его динамические характеристики.
Величина несущей способности газостатического подшипника
под нагрузкой не зависит от того, вращается вал или остается
неподвижным. Она определяется давлением сжатого воздуха (под-
дува), размерами подшипника и соотношением сопротивлений пи-
тателя и зазора. С увеличением эксцентриситета несущая способ-
ность газостатического подшипника как и газодинамического воз-
растает.
Расход газа через подшипник определяется диаметром и числом
питателей и величиной среднего начального радиального зазора.
Для уменьшения расхода газа средние начальные радиальные за-
зоры в подшипниках целесообразно выполнять равными (0,001
-т-0,0015) D, т. е. несколько большими, чем средние начальные
радиальные зазоры в газодинамических подшипниках. В послед-
нее время газостатические подшипники стали находить значи-
тельно большее применение по сравнению с газодинамическими.
Это обусловлено следующими преимуществами:
а) несущая способность газостатических подшипников зависит
от разности давлений поддуваемого газа и окружающей среды и не
зависит от скорости, в то время как у газодинамических подшип-
ников при малых числах сжимаемости она прямо пропорциональна
скорости;
б) несущая способность газостатических подшипников почти
не зависит от вязкости. У газодинамических подшипников при ма-
лых числах сжимаемости — наоборот;
в) благодаря полному всплыванию вала в газостатическом под-
шипнике момент трогания его в несколько раз меньше, чем в газо-
динамическом. Кроме того, для последнего, из-за касания сопря-
гаемых поверхностей в момент пуска, требуется тщательный под-
боР“ трущихся пар, обладающих хорошими антифрикционными
свойствами;
г) несущая способность газодинамических подшипников обычно
ограничена несколькими сотнями граммов на квадратный санти-
метр, в то время как у газостатических подшипников она зависит
только от величины давления поддува и в большинстве случаев
может практически быть такой, какая требуется по условиям
работы. Исходя из этого, габариты газостатических подшипников
намного меньше газодинамических.
137
Несмотря на это, газостатические подшипники имеют суще-
ственный недостаток, заключающийся в том, что они работают от
источника внешнего поддува и поэтому требуют удаления отра-
ботавшего газа.
Все газостатические подшипники можно разделить на три
группы.
Первая группа — это подшипники, воспринимающие большие
нагрузки при малом сопротивлении вращению с одновременным
отсутствием зазоров. Они характеризуются сравнительно низкой
скоростью вращения и большими габаритами (аэродинамические
весы, моментомеры, направляющие станков и др.).
« «
Рис. VI.4. Конструктив-
ные схемы газостатиче-
ских подшипников:
а—циркулярный; б — ка-
мерный с резонаторами;
в — ступенчатый
1 — камеры; 2 — сопла;
3 — демпфирующие резона-
торы
Ко второй группе относятся подшипники с малыми моментами
трения и высокой жесткостью. Они характеризуются высокими
числами оборотов и малыми габаритами (гироскопы, акселеро-
метры, дрели, малогабаритные шпиндели шлифовальных стан-
ков и др.).
Третья группа объединяет подшипники, наличие масла в ко-
торых может вызвать нежелательное или катастрофическое загряз-
нение системы. Они характеризуются низкими оборотами, боль-
шими габаритами и должны работать при высоких температурах
(газовые циркулярные насосы ядерных реакторов и химического
оборудования и др.).
Конструктивные схемы газостатических подшипников пока-
заны на рис. VI.4. Основным типом газостатического подшип-
ника является так называемый циркулярный, или дроссельный
(рис. VI.4, а). Газ подается в камеры, а затем через один или два
ряда радиальных отверстий (питателей) поступает в зазор между
валом и вкладышем. Далее газ, протекая по направлению к торцам
подшипника, выходит в окружающую среду. Чаще применяют
циркулярные подшипники с двумя рядами питателей, располо-
13g
женными на расстоянии около 0,15—6,25 длины подшипника of
его торцов.
Отношение длины к диаметру для подшипников с двумя рядами
питателей = 1,5-г-2,0; для подшипников с одним рядом пи-
тателей = 0,75-т-1,5. В ряде обычно 8 питателей.
Фактором, определяющим динамические характеристики газо-
статического подшипника, является его жесткость, которая в цир-
кулярном подшипнике является функцией давления поддува,
эксцентриситета и отношения величины перепада давления в пита-
теле к величине перепада давления на всем подшипнике. Из усло-
вия наибольшей жесткости сопротивления питателя и зазора
должны быть примерно равны. Иногда сопротивление зазора де-
лают несколько более высоким, что обеспечивает работу всех пи-
тателей в режиме дозвукового истечения. Таким образом, величины
сопротивлений питателя и зазора тесно связаны между собой.
Для циркулярного подшипника характерны значительная не-
сущая способность и удовлетворительная устойчивость на высо-
ких числах оборотов. При увеличении давления поддува наиболь-
шее число оборотов ротора, ограниченное жесткостью газового
слоя, может быть весьма высоким. В существующих конструкциях
давление поддува меняется в пределах 3—15 кПсмг. Число обо-
ротов роторов весом 200—400 Г на циркулярных подшипниках
достигает 100—120 тысяч в минуту. Статические и динамические
характеристики подшипника в настоящее время служат объектом
многочисленных исследований.
Существует ряд конструктивных форм питателей, применяе-
мых в газостатических подшипниках. Наиболее простой формой
является цилиндрическое сопло без расширений и выточек
(рис. VI.4, а). Развитием циркулярного подшипника с видоизме-
ненными питателями с одной поперечной канавкой и с двумя кру-
говыми канавками является дифференциальный подшипник, соз-
данный ЭНИМС. Нагрузочная канавка, выполненная в его верх-
ней части, использована для повышения устойчивости вала. В эту
канавку через отверстие диаметром 1—1,5 мм подается газ. Силы
давления газа в канавке смещают вал в область больших эксцен-
триситетов, поэтому он обладает повышенной газодинамической
составляющей подъемной силы, что повышает устойчивость ротора.
Глубина и ширина нагрузочной канавки выбираются равными
соответственно 0,3—0,6 и 1—2 мм. Длина подбирается экспери-
ментально. Подвод газа в зазор осуществляется через кольцевые
канавки глубиной 0,4 мм. В нижней части каждой кольцевой
канавки находится одно отверстие диаметром 0,4—0,5 мм для
подвода газа, что обеспечивает расположение зоны максимального
давления вблизи направления действия силы веса ротора. При
течении газа по кольцевой канавке его давление снижается,
139
создавая благоприятную эпюру распределения давлений по окруж-
ности. Обычно в подшипниках этой конструкции используют две
канавки, отстоящие от торцов примерно на 0,2 L. Отверстия по-
дачи газа расположены по обе стороны осевой линии подшипника
под углом 30° к вертикали.
Сравнительные характеристики дифференциального и дрос-
сельного подшипников даны С. А. Шейнбергом; для увеличения
числа оборотов вала с 4800 до 96 000 в минуту в дроссельном под-
шипнике потребовалось увеличить давление поддува с 2 до
8 кПсм2 в то время, как дифференциальный подшипник обеспечил
безвибрационную работу аналогичного ротора при 96 000 об/мин
и стабилизирующем давлении всего 2 кПсм*.
Камерный подшипник является одним из первых применяв-
шихся типов газостатических подшипников. Принцип действия
его заключается в следующем: при смещении вала из центрального
положения величины сопротивлений зазоров, через которые газ
вытекает из камеры в торцы, изменяется так, что для камер,
расположенных со стороны малого зазора, сопротивление течению
увеличивается, а для противоположных камер (со стороны боль-
шого зазора) уменьшается. Рост сопротивления вызывает сниже-
ние расходов и потерь в питающих отверстиях. Давление в ка-
мере, в сторону которой сместился вал, увеличивается. Разность
давлений в противоположных камерах создает силу, возвращаю-
щую вал в исходное положение. Наличие камер позволяет повы-
сить несущую способность опор, но в то же время увеличивает
объем газа в зазоре, что затрудняет получение высоких демпфирую-
щих характеристик подшипника. По этим причинам камерные под-
шипники, как правило, используются в тихоходных машинах и
устройствах с большими нагрузками и малым моментом трения.
Имеется ряд конструкций газовых подшипников, в которых
применяются камеры, вытянутые по окружности, и дополнитель-
ные демпфирующие резонаторы (рис. VI.4, б).
Упорные газостатические подшипники построены и работают
по принципу радиальных подшипников. Газ в подшипники посту-
пает или через одно центральное отверстие, или через ряд сопел,
расположенных на периферии, а затем через щелевой зазор вы-
ходит в атмосферу. При возникновении осевой нагрузки, действую-
щей на подшипник, начальный осевой зазор его уменьшается,
благодаря чему увеличивается газодинамическое сопротивление
щели, которое становится больше газодинамического сопротивле-
ния в сопле. С уменьшением осевого зазора среднее давление в щели
повышается до тех пор, пока результирующая подъемная сила,
создаваемая им, не уравновесит внешнюю приложенную нагрузку.
Упорный подшипник, имеющий сопла, расположенные на пери-
ферии, обладает тем преимуществом, что через него при необходи-
мости можно пропустить вал. Кроме того, он имеет возможность
ур авновесить силы, вызывающие перекос пластин. В упорных под-
140
шипниках несущая способность зависит от зазора нелинейно, по-
этому в них необходимо знать жесткость, т. е. интенсивность из-
менения несущей способности в зависимости от изменения осевого
зазора.
Значительное число разработок посвящено созданию кониче-
ских и сферических подшипников, совмещающих в узле функции
радиального и упорного подшипников, что упрощает компоновку
агрегатов. У конических газовых подшипников сопла выводят
непосредственно на коническую поверхность, а по оси выполняют
дренажное отверстие. В сферических подшипниках подача воздуха
может осуществляться по оси с выходом сопла в расширительную
камеру. Эти подшипники позволяют снизить требования к центри-
рованию разъемных корпусов, что существенно упрощает изготов-
ление. Обработка сфер производится методами, используемыми
в оптической промышленности. Точность обработки составляет
десятые доли микрона. Методы анализа характеристик подшип-
ников этих типов, как и методы инженерного расчета газовых под-
шипников, в настоящее время находятся в стадии разработки.
3. КОМБИНИРОВАННЫЕ ГАЗОВЫЕ ПОДШИПНИКИ
Радиальные газодинамические подшипники по принципу своей
работы ограничены узкой областью рабочих скоростей. При малых
оборотах несущая способность подшипника практически отсут-
ствует и газодинамическая пленка разрушается, что может при-
вести при больших внешних нагрузках
поверхностей. Аналогичное явление мо-
жет возникнуть и при высоких числах
оборотов из-за появления самовозбуж-
дающегося полускоростного вихря.
Полускоростным вихрем называют
внезапно возникающие вибрации вала
подшипника, центр тяжести которого
описывает круговую траекторию со ско-
ростью, близкой к половинной скорости
вращения.
Скорость, при которой возникает
полускоростной вихрь, называют поро-
говой. Она зависит от параметров под-
шипника и момента инерции его вала. Сущность полускоростного
вихря видна из диаграммы, приведенной на рис. VI.5. При сме-
щении вала из положения равновесия О восстанавливающая
сила W действует под углом ф в сторону вращения от направле-
ния к центральному положению. Тангенциальная составляющая
этой силы W sin ф, направленная в сторону вращения вала, вы-
зывает дополнительное вихревое вращение вала, которое при по-
роговой скорости приводит к неустойчивости.
к разрушению трущихся
А
Рис. VI.5. Диаграмма воз-
никновения полускоростного
вихря
141
Неустойчивость возникает из-за того, что при вихревом вра-
щении центра вала с половинной скоростью клиновой зазор по-
ворачивается с этой же скоростью относительно неподвижного
вкладыша. С другой стороны, средняя скорость перетекания смазки
в клиновом зазоре также примерно равна половине окружной
скорости VCM,CP = r~Y (у вкладыша VCM = О, у вала VCM =
= rW) и также направлена в сторону вращения вала. Таким обра-
зом в результате равенства окружных скоростей клинового зазора
и смазки, перетекания смазки не возникает, перепад давления
утрачивается, и подъемная сила практически исчезает.
Чтобы избежать описанного явления, в последнее время стали
применять комбинированные подшипники. В них используются
преимущества газодинамических и газостатических подшипников.
Одновременное использование поддува и газодинамического эф-
фекта позволяет существенно повысить несущую способность под-
шипника с увеличением скорости и задержать появление самовоз-
буждающегося полускоростного вихря, что увеличивает устой-
чивость подшипника в широком диапазоне скоростей.
Конструктивно комбинированный подшипник представляет
собой газостатический подшипник с малым средним началь-
ным радиальным зазором, например ступенчатый подшипник,
(см. рис. VI.4 в). Подвод газа в зазор подшипника осущест-
вляется через кольцевую проточку глубиной несколько мил-
лиметров. Из проточки газ поступает в зазор, откуда, проходя
через ступень высотой 8—15 мк и длиной 3—5 мм, выходит в окру-
жающую среду. Несущая способность в этом подшипнике создается
как за счет разности проходных сечений на выходе из зазора в атмо-
сферу (возникающей при эксцентричном положении вала), так и
за счет газодинамической составляющей в клиновом зазоре. Окруж-
ные перетечки газа и увеличенный зазор несколько понижают
несущую способность опоры. Наличие ступени предохраняет по-
верхности подшипника от повреждений при кратковременных кон-
тактах вала с опорой. Высота ступени и зазор являются основными
характеристиками подшипника, определяющими жесткость опоры.
Несмотря на некоторые принципиальные недостатки, ступенчатые
опорные подшипники применяются в течение ряда лет в экспери-
ментальных изделиях фирмы «Боинг» (США).
4. ВИБРАЦИОННЫЕ ПОДШИПНИКИ
Вибрационные подшипники с газовой смазкой появились срав-
нительно недавно. В этом подшипнике несущая способность со-
здается при сжатии газа в зазоре за счет вибраций вала относи-
тельно вкладыша. При быстром сближении рабочих поверхностей
давление в зазоре увеличивается до нескольких атмосфер. При
удалении поверхностей разрежение в зазоре по абсолютной вели-
14?
чине не превышает 1 атм. Таким образом, при колебаниях вала
создается положительная несущая способность. Величина несущей
способности подшипника сжатия зависит от зазора, эксцентри-
ситета, частоты вибраций и параметров газа.
5. ПРЕИМУЩЕСТВА И НЕДОСТАТКИ ПОДШИПНИКОВ
Высокоскоростные подшипники качения, в том числе и совме-
щенные опоры, обладают существенным недостатком. Соприкасаю-
щиеся поверхности во время работы подвержены действию сил
трения как качения (желоба—шарики), так и скольжения (ша-
рики—сепаратор, сепаратор—бортики колец). Высокоскоростные
подшипники качения требуют сравнительно обильной смазки и
охлаждения, что приводит к необходимости создания эффективных
систем подачи и отвода масла, надежных уплотнений, наличия
теплоснимающих агентов и т. п. Это в конечном счете усложняет
конструкции изделий, ограничивает увеличение скоростей вра-
щения, повышения сроков службы и надежности подшипниковых
узлов. Газовые подшипники лишены многих из этих недостатков,
так как особенностью подобных опор является использование в ка-
честве смазки газообразного рабочего тела, выполняющего функ-
ции несущего элемента. Благодаря этому они обладают рядом
существенных преимуществ по сравнению с подшипниками каче-
ния и жидкостного трения.
1. Практическое отсутствие ограничении по величинам рабо-
чих температур окружающей подшипники среды. В существую-
щих конструкциях с обычными подшипниками их работоспособ-
ность в большинстве случаев определяется химической стабиль-
ностью масла при высоких температурах и его вязкостью при
низких температурах. Для газовой смазки диапазон рабочих тем-
ператур расширяется от точки химического разложения сложных
газов до точки превращения газа в жидкость.
2. Минимальный момент трения и малые потери мощности за
счет малой вязкости газов по сравнению с жидкими маслами. Кроме
того, при правильно выбранной конструкции газового подшип-
ника можно значительно снизить пусковой момент, обусловленный
статическим трением.
3. Отсутствие контактов между движущейся поверхностью вала
(цапфы) и неподвижными вкладышами подшипника обеспечивает
практически полное отсутствие износа. Это создает возможность
длительной работы с высокими числами оборотов вала при сохра-
нении первоначальной точности.
4. Повышение жесткости узла за счет увеличения диаметра
рабочих шеек, особенно при применении в высокоскоростных элек-
трошпинделях. При использовании подшипника качения кон-
структор ограничен диаметром отверстия внутреннего кольца.
газовом подшипнике диаметр цапфы практически может быть
143
доведен до диаметра наружного кольца подшипника качения в ана-
логичном узле.
5. Хорошие демпфирующие свойства.
6. Низкий уровень шума при работе.
7. Возможность создания экономичных и малогабаритных ро-
торов для систем, требующих полного исключения загрязнения
окружающей подшипники среды смазывающими продуктами. Это
необходимо, когда обычные системы уплотнений непригодны. На-
пример, при работе замкнутых газовых систем с чистыми газами
(оборудование текстильной и пищевой промышленностей и др.).
8. Повышенная работоспособность в условиях радиации.
Наряду с перечисленными преимуществами опоры скольжения
с газовой смазкой обладают и существенными недостатками, огра-
ничивающими их область применения.
1. Высокая точность балансировки и изготовления деталей
подшипникового узла, а также большая чистота воздуха, подавае-
мого в зазор между цапфой и вкладышем.
2. Опасность возникновения вибраций ротора при достижении
значительного числа оборотов (порог устойчивости).
3. Опасность неустойчивой работы при широком диапазоне
перегрузок и вибраций.
4. Сравнительно ограниченная несущая способность при неболь-
ших давлениях поддува, особенно в условиях переменных режимов.
Многие из перечисленных недостатков газовых подшипников
в процессе разработки и внедрения могут быть исключены.
Газовые подшипники применяются в энергетике и двигателе-
строении (подшипники высокоскоростных турбин, турбодетандеров,
вентиляторов, турбонагнетателей и компрессоров, насосов, элек-
трических машин и др.), в приборостроении (подшипники высоко-
скоростных гиромоторов, высокоточных карданных подвесов гиро-
скопов, наземного оборудования для испытания инерциальных си-
стем, устройств для контроля размеров и моментов трения, опоры
аэродинамических весов и радиолокационных антенн и др.), в стан-
костроении (подшипники высокооборотных шпинделей шлифоваль-
ных станков, опоры сварочных автоматов тонколистовой сварки,
столов прецизионных расточных, фрезерных и сверлильных стан-
ков и др.). Кроме того, газовые подшипники используются в тре-
нажерах, имитирующих невесомость, элементах памяти электрон-
ных вычислительных машин, в легкой, пищевой, стекольной,
бумажной, текстильной и других областях промышленности. При-
менение газовых подшипников оправдывается при условии эко-
номической необходимости или невозможности принятия обычных
решений.
По принципу действия газовые подшипники делятся на четыре
группы: самоцентрирующиеся газодинамические подшипники; га-
зостатические подшипники с внешним поддувом; комбинирован-
ные; вибрационные.
144
Выбор типа подшипника определяется условиями эксплуатации
и особенностями конструкции изделия. При наличии в системе
сжатого газа, потеря незначительного количества которого суще-
ственно не влияет на к. п. д., наиболее целесообразно применять
газостатические или комбинированные подшипники, повышающие
надежность работы узла.
При отсутствии сжатого газа или затрудненности его подвода
применяют газодинамические подшипники. Их изготовление и до-
водка более сложны. Вибрационные подшипники, или, как их
еще называют, подшипники сжатия, пока находятся в стадии
разработки.
6. МАТЕРИАЛЫ ГАЗОВЫХ ПОДШИПНИКОВ
При выборе материалов рабочих поверхностей газовых под-
шипников необходимо учитывать специфику их работы, техноло-
гичность и эксплуатационные требования и условия. Правильное
назначение материалов для тех или иных условий непосредственно
определяет работоспособность, долговечность и надежность под-
шипникового узла.
Для правильного выбора материалов пары трения «вал—под-
шипник» необходимо иметь представление о скоростях и нагруз-
ках, характеризующих процесс трения.
Продолжительность режима сухого трения при пусках для
легких роторов составляет 0,5-ь 2 сек. Это время, необходимое для
разгона ротора до скорости 300—800 об!мин, когда между валом
и подшипником образуется устойчивый слой газа. Максимальная
скорость скольжения при этом составляет 3—5 м!сек, а удельные
нагрузки — 0,1—1,5 кПсм2.
Основные требования, предъявляемые к материалам трущихся
поверхностей газовых подшипников:
1. Обеспечение получения высокой точности и чистоты обра-
ботки. Это позволяет сохранить постоянство наименьшей тол-
щины газового слоя и всех расчетных характеристик. Нарушение
соосности опорных подшипников приводит к кромчатым контактам,
вызывает понижение несущей способности и эффективной жест-
кости подшипника, что приводит к неустойчивой работе.
2. Сохранение неизменными достигнутых размеров и точности
на протяжении времени эксплуатации. Деформации, возникающие
из-за временного неравномерного распределения внешней на-
грузки,наличия остаточных напряжений в материале, набухания
под действием влаги, изменения структуры, происходящего под
действием переменных температур, радиоактивного облучения и
т.*п., не должны превышать допускаемые отклонения размеров.
Однако отсутствие стабильности часто не позволяет получить вы-
сокуюХгеометрическую точность поверхности, определяющую со-
вершенство подшипникового узла.
IQ Н. А. Спицын и др. 14$
3. Сравнительно высокие антифрикционные свойства. Кратко-
временные контакты вала и подшипника при пусках и остановках
и случайные соприкосновения на рабочей скорости не должны при-
водить к задирам, схватыванию и переносу материала с одной
поверхности на другую, что изменяет геометрию зазора.
Контакт поверхностей может возникнуть также вследствие
перегрузок, неустойчивости, недостаточной точности изготовления
и деформаций. При этом износ должен быть по возможности наи-
меньшим, чтобы продукты износа не вызывали изменения харак-
теристик подшипника и его заклинивание.
Малая величина зазоров и жесткие требования к геометриче-
ской точности вала и вкладыша делают недопустимыми износы бо-
лее 0,2—0,5 мк для вала и 1—3 мк для вкладыша. Увеличение из-
носа выше указанных значений, как правило, приводит к сниже-
нию несущей способности и ухудшению демпфирующих свойств
подшипника, т. е. к недопустимому увеличению эксцентриситета
и прогрессирующему износу, сопровождающемуся иногда возник-
новением получастотной вибрации большой амплитуды.
4. Достаточная прочность, обеспечивающая способность под-
шипников выдерживать случайные деформации, вызванные из-
менениями нагрузок и перегрузками.*
5. Близость коэффициентов линейного расширения, особенно
для машин, работающих в широком диапазоне рабочих темпера-
тур. Исследованиями подтверждено равномерное распределение
температуры, так как энергия движущегося газа распределена
равномерно. Поэтому нагрев и расширения вала и вкладыша с оди-
наковыми коэффициентами линейного расширения будут одина-
ковыми и не окажут влияния на изменение среднего начального
радиального зазора, а следовательно, и на другие характеристики
подшипника.
6. Высокая теплостойкость и коэффициент теплопроводности.
Как во время запуска, так и при работе, даже при малых коэффи-
циентах трения, в подшипнике расходуется некоторое количество
кинетической энергии ротора. При этом в местах контакта выде-
ляется значительное количество тепла, которое при малой тепло-
стойкости и низкой теплопроводности материалов вала и вкладыша
вызывает окисление, плавление материала и значительные дефор-
мации. Особенно опасными становятся случайные контакты на
рабочей скорости, вызванные попаданием в зазор посторонних
частиц и грязи.
При распространении тепла через вал высокая теплопровод-
ность вкладыша может привести к более резкой разнице темпера-
тур смежных поверхностей.
7. Высокая химическая и коррозионная стойкость при дли-
тельном воздействии агрессивной окружающей среды. Наличие
поверхностей высокой чистоты несколько затрудняет образование
очагов коррозии, однако отсутствие смазки уменьшает коррозиоцт
146
ную стойкость. Местные дефекты поверхности, образующиеся й ре-
зультате воздействия атмосферной влаги, паров морской воды и др.,
естественно могут значительно ухудшать характеристики под-
шипника.
Особенно большое значение коррозионная стойкость приобре-
тает для газодинамических подшипников, имеющих малые началь-
ные радиальные зазоры.
Выбор сочетания материалов пар трения прежде всего зависит
от удельной нагрузки; скорости, при которой происходит касание
вала и вкладыша; количества пусков; пускового момента, дости-
жимой твердости; точности и чистоты поверхностей сопрягаемых
пар и требуемого срока службы.
При сухом трении в газовых подшипниках взаимодействие
между материалами вала и вкладыша происходит как образованием
адгезионных мостиков, так и пластическим деформированием по-
верхностей — образованием царапин на поверхности более мягкого
материала. Поэтому для получения комбинаций малоизнашиваю-
щихся материалов рекомендуются следующие два сочетания. Во-
первых, использование твердого вала с более мягким хорошо при-
рабатываемым антифрикционным материалом вкладыша. При этом
минимум износа может быть получен при использовании материа-
лов, не образующих между собой прочных адгезионных связей,
т. е. разнородных по структуре. Во-вторых, использование чрез-
вычайно твердых материалов для обоих элементов пары. В этом
случае, особенно при высокой чистоте поверхности, глубина про-
никновения выступов одной детали в поверхность другой весьма
мала и работа трения (образования царапин) минимальна.
Применение твердых материалов дает удовлетворительные ре-
зультаты при малых удельных нагрузках (в газодинамических
подшипниках).
Для изготовления вала вследствие высоких требований к ста-
бильности размеров и к точности геометрической формы исполь-
зуются твердые материалы. В этом случае вал изнашивается
меньше, чем подшипник, а следовательно, и характеристики опоры,
во многом зависящие от геометрии вала, остаются неизменными.
Материал вкладыша может быть как твердым, так и мягким. Для
изготовления применяются стали 9X18, ШХ15, Р18, Р9, закален-
ные до максимальной твердости (порядка HRC 56—64). Повышен-
ное содержание хрома способствует улучшению прокаливаемости,
получению высокой и равномерной твердости, улучшению износо-
стойкости и устойчивости против отпуска.
При высокой влажности окружающей среды детали подвер-
гаются коррозии, а при работе с графитовыми вкладышами они
склонны к насыщению поверхностного слоя углеродом,, что резко
изменяет их свойства. Коррозионную стойкость сталей можно повы-
сить хромированием. Твердый слой хрома обладает хорошей износо-
стойкостью и позволяет получать поверхности высокой чистоты.
ю* 147
Другим распространенным материалом валов является Нержа-
веющая сталь Х18Н9Т. Она допускает обработку до высокой чи-
стоты и имеет хорошую стабильность. Несмотря на относительно
низкую износостойкость, износ этого материала при работе в паре
с мягкими антифрикционными вкладышами, как правило, невелик.
Повышение коррозионной стойкости достигается с помощью пас-
сивирования.
Известно, что цементация, наряду с высокой твердостью, обес-
печивает удовлетворительную коррозионную стойкость сталей.
Наличие вязкой сердцевины обеспечивает стабильность размеров
вала. Цементируемые хромоникелевые стали типов 12ХНЗА,
38ХМЮА и др. могут также быть использованы для изготовления
валов.
Быстрое развитие производства металлокерамических мате-
риалов позволяет в ряде случаев использовать их в качестве мате-
риалов валов. Керамические материалы на основе карбидов воль-
фрама, титана и др. обладают двумя важными свойствами: чрез-
вычайно высокой твердостью и отсутствием переноса материалов
пары. В последнее время разработан метод нанесения керамиче-
ского слоя на стальную основу, осуществляемый несколькими
способами. Одним из наиболее распространенных является способ
плазменного напыления, примененный фирмами «Боинг» и «Бар-
ден» (США). Толщина напыленного керамического слоя до меха-
нической обработки (шлифование) составляет 150—200 мк, а после
алмазного шлифования и доводки — 50 мк. Для напыления ис-
пользуют керамику на основе карбида вольфрама с кобальтовой
связкой (7—10% Со). В качестве материала вала широко исполь-
зуется также минералокерамика на основе А12О3.
При применении тонкослойных керамических покрытий наи-
более сложным является обеспечение хорошей адгезии напылен-
ного слоя к основному металлу.
К твердым материалам для вкладышей относятся никелевые
сплавы, металлокерамические твердые сплавы и минералокера-
мика.
Подшипники выполняются в виде тонкостенных втулок (нике-
левые сплавы) или массивных корпусных деталей (минералокера-
мика). При работе в паре с твердым валом твердые вкладыши не
прирабатываются. Вследствие высокой твердости их износ мини-
мален. Продолжительные контакты деталей на высокой скорости
при использовании таких материалов являются недопустимыми,
так как приводят к разогреву и повреждению, а иногда — к сва-
риванию вала подшипника. Это связано с относительно высокими
коэффициентами трения материалов, достигающими 0,3—0,8.
К числу положительных свойств твердых материалов можно от-
нести стойкость к повреждениям за счет случайно попавших в за-
зор частиц грязи, высокую стабильность размеров, возможность
работы при повышенных температурах.
148
к мягким материалам для вкладышей относятся бронзы, анти-
фрикционные металлокерамики, твердопленочные смазки, полиа-
мидные материалы и, наконец, наиболее распространенные мате-
риалы на основе графита. Перспективным является применение
твердопленочных смазок, наносимых на металлические детали
в виде слоев толщиной 25—50 мк. В качестве антифрикционной
основы твердопленочных смазок могут применяться дисульфиды,
селениды и теллуриды молибдена, титана и вольфрама. Наиболее
часто в состав таких смазок входит графит или дисульфид молиб-
дена, обеспечивающие хорошие антифрикционные свойства.
Одним из основных недостатков твердопленочных смазок яв-
ляется их слабая адгезия к металлу. Преимущества их — про-
стота изготовления и дешевизна деталей, высокая точность и
стабильность размеров. Нанесение слоя смазки производится
натиранием.
Рассмотрим подробнее свойства наиболее распространенных
мягких материалов типа углеграфитов.
Углеграфиты, благодаря чешуйчатой структуре (параллельные
слои гексагональной сетки со слабой связью между слоями) имеют
чрезвычайно высокие антифрикционные свойства. Этот материал
хорошо прирабатывается, образуя на поверхности контртела проч-
ную тонкую чешуйчатую пленку, заполняющую микронеровности.
Благодаря низкому коэффициенту трения (0,05—0,1) графит может
работать при сухом трении на высоких скоростях.
Смазывающие свойства графита зависят от наличия на его по-
верхности адсорбированных пленок воды, масел и др. В сухих
газовых средах и вакууме коэффициент трения и износ графита
увеличивается. Коэффициент теплопроводности графита Л =
— 129 ккал!м2 • ч • град значительно ниже, чем у металлических
материалов. Введением металлических наполнителей коэффициент
теплопроводности можно повысить. Чистый графит начинает окис-
ляться на воздухе при температуре +450° С. Температура плавле-
ния графита весьма высока.
Адгезия графита к металлу улучшается при введении в графи-
товую массу окислов или солей.
При повышении температуры с 27 до 316° С коэффициент тре-
ния графита по стали падает с 0,2 до 0,05, а затем (при 538° С)
снова увеличивается до 0,1.
Смазочное действие чистого графита в интервале температур
20—400° С значительно уступает графитам с наполнителями.
Весьма высокими антифрикционными свойствами обладает гра-
фит АГ1500 с пропитками баббитом Б-83, сплавом олова и свин-
ца С05 и свинцовистой бронзой Бр.СЗО. Повышение коэффи-
циента теплопроводности при введении металлических наполни-
телей способствует росту стойкости материала против окисления
при местных разогревах. Пропитки органическими веществами
(бакелитовая смола, политетрафторэтилен и др.) могут применяться
149
при Невысоких скоростях, когда 1емпературы поверхностей npri
случайном контакте невысоки.
Для втулок газовых подшипников используют также пористый
графит. Например графит марки ПК-0 (ТУ ФЭ0756.103), выпускае-
мый Кудиновским филиалом ВНИИЭМ. Пористость этого графита
25—30%. Графитированный материал П2-50 Московского электрод-
ного завода (ВТУ 604—58) имеет более высокую пористость (47—
58%). Нерабочие поверхности пористой втулки герметизируются
нанесением на них бакелитовой смолы.
К недостаткам графитовых материалов следует отнести слож-
ность точности механической обработки, неоднородность физи-
ческих свойств пропитанных заготовок, подверженность абразив-
ному износу, низкие теплопроводность и коэффициент теплового
расширения.
Несмотря на эти недостатки, графитовые материалы находят
весьма широкое применение главным образом в экспериментальных
Таблица VI. 1
Материалы трущихся пар
Наименование материала пары Особенности применения
Стеллит, закаленные стали (типа 9X18, ШХ15, Р18, Р9), азотированные и цементированные (типа 12ХНЗА, 38ХМЮЛ) молибден, карбид тита- на—бронза Стеллит, твердый хром, закаленные и азотированные стали, карбид воль- фрама—графит Стеллит—стеллит Малоуглеродистые стали—графит Цементированная сталь—чугун Азотированная сталь—азотирован- ная сталь Нержавеющая сталь—окись алю- миния Окись алюминия—окись алюминия Карбид титана—окись алюминия Твердый хром—баббит Согласование коэффициентов ли- нейного расширения Большая нагрузка, частые пуски и остановы Хорошо противостоит коррозии. Не рекомендуется в атмосфере инерт- ных газов Согласование коэффициентов ли- нейного расширения Натирание MoS2 Натирание MoS2 Хорошо противостоит коррозии. Согласование коэффициентов ли- нейного расширения Хорошо противостоит коррозии. Для небольших деталей (гироско- пов) Для небольших деталей Большие газостатические подшип- ники
150
конструкциях, поскольку высокие антифрикционные свойства гра-
фитов позволяют избежать тяжелых аварий даже при продолжи-
тельной работе в режиме сухого трения на высоких скоростях.
В табл. VI. 1 приведены наиболее часто используемые пары.
7. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ
С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ
Цель проектировочного расчета подшипника заключается в оп-
ределении его размеров (диаметра, удлинения, зазора), которые
должны обеспечивать надежную работу машины в заданном диа-
пазоне чисел оборотов при воздействии эксплуатационных вибра-
ций, ударов и перегрузок. В ходе расчета определяют как
статические характеристики подшипника (несущая способность,
эксцентриситет и угол нагрузки), так и динамические, т. е. устой-
чивость роторной системы на рабочих режимах. Сохранение устой-
чивости рабочих режимов является чрезвычайно важным для
быстроходных машин.
Расчет статических характеристик газового подшипника сво-
дится к определению поля давлений в потоке сжимаемой жидкости,
текущей в криволинейном зазоре малой толщины при заданных
условиях на границах. Такое течение описывается уравнением
Рейнольдса, к которому при исследовании системы на устойчи-
вость добавляются уравнения движения ротора с входящими в них
гидродинамическими силами [82]. Нелинейность основного диф-
ференциального уравнения делает невозможным получение его
точного аналитического решения. Исследователи идут по пути
упрощения этого уравнения, используя методы линеаризации.
Приближенные аналитические решения получены для корот-
кого и бесконечной длины подшипников, для весьма малых и
больших скоростей вращения. Такие решения обнаруживают удов-
летворительную сходимость с экспериментом в области малых
эксцентр иситетов.
Другой путь определения распределения давлений заключается
в численном интегрировании уравнения Рейнольдса. Численные
методы решения в частном случае бесконечно длинного подшип-
ника для Небольшого числа расчетных точек применялись и ранее
первыми исследователями газовой смазки, однако в последнее
время, в связи с появлением электронных вычислительных машин,
стал возможен расчет подшипников различных типов в более ши-
роком диапазоне изменения рабочих параметров.
Порядок численного решения заключается в следующем: ис-
ходное дифференциальное уравнение переписывают в форме ко-
нечных разностей. Вместо одного дифференциального уравнения
получают систему алгебраических уравнений, число которых равно
числу узлов сетки, наносимой на развертку подшипника. Реше-
ние ведут методом последовательных приближений, постепенно
151
изменяя давления в узлах сетки до получения значений давлений,
с достаточной точностью удовлетворяющих основному уравнению.
Процесс счета ведут для различных эксцентриситетов.
Результаты решений представляют в виде таблиц и графиков,
удобных при проектировании, однако не применяемых вне исход-
ных значений параметров, а также при отличиях геометрии под-
шипников от расчетной. Отсутствие аналитических выражений
для несущей способности и жесткости уменьшает наглядность
таких решений и затрудняет переход к исследованию динамических
процессов.
Уравнение Рейнольдса может быть получено из общих уравне-
ний гидродинамики ламинарного потока вязкой жидкости (урав-
нений Навье—Стокса) и уравнения неразрывности, упрощаемых
с помощью следующих допущений: а) толщина слоя смазки мала
по сравнению с его длиной и шириной, что позволяет пренебречь
кривизной слоя смазки и заменить вращательные движения посту-
пательными; б) изменения давления по толщине слоя отсутствуют;
в) внешние массовые силы равны нулю; г) силы инерции малы по
сравнению с силами вязкости; д) проскальзывание граничных
слоев у стенок отсутствует; е) градиенты окружной и осевой ско-
рости в направлении толщины смазочного слоя значительно пре-
восходят остальные градиенты, имеющие порядок сил инерции;
ж) режим течения в зазоре изотермический, газ — идеальный.
Справедливость перечисленных допущений в обычных условиях
работы подтверждена многочисленными исследованиями.
В отличие от подшипников с жидкостной смазкой, в которых
несущая способность пропорциональна окружной скорости и вяз-
кости смазки от давления окружающей среды, при газовой смазке
несущая способность при высоких скоростях вращения становится
независимой от скорости и вязкости и пропорциональной давлению
окружающей среды.
При малых скоростях вращения газовая смазка может считаться
несжимаемой, и результаты, полученные для замкнутых пленок
жидкостной смазки, могут быть непосредственно применены к га-
зовым подшипникам.
Высокоскоростная асимптота несущей способности для газо-
динамических подшипников конечной длины является такой же,
как для бесконечно длинных подшипников, т. е. при высоких
скоростях вращения торцевыми утечками можно пренебречь.
Расчет газостатического или комбинированного подшипников
существенно отличается от расчета газодинамического подшип-
ника, поскольку распределение давлений зависит от величины дав-
ления, подводимого в зазор через питатели, которое в свою оче-
редь зависит от эксцентриситета. При расчете опорный газостати-
ческий подшипник часто заменяют совокупностью плоских пря-
моугольных подпятников, число которых равно числу питателей.
Течение газа на каждом полученном таким образом участке
152
считают направленным вдоль оси вращения вала и независимым ОТ
условий на смежных участках. Влиянием окружных перетечек
пренебрегают (это справедливо только для подшипников малого
удлинения).
Несущую способность опорного газостатического подшипника
получают суммированием проекций составляющих несущей спо-
собности каждого участка на направление нагрузки. Такое упро-
щение позволяет в первом приближении с достаточной точностью
определить несущую способность для подшипников с удлинением
~ — 1,5 (L — длина подшипника; D — его диаметр).
Строго говоря, величина несущей способности комбинирован-
ного подшипника не равна сумме газостатической и газодинами-
ческой составляющих. Тем не менее на практике до настоящего
времени часто раздельно подсчитывают обе составляющие, что
при высоких скоростях вращения приводит к значительным ошиб-
кам. Указанное допущение применимо для комбинированных под-
шипников со значительной величиной зазора, когда газодинами-
ческая составляющая несущей способности мала по сравнению
с газостатической.
Выбор основной конструкции и размеров подшипника. Прежде
чем провести поверочный расчет газового подшипника, конструк-
тору необходимо учесть некоторые общие принципы проектиро-
вания, предварительно задать основные размеры, которые уточ-
няются при дальнейшей разработке, а также увязать выбранную
конструкцию и параметры с технологическими возможностями.
Как уже указывалось выше, подшипникам на газовой смазке
свойственна неустойчивая работа, связанная с самовозбуждаю-
щимся полускоростным вихрем. Кроме того, им также присуща
резонансная вибрация, возникающая в случае, когда частота вра-
щения становится равной удвоенной собственной частоте f
колебаний ротора массы М на газовом слое, обладающем некоторой
жесткостью GN
<>>
где М — масса ротора, приходящаяся на один подшипник.
В этом случае причиной колебаний является совпадение воз-
буждающей частоты вращения слоя смазки, примерно равной по-
ловине частоты вращения вала, и собственной частоты колебаний
ротора на газовом слое. Возникает резонанс, сопровождающийся
увеличением амплитуды колебаний. Начальные возмущения, при-
водящие к резонансу, возникают из-за наличия остаточного дис-
баланса и неточностей обработки вала. Неуравновешенность ро-
тора (дисбаланс) проявляется в виде пульсаций поверхности
вала с частотой вращения. Неровности вала взаимодействуют
153
е Неровностями корпуса, возбуждая колебания с Частотой, рав-
ной или кратной частоте вращения.
Величина установившейся амплитуды колебаний в зависимости
от демпфирующих свойств подшипника либо находится в пределах
зазора, либо превосходит его, что приводит к аварии.
По указанным причинам в высокоскоростных машинах стре-
мятся к увеличению жесткости подшипника и уменьшению возбу-
ждающих сил при сохранении эффективного демпфирования, что
позволяет повысить критическую частоту, т. е. максимальное
число оборотов.
Колебания двухопорного ротора могут иметь две формы —
цилиндрическую и коническую. При цилиндрической форме фазы
колебаний обоих концов ротора совпадают, а ось ротора описы-
вает цилиндр. При конической — фазы колебаний обоих концов
ротора отличаются на 180°, а ось ротора описывает двойной конус
с вершиной между подшипниками. Наиболее распространенной
является комбинированная форма колебаний, при которой вер-
шина конуса лежит на продолжении оси вала.
Вследствие высокой чувствительности газового подшипника
к перекосам, коническая форма колебаний является наиболее опас-
ной. В этом случае эффективная жесткость подшипника меньше,
чем при цилиндрической форме. Поэтому консольное расположе-
ние масс может значительно понизить резонансную частоту коле-
баний на газовом слое, что ограничит предельное число оборотов
ротора.
Расчетные значения параметров, обеспечивающих устойчивую
работу вала, дал в своих работах С. А. Шейнберг [106], [107].
Они сводятся к следующим практическим выводам: а) назначать
наименьшую величину консольно расположенных масс; б) стре-
миться к расположению основной массы ротора между опорами;
в) размещать центр тяжести ротора на равных расстояниях от
обоих подшипников.
Выбор диаметра, удлинения и зазора подшипника тесно свя-
заны между собой. Именно совокупность этих параметров опре-
деляет степень надежности подшипника.
Выбор диаметра. Диаметр определяет рабочую скорость шейки
вала и вместе с удлинением — удельную нагрузку, а следова-
тельно, и зависящий от нее эксцентриситет. Как правило, вес
ротора и число его оборотов взаимосвязаны. Наиболее высокие
числа оборотов в силу ограничения по прочности присущи легким
роторам. Более тяжелые роторы имеют более низкие числа обо-
ротов.
Воспользуемся этой зависимостью для определения диаметра
вала, который также зависит от веса ротора. Для выбора диаметра
примем окружную скорость на шейке вала.
Максимальные окружные скорости шейки в современных газо-
вых подшипниках достигают 120—150 м!сек, однако надежная
154
работа роторов при умеренных требованиях к точности их изго-
товления и балансировки обеспечивается при более низких скоро-
стях, составляющих 60—80 м!сек.
Таким образом диаметр вала (мм) определяется по формуле
D = (1,4 4-1,6)10* 4 > (2)
где п — число оборотов вала в минуту.
Величина удлинения при заданном диаметре и зазоре опреде-
ляет удельную нагрузку на подшипник, а следовательно, и рабо-
чий эксцентриситет. Чем короче подшипник, тем выше удельная
нагрузка при заданной нагрузке и больше рабочий эксцентриси-
тет. В зоне больших эксцентриситетов подшипник обладает по-
вышенной жесткостью и лучшей устойчивостью, однако при малых
значениях минимального зазора становится более заметным влия-
ние микронеровностей и неточностей изготовления.
Наиболее распространены подшипники с удлинением X = 4 —
= 14-2,5. Газостатические подшипники чаще выполняют более
короткими (4 = 0,75 4-1,5), газодинамические — более длин-
ными (4 = 1,5 4-2,5).
С ростом удлинения увеличиваются окружные перетечки в га-
зостатическом подшипнике, и коэффициент нагрузки, равный не-
сущей способности единицы поверхности подшипника, падает.
При использовании подшипников с у = 3 и более стано-
вится опасным возникновение кромочных контактов при прогибах
и колебаниях вала. Подшипники таких удлинений применяются
редко и главным образом на валах малых диаметров.
Определение удельной нагрузки. После выбора диаметра вала
и удлинения подшипника следует проверить, не превышает ли
удельная нагрузка на подшипник предельно допустимых значений.
Коэффициент нагрузки ц определяется по формуле
где р — Os — давление окружающей среды для газодинамических
подшипников, р = Ps — давление поддува для газостатических
подшипников; Р — вес вала, приходящийся на один подшипник;
L — длина цапфы.
Для газодинамических подшипников, работающих при отно-
сительных эксцентриситетах до е = 0,6 4-0,8, максимальный коэф-
фициент нагрузки может достигать 0,5—1,0.
При повышении давления окружающей среды несущая спо-
собность газодинамического подшипника увеличивается.
155
В газостатических подшипниках при е = 0,4 4-0,6 коэффи-
циент нагрузки т] = 0,2 4-0,3.
На рис. VI.6 показано изменение коэффициента нагрузки в за-
висимости от относительного эксцентриситета для газодинамиче-
ского и газостатического подшипников. Эта зависимость для пер-
вого из них приближается к квадратической, а для второго —
к линейной. Выбор завышенного коэффициента нагрузки приводит
к увеличению эксцентриситета более допустимого и к повышен-
ному износу. Чрезмерно
0 0,2 0,Ь 0,6 0,8 1,0£
Рис. VI.6. Зависимость коэф-
фициента нагрузки от экс-
центриситета:
1 — газодинамический подшип-
ник; 2 — газостатический под-
шипник
малые значения эксцентриситета пони-
жают устойчивость газодинамических
подшипников.
При анализе газостатических, под-
шипников вместо удельной нагрузки
используют безразмерную несущую спо-
собность G, равную частному от деле-
ния коэффициента нагрузки на относи-
тельный эксцентриситет
G=-3-=—
е pLDe
Величина G вводится для газостати-
ческих подшипников в предположении
линейной зависимости несущей способ-
ности от относительного эксцентриси-
тета. Значения G колеблются в преде-
лах 0,1—0,5 и зависят от соотношения
(4)
сопротивлений питателей и зазора.
Выбор среднего начального радиального зазора. Начальный ра-
диальный зазор между валом и подшипником определяет величину
несущей способности, а следовательно, и рабочий эксцентриситет.
Средний начальный радиальный зазор С характеризуется безраз-
мерной величиной (относительным радиальным зазором)
ф =
(5)
где 7? — радиус вала.
От величины ф зависит безразмерный параметр Хб, называе-
мый числом сжимаемости, и характеризующий несущую способ-
ность газового слоя
у _ бцсо/?2 _ 6|XCi)
Лб — РаС2 Ра$2 ’
(6)
где р, — абсолютная (кинематическая) вязкость смазки; со — угло-
вая скорость вала; Ра — давление окружающей среды.
155
Величина ip входит также в формулу, определяющую коэффи-
циент демпфирования опорного гидродинамического подшип-
ника Кд.
__ 12npL
т|)3
(7)
С уменьшением радиального зазора С растет критерий Хб,
с увеличением которого возрастает несущая способность газоди-
намического подшипника. Одновременно уменьшение величины С
приводит к увеличению коэффи-
циента демпфирования.
Таким образом, в этих под-
шипниках стремятся иметь ма-
лый зазор. На практике эта тен-
денция ограничивается техно-
логическими соображениями:
точностью изготовления, соосно-
стью рабочих поверхностей вала
и подшипников, тепловыми де-
формациями вала и корпуса
подшипников. Кроме того, по-
скольку в газостатических и
комбинированных подшипниках
для обеспечения максимальной
несущей способности и жестко-
сти необходимо поддерживать
определенное оптимальное соот-
ношение между зазором и диа-
метром питателя, при малых
питателей малого диаметра, чтс
Рис. VI.7. Рекомендуемые значения
средних начальных радиальных зазо-
ров для газовых подшипников в зави-
симости от диаметра вала:
/—газодинамический; 2 — газостатический
зазорах требуется изготовление
не всегда осуществимо.
С уменьшением зазора повышаются требования к точности
изготовления рабочих поверхностей. Так, при среднем начальном
радиальном зазоре 14 мк и относительном эксцентриситете 0,6
минимальный зазор в подшипнике составляет 6 мк. При овальности
вала 2 мк амплитуда колебаний зазора составляет ±33% от но-
минальной, что приводит к значительному изменению величины
реакции слоя смазки, вызывающему колебания вала.
В большинстве современных газовых подшипников величина
диаметрального зазора составляет (0,0003-ьО,002) D, причем мень-
шие зазоры применяют в газодинамических подшипниках, а боль-
шие — в газостатических и комбинированных.
Средние начальные радиальные зазоры газодинамического под-
шипника близки к среднему зазору посадки скольжения второго
класса, а газостатического — к среднему зазору ходовой посадки.
Диапазоны рекомендуемых значений зазоров для подшипников
различных типов в зависимости от диаметра вала приведены на
рис. VI.7.
157
Так как ширина поля допуска примерно пропорциональна квад-
ратному корню из линейного размера, то при больших диаметрах
валов возможно применение подшипников с меньшим относитель-
ным радиальным зазором Ф, что увеличивает несущую способ-
ность и повышает предельно допустимые окружные скорости.
После учета всех указанных соображений и предварительного
выбора основных геометрических параметров следует приступить
к ориентировочному расчету газового подшипника.
а) В литературе рекомендо-
Рис. VI.8. Характеристика газодинамйче-
ского подшипника: а — зависимость ко-
эффициента нагрузки Кн от характерис-
тики подшипника б — зависимость *
коэффициента заполнения К3 от U2cR
вано значительное количество
теоретических расчетов, ис-
пользуемых для тех или иных
конструктивных разновидно-
стей, а также условий приме-
нения газовых подшипников.
Рассмотрим в качестве при-
мера некоторые наиболее об-
щие из известных расчетов
газодинамических и газоста-
тических подшипников, опуб-
ликованные в последние годы.
Газодинамические подшип-
ники. Приближенное анали-
тическое решение для ради-
ального подшипника беско-
нечной длины получено
С. А. Шейнбергом.
Задавшись кривой распре-
деления давлений вдоль оси
подшипника, он вычислил
также поправочный коэффи-
циент заполнения /<3, учиты-
вающий торцевую утечку
в реальном подшипнике ко-
нечной длины. Величина этой поправки зависит от удлинения X,
относительного эксцентриситета е и числа сжимаемости Хб. Не-
сущая способность Р газодинамического подшипника выражается
по Шейнбергу через коэффициенты нагрузки Кн и заполнения К3
следующей формулой
Р = PaRLK3KH,
(8)
где L —длина подшипника, м.
Зависимость коэффициента нагрузки Кн от характеристики
подшипника Хь при различных относительных эксцентриситетах
приведена на рис. VI.8, а. На этом же графике даны значения
углов нагрузки 0, вычисленных для Хь = const = 1. Анализ кри-
вых показывает, что в области больших Р несущая способность
160
асимптотически- устремляется к пределу, зависящему от величины
относительного эксцентриситета. При Х6 >5 угол нагрузки 0
приближается к 0°, а линия относительных эксцентриситетов при-
ближается к вертикали.
На рис. VI.8, б показана зависимость коэффициента заполне-
ния К, от тгъ- Перед вычислением К3 определяют вспомогатель-
ный коэффициент с, затем вычисляют величину а по ней — К3-
При больших значениях числа сжимаемости Хв величина по-
правки, учитывающей торцевое истечение, близка к единице,
т. е. максимальная несущая способность при больших скоростях
вращения становится независимой от удлинения.
Рассмотрим порядок расчета радиального газодинамического
подшипника.
Пример. Определим удельную несущую способность, экс-
центриситет и угол нагрузки газодинамического подшипника, ис-
пользующего в качестве смазки воздух под давлением 1 • 104 кПмг
при температуре 140° С. Коэффициент абсолютной вязкости
воздуха (А = 2,4- 10~в кГ-сек!м2. Число оборотов ротора п —
= 50 000 об1мин, угловая скорость вращения <о =5230
Вес ротора 2Р = 1,5 кГ. Нагрузка на подшипник Р = 0,75 кГ.
Из уравнения (2) определяем диаметр вала
„ . . 10е 1,4-10’ 00 по 1Л_3
D = 1,4 — = е -.-„-г- = 28 мм = 28-10 3 м.
n D • 1U
Удлинение подшипника принимаем X = 1,5; длина
L = W = 1,5-28-10’3 = 42- Ю'3 м.
Удельная нагрузка на единицу площади проекции подшипника
определяется по формуле (3)
„___ Р _____ ________0.75_______ _ « ЛАЧЯ
| — PaLD ~ 1-104-42-10"3-28-10"3 ~ и>иооо>
что находится в допустимых пределах.
Согласно рис. VI.7, относительный радиальный зазор в под-
шипнике ф = 0,00075.
Средний начальный радиальный зазор
X, ф£> 0,00075-28-10-3 те m-е те
С = -j- = -------g-------— 1(^,5-10 6 м = 10,5 мк.
Характеристика подшипника
у _ Хб _ цш/?2 _ 2,4-10-’-5230 (14-10-’)« _ _
Л 6 РаС2 ~ 1 • 104-(10,5-10-*)2 — 2)2°-
159
Из рис. VI.8, б для данного X, приближенно задаваясь е —
= 0,333, находим коэффициент утечки с = 0,06 и подсчитываем
параметр
L .. 42-10-» -
2cR 2-0,06-14-IO'3
Пользуясь значением находим коэффициент заполне-
ния Кз — 0.93.
С учетом торцевой утечки находим уточненное значение коэф-
фициента нагрузки
К __ ? __________0,75____________0 139
А“ — paRLK3 ~ 104-14-10-3-42-10-3-0,93 “ и>
Из рис. VI.6 (кривая /) этому значению коэффициента нагрузки
при X = 2,28 соответствует кривая с относительным эксцентри-
ситетом 0,08. Это и есть рабочий эксцентриситет подшипника,
а угол нагрузки 0 = 12°.
Определим наименьшую величину рабочего зазора
Amin = С (1 — е) = 10,5 (1 — 0,08) = 9,6 мк.
Приведенный пример не исчерпывает расчета газодинамиче-
ского подшипника, однако позволяет произвести оценку его пара-
метров.
Газостатические подшипники. Расчет газостатического под-
шипника усложняется по сравнению с расчетом газодинамического
подшипника за счет введения источников газа (питателей), изме-
няющих распределение давлений в зазоре. Расход газа через пи-
татели и давление на выходе из питателей в зазор зависят от дав-
ления поддува, эксцентриситета и скорости вращения вала. При
наличии поддува меняется плотность газа в зазоре, а следова-
тельно, и газодинамическая составляющая несущей способности.
В свою очередь эпюра давлений, возникающая при вращении,
изменяет характер истечения газа из питателей, повышая или по-
нижая противодавление при выходе в зазор. Таким образом при
строгом анализе процессы, происходящие в комбинированном под-
шипнике при совместном действии газостатической и газодинами-
ческой составляющих, нельзя рассматривать раздельно. Тем не
менее, на практике газостатическую и газодинамическую состав-
ляющие часто определяют раздельно.
При расчете газодинамической составляющей в качестве давле-
ния окружающей среды принимают некоторое среднее давление
в зазоре. Такой прием дает удовлетворительную точность при рас-
чете статического нагружения, однако при анализе колебаний вала
его применение, по-видимому, становится неправомерным. Тем
не менее для оценки несущей способности и жесткости комбиниро-
160
ванного или газостатического подшипника пренебрежение враще-
нием в ряде случаев допустимо.
Наиболее часто при определении газостатической составляю-
щей несущей способности и жесткости используют так называе-
мый метод конструктивного параметра. Поверхность цилиндри-
ческого опорного подшипника разбивают на прямоугольные
участки по числу питателей. Течение газа на каждом участке
полагают направленным вдоль оси подшипника. Окружными пере-
течками пренебрегают. Взаимное влияние смежных участков от-
сутствует. В однорядных подшипниках на каждом участке имеется
один питатель, в двухрядных — два.
В основу расчета положено условие равенства весового расхода
газа, вытекающего через питатель, и суммы весовых расходов через
торцы подшипника на ширине одного участка (для подшипника
с однородным расположением питателей).
Для примера приведем метод расчета, предложенный Г. Лун-
дом, позволяющий более точно учесть газодинамическую состав-
ляющую несущей способности. Комбинированная задача отли-
чается от расчета обычного газодинамического подшипника вве-
дением дополнительных граничных условий, задающих распре-
деление давлений в плоскости питателей по окружности подшип-
ника. Дискретные питатели заменяют линейным источником с пере-
менной интенсивностью по длине. Результаты определения несу-
щей способности и угла нагрузки комбинированных подшипников
L Р<;
при -р- = 1 и 2 для относительных давлений поддува = 2 и 10
ведены на рис. VI.9.
Геометрия подшипника и свойства газа характеризуются пара-
метром
. _ V^RT ,Q
А/ - ’ 'У'
где а — радиус питателя, мм\ N — число питателей; г]р — коэф-
фициент расхода диафрагмы, равный 0,6—0,7; 7? — универсаль-
ная газовая постоянная.
Остальные обозначения аналогичны принятым ранее. Расчет
проведен для подшипников с простыми диафрагмами, расположен-
ными в горловине питателя. Изменение эксцентриситета не влияет
на площадь диафрагмы. Несущая способность Р считается линейно
зависящей от эксцентриситета е, что справедливо для в < 0,6.
Рассмотрим пример расчета газостатического подшипника.
Пример расчета: определить несущую способность, жесткость,
диаметр питателя, эксцентриситет и угол нагрузки газостатиче-
ского подшипника, использующего в качестве смазки воздух под
давлением 10-104 кПмг при температуре 140° С. Число оборотов
ротора 70 000 в минуту. Нагрузка на подшипник от веса ротора
Р = 0,4 кГ. Коэффициент вязкости газа р = 2,4-10"6 кГ-сек?1м,
П Н, А. Спицын и др, 161
угловая скорость вращения ротора со = 7320 —Число пита-
сёк,
телей — 8.
Из формулы (2) находим диаметр вала
Г» 1,4-10е 1,4.10» ОА ОА 1п_3
D — —-— — 7.10< = 20 мм = 20-10 3 м.
Согласно рекомендациям, приведенным выше, задаемся удли-
нением подшипника А = 1,0.
Рис. VI.9. Характеристики газостатического подшипника по данным Г. Лунда:
а, б, в, г — безразмерная несущая способность P/PaLDt в зависимости от без-
размерной характеристики подшипника; д, е, ж, з — угол нагрузки 0 в зави-
симости от безразмерной характеристики подшипника X/
162
Длина подшипника L = XD = 20-10"’ м.
Удельная нагрузка
— р — 0,4 -о 01
PSLD ~ юломоло-’-голо-» — и>и1-
Удельная нагрузка при атмосферном давлении
— р — 0,4 — 01
”а PaLD Ы04-20Л0-8-20Л0-« U,1>
На рис. VI.7 для D — 20 мм находим значение относительного
радиального зазора ф = 0,002.
Средний начальный радиальный зазор
c = ^ = o.w2.m.;o- = 20.10,. м
Характеристика подшипника
6 ц со / R \2 _ 6-2,4-10-*. 7320 / 1 \2 _
Ра \ С ) ~ 1Л04 \0,002/ ~
Т = 2Й = 0’379'
Из рис. VI.9, б для = 0,379 выбираем значение пара-
метра обеспечивающего максимальную безразмерную жест-
кость = 5.
Безразмерная жесткость
? ____________________________кд
PaLDe. ~
Безразмерный относительный эксцентриситет определяем, под-
ставляя в формулу безразмерной жесткости значения нагрузки,
длины и диаметра подшипника и давления окружающей среды
е = Р = — яь 0 02
PaLD5,3 5,3 — 5,3 ~ ’
Зная параметр из формулы (9) найдем радиус питателя
Х/РДС8
5,1 Л0«-(20.10-*)»
6-2.4Л0-М /0,7.29,3-413
= 0,195-10"3 м^0,2 мм, d=2a = 0,4 мм.
На рис. VI.9, е находим угол нагрузки 6 = 2°.
Жесткость газового слоя
еС = 0,02-20Л О'* = * ’ Iм ~ кГ/мк.
11*
163
8. НЕКОТОРЫЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
К ИЗГОТОВЛЕНИЮ ПОДШИПНИКОВ
Как уже подчеркивалось, высокая точность изготовления
рабочих элементов газовых подшипников должна обеспечить
сохранение постоянства их характеристик и необходимую рабо-
тоспособность. Одновременно все требования, предъявляемые
к деталям подшипника, определяют технологию их изготовления
и контроля.
В радиальных газовых подшипниках можно назвать следующие
параметры точности изготовления: а) для вала и вкладыша —
шероховатость поверхностей, некруглость, конусообразность, экс-
центриситет (радиальное биение) поверхностей подшипников,
действительный диаметр, точность размеров и расположения ка-
навок, карманов, питающих отверстий и вкладышей; б) для
сборки — радиальный и осевой зазоры; крепление переходных
элементов без возможности искажения точности подшипников;
точность динамической балансировки.
В упорных газовых подшипниках основные параметры точ-
ности следующие: шероховатость; плоскостность; неперпендику-
лярность упорных элементов на валу и в корпусе к оси опорных
поверхностей радиальных подшипников на валу и вкладышей.
Конкретные значения тех или иных параметров определяются
конструкцией, условиями работы и требуемым сроком службы
подшипникового узла.
При изготовлении газовых подшипников обычно используют
существующее оборудование и технологические процессы, только
к ним предъявляются повышенные требования. Для изготовле-
ния валов применяют шлифование с последующей одной из финиш-
ных операций. Вкладыши изготавливают шлифованием с после-
дующим хонингованием или притиркой. Наиболее эффективной
для получения требуемых точностей считается притирка на жест-
ком притире. Как правило, сначала производят окончательную
обработку поверхностей вала, а затем притирают цилиндрическую
поверхность вкладышей до требуемого размера.
Особое внимание следует обратить на выбор правильного ре-
жима термообработки всех частей подшипника, в особенности
перед окончательной отделочной операцией, обеспечивающего
структуру стабилизации.
Изготовление карманов, спиральных канавок, ступеней, вы-
точек на поверхностях подшипников производят обычными мето-
дами, например, шлифованием, фрезерованием, травлением и др.
Особую трудность представляет сверление питающих отверстий
весьма малых диаметров (от 0,4 до 0,03 мм). В последнее время
получил распространение электроэрозионный йетод обработки.
Большое значение для работоспособности подшипниковых
узлов имеет качество сборки. Перед сборкой должна быть прове-
164
дена тщательная химическая очистка всех деталей. При сборке
необходимо обеспечить высокую чистоту и требуемую освещенность
помещения.
Важное значение для работоспособности газовых подшипни-
ков имеет качество динамической балансировки. Анализ и про-
веденные эксперименты 1107] показали, что устойчивость газовых
подшипников может быть достигнута путем повышения точности
балансировки. Для роторов, работающих при небольших числах
оборотов, наличие остаточного дисбаланса сопровождается уве-
личением эксцентриситета и жесткости газового слоя, что улучшает
работоспособность подшипника. Но при высоких числах оборотов
центробежные силы, действующие на эксцентрично расположен-
ный центр тяжести вала, быстро увеличиваются, превосходя реак-
цию газового слоя. Это приводит к разрыву газовой пленки и кон-
такту вала с вкладышем.
Обычно для машин средних габаритов величина удельной
неуравновешенности А = 0,2-ьО,5 мк вполне удовлетворительна;
А = , где Pi — вес уравновешивающего груза; S — ра-
диус расположения уравновешивающего груза; Р — вес ротора.
Динамическую балансировку высокоскоростных роторов сле-
дует проводить после сборки в корпусе машины или на технологи-
ческих газовых подшипниках. В обоих случаях ротор всплывает
на слое газа, через который возмущения от сил дисбаланса пере-
даются на датчики машины. При большом Демпфировании силы
газового слоя могут уменьшить амплитуду возмущений и вызвать
их сдвиг по фазе, что приводит к неверному определению места
расположения дисбаланса. При этом меньшая толщина газового
слоя способствует повышению точности.
Влияние газового слоя можно практически исключить при.
балансировке на призмах или в газостатическом подшипнике без
поддува. Роторы, опирающиеся на газостатические подшипники,
можно балансировать при минимальных давлениях поддува
0,2—0,5 кПсм\ обеспечивающих всплывание ротора на высоту
0,5—2 мк.
Другой проблемой, решение которой позволяет повысить
точность балансировки, является выделение полезного сигнала
от дисбаланса. Чистота и точность обработки вала воздействуют
на датчики, затрудняя выделение нужного сигнала. Применение
узкополосных фильтров достаточно эффективно в случае, когда
частота помех отличается от несущей частоты. При отсутствии
фильтра помех точность балансировки полностью зависит от точ-
ности изготовления поверхностей вала.
Точность балансировки во многом определяется типом привода
ротора. Электрический, фрикционный и пневматический приводы
создают дополнительные радиальные усилия, действующие
на ротор. В электроприводе — это силы электромагнитного
165
взаимодействия ротора со статором, во фрикционном — усилия от
ремня или фрикционного ролика, в пневматическом — радиальные
силы, обусловленные колебаниями давления.
Выбор типа привода зависит от назначения машин. Электро-
привод целесообразен при наличии встроенного электродвигателя
в машинах типа гироскопов и герметичных компрессоров. Этот
тип привода обеспечивает балансировку на рабочем числе оборотов
при минимальных радиальных силах и высокой стабильности
скорости вращения. Фрикционный привод находит большое рас-
пространение из-за своей универсальности. Его недостатки —
малая скорость, наличие одностороннего радиального усилия
от ремня, наличие помех, вызываемых местом соединения концов
ремня. Пневмопривод используется в машинах, располагающих
турбинным колесом.
Выбор режима балансировки зависит от типа привода и диа-
пазона рабочих скоростей ротора. Удобен для балансировки ре-
жим перед переходом через частоту инверсии — режиме работы,
при котором центр тяжести ротора, вращавшийся до того вокруг
центра вращения, переходит в центр вращения. В этом случае
амплитуда колебаний центра тяжести близка к наибольшей и
любое изменение дисбаланса эффективно воздействует на датчики
балансировочной машины.
9. ПРИМЕРЫ ОПОР ВАЛОВ С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ
Наиболее употребляемые расположения газовых подшипников
показаны на рис. VI. 10.
На рис. VI.11 показана конструктивная схема компрессора
фирмы «Дженерал электрик». Компрессор имеет электропривод
мощностью 7,5 кет (220 в, 400 гц) и работает при 24 000 об/мин.
Наибольшее время наработки компрессора превышает 4500 ч.
В компрессоре применяются газостатические подшипники на газе,
используемом в качестве рабочего тела петли реактора. Подача
очищенного газа в подшипники осуществляется мембранным
компрессором. Расходы газа на подшипники составляют 4 кг!ч
при работе на гелии и 10 кГ/ч при работе на азоте, т. е. соответ-
ственно 2 и 1,25% весовой производительности циркулярного
компрессора. Подшипники изготовлены из керамики на бронзо-
вой основе. Вал компрессора стальной, полый. В каждом ряду
находится по шесть питателей диаметром 0,25 мм. Питатели изго-
товлены из игл для подкожных инъекций. Передний и задний
опорные подшипники имеют различные диаметры (60 и 31,7 мм),
что облегчает установку ротора в корпус. Упорный подшипник
совмещен с задним опорным и представляет собой двухстороннюю
несимметричную кольцевую пяту. Рабочая поверхность упорного
подшипника разделена радиальными дренажными канавками
на шесть секторов.
166
В ходе доводки число рядов питателей увеличено с одного до
двух. Радиальный зазор переднего подшипника при доводке
уменьшен с 50—71 до 46—56 мк. Зазор заднего подшипника,
равный 28—38 мк, при доводке не изменяли. Осевой зазор изменен
Выпуск воздуха
б атмосферу
Рис. VI. 10. Расположение ти конфигурации газовых под-
шипников
с 25—75 до 36—43 мк. Уменьшение зазоров позволило снизить
расход газа через подшипники на 30%.
Точность балансировки ротора составляла 7,5 мк. Через
3000 час работы дисбаланс увеличился до 12,5 мк. Причиной раз-
балансировки явилась деформация алюминиевых деталей ротора
электродвигателя.
Испытания подтвердили
полную надежность кон-
струкции подшипников при
минимальном объеме обслу-
живания машин. Износы
подшипников отсутствова-
ли. Применение газовой
смазки обеспечило высо-
кую чистоту контура.
Насос, предназначенный
для перекачки расплавлен-
ного металла (рис. VI.11),
выпускается в вертикаль-
ном исполнении. Ротор
электродвигателя и опоры
насоса находятся в верхней
части корпуса в газовой
Рис. VI.11. Конструктивная схема газового
подшипника компрессора
среде.
Насос фирмы «Сосьете Рато» используется для перекачки
гелия по испытательному теплообменному циклу реактора. На-
сос работает при 12 000 об!мин и потребляет мощность до 132 кет,
В нем используются газодинамические подшипники с вклады-
шами, изготовленными из бронзы, пропитанной фторопластом.
167
Йа рис. VI. 12, а показан пример конструктивной схемы турбо-
детандера фирмы «Лукас», применяющегося в установках для
разделения воздуха и промышленного получения жидкого кис-
лорода. Число оборотов ротора 70 000 в минуту, расход газа
426 м3/ч.
Особенностью турбодетандера является использование поверх-
ностей рабочих колес в качестве упорных подшипников, что
упрощает конструкцию
ротора, но предъявляет
к материалу колес тре-
бования повышенной из-
носостойкости. Для дан-
ной конструкции турбо-
детандера характерны:
консол ьное р аспо л оже-
ние рабочих колес; при-
менение неразъемного
подшипникового корпу-
са с расточкой обоих
подшипников напроход;
использование двухряд-
ных газостатических
подшипников из гра-
фита.
Рис. VI. 12. Конструктивные схемы газовых подшипников турбоагрегатов:
а—для кислородного турбодетандера; б — для высокооборотной расши-
рительной турбины
Для повышения устойчивости роторов при высоких числах
оборотов в некоторых конструкциях турбодетандеров применены
газостатические дроссельные подшипники со стабилизирующими
камерами-резонаторами.
Такой подшипник использован в высокооборотной расши-
рительной турбине «Сиксмйт» фирмы «Бритиш оксиджен»
(рис. VI. 12, б). Турбина предназначена для использования в качест-
ве детандера бортовой установки ожижения воздуха и рассчитана
168
на расход воздуха 85 ж3/ч при температуре минус 153° С и давле-
нии на входе 6,3 кГ/см2. Диаметр вала около 8 мм. В левой части
вала расположена турбина, в правой — тормоз с радиальными
лопатками. Односторонняя осевая сила воспринимается пятой,
установленной в корпусе со стороны тормозного колеса. Число
оборотов ротора — около 400 000 в минуту. Другой турбоде-
тандер той же фирмы с более тяжелым ротором работает при
250 000 об/мин.
В конструкции опытного турбохолодильника применены ком-
бинированные опорно-упорные дроссельные подшипники с одним
рядом питателей. Расстояние между упорными подшипниками
70 мм. В каждом опорном подшипнике имеется 4 питателя, а
в упорном —12. Вкладыши подшипников изготовлены из гра-
фита АГ-1500 СО-5, а вал и пяты — из стали ШХ15 твердостью
HRC 58—64. Торцевые поверхности вкладышей опорных подшип-
ников одновременно используются в качестве подпятников упорных
подшипников. Крепление графитовых втулок в корпусе из алю-
миниевого сплава осуществляется через промежуточные стальные
втулки, в которые запрессован графит. Из условий теплового
режима изделия зазор между валом и графитовыми втулками
равен 48—53 мк. Осевой зазор в упорном подшипнике составляет
15—18 мк на сторону. Допуски на отклонения диаметров от пра-
вильной геометрической формы для вала 2 мк, для вкладыша
3 мк. Шероховатость поверхностей вала после доводки соответ-
ствовала 12 классу, а вкладыша — 10. Динамическая баланси-
ровка проводилась с обеих сторон до дисбаланса 0,01 Г-см. При
испытаниях турбохолодильник устойчиво работал в течение более
100 ч на 45 000 об/мин.
Наиболее успешно газовые подшипники применяются за
рубежом в навигационном оборудовании самолетов, подводных
лодок и ракет: в опорах и в карданных подвесах гироскопов,
акселерометрах и др.
При использовании газостатических подшипников (рис. VI.13, а)
различие формы и размеров питателей приводит к возникновению
турбинного момента, вращающего вал. Несмотря на эти недостат-
ки, большинство приборостроительных фирм ведет упорную ра-
боту по исследованию и внедрению в приборы газовых подшип-
ников новых типов.
Наиболее часто в гироскопах применяются газодинамические
подшипники. Типичным примером такой конструкции является
керамический гироскоп фирмы «Миннеаполис Хонейуэлл». Число
оборотов ротора 24 000 в минуту, вес гироскопа 220 Г, габариты
50x70 мм. Применение газовых подшипников позволило повы-
сить точность прибора примерно в 10 раз. Разборный ротор при-
вел к необходимости изготовления деталей гироскопа с высокой
точностью. Отклонения геометрии рабочих поверхностей после
алмазного шлифования и хонингования составляют 0,75 мк.
169
170
Применение высокостабильного минералокерамического мате-
риала на основе А12О3 для изготовления деталей позволило со-
хранить высокую точность рабочих поверхностей в эксплуа-
тации.
За последние годы производится серийный выпуск вентилято-
ров на подшипниках с газовой смазкой. Такой вентилятор
(рис. VI. 13, б) разработан фирмой «Ротрон»для охлаждения элек-
тронного оборудования. Диаметр рабочего колеса 50,4 мм, число
оборотов 15 000 в минуту. В ходе разработки испытаны различные
комбинации материалов подшипников — стекло, керамика и за-
каленная нержавеющая сталь. Для гражданского варианта вен-
тилятора использована пара сталь—сталь, обеспечивающая
5000 пусков. В летном исполнении долговечность изделий повы-
шена. Аналогичный вентилятор с увеличенным до 76,2 мм диаме-
тром работает при 6000 об/мин. Подшипники вентилятора —
газодинамические. В качестве упорных использованы подшип-
ники со спиральными канавками. При установке вентиляторов
в негерметичных отсеках самолета они сохраняют работоспособ-
ность на высотах до 8,3 км. Погрешность геометрической формы
деталей подшипника не превышает 0,5 мк. Привод ротора венти-
лятора осуществляется встроенным синхронным однофазным
электродвигателем.
В СССР освоен выпуск небольших серий шпинделей, работа-
ющих при числах оборотов 36 000—140 000 в. минуту. В большин-
стве конструкций для привода вала использован встроенный
высокочастотный электродвигатель, расположенный между опо-
рами.
На рис. VI. 13, в показан электрошпиндель А48-22 с числом
оборотов 48 000 в минуту, разработанный в ЭНИМС под руковод-
ством проф. С. А. Шейнберга. Два газостатических опорных под-
шипника шпинделя установлены в стальных регулируемых втул-
ках, которые могут поворачиваться относительно корпуса на
некоторый угол, компенсируя перекос отверстий подшипников.
Регулировка втулок осуществляется винтами.
Контроль соосности подшипников производится ложным ва-
лом. Осевая сила, возникающая при шлифовании, восприни-
мается подпятником, выполненным из пористого графита. Охла-
ждение корпуса и обмоток электродвигателя производится сжа-
тым воздухом, подводимым в корпус. Ротор электродвигателя
используется в качестве нагрузочного устройства, обеспечива-
ющего одностороннюю осевую фиксацию вала. Проходя через
корпус, охлаждающий воздух давит на борт ротора, прижимая
вал к подпятнику. Отверстия служат для подачи сжатого воздуха
к подшипникам. На консольный конец вала крепится шлифоваль-
ный круг. Точечная выверка соосности подшипников, а также
тепловая стабилизация корпуса с помощью воздушного охлажде-
ния обеспечивают надежность эксплуатации шпинделя.
171
Помимо перечисленных случаев, газовая смазка широко ис-
пользуется в зубоврачебных бормашинах. Роторы таких бормашин
вращаются со скоростью 300 000—500 000 об/мин, что примерно
на 75% ускоряет процесс сверления. Вибрации сверла и уровень
шума весьма малы, что способствует повышению комфорта па-
циента. Привод ротора бормашины во вращение осуществляется
пневмотурбиной активного типа с диаметром колеса 5—7 мм. Раз-
борка агрегата для стерилизации осуществляется в течение не-
скольких секунд.
Применение газовых подшипников в бормашине фирмы «Ден-
тиал мэнуфэкчуринг» (п = 500 000 об/мин) снизило уровень
шума со НО до 88 дб. Для привода турбины используют воздух
под давлением 4,2 ати. Расход воздуха — около 35 кГ/ч.
Глава VII
ОПОРЫ ТРЕНИЯ УПРУГОСТИ,
МАГНИТНЫЕ И РТУТНЫЕ ОПОРЫ
1. КОНСТРУКЦИИ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ
УПРУГИХ ОПОР
Упругие опоры применяются главным образом в приборах
и представляют собой тонкие подвесы и растяжки, с помощью
которых подвижные звенья приборов соединяются с неподвиж-
ными, например, с корпусом или станиной. Эти опоры, благодаря
упругой деформации рабочих элементов, допускают относитель-
ное перемещение подвижных звеньев в виде небольших отклоне-
ний от исходного (или нулевого) положения.
Плоские подвесы-пружины являются наиболее простыми упру-
гими опорами. Один конец такой опоры крепится к подвижному
звену, а второй — к корпусу. На рис. VII.1, а показан подвес
маятника часов, состоящий из тонкой упругой пластинки 2, при-
крепленной своими концами к державке маятника 1 и к корпусу 4
с помощью накладок 3. Такой упругий шарнир допускает колеба-
ния маятника относительно некоторой оси XX на небольшой
угол поворота а. Положение оси поворота XX по длине упругой
пластинки, определяемое отношением -у-, зависит от величины
ее деформации или угла поворота а (рис. VII. 1, б): с ростом угла а
эта ось перемещается вниз. При необходимости обеспечить не-
изменное положение оси поворота XX применяется опора
с двумя перекрестными упругими пластинами (рис. VII,1, в).
Для осуществления колебательных поворотов подвижного
звена механизма в двух взаимно перпендикулярных плоскостях
172
применяется сложный упругий шарнир (рис. VII.1, г), состоящий
из двух плоских пружин 7 и 2 с осями поворота XX и YY.
Упругие подвесы допускают как поворотное перемещение по-
движных звеньев, так и поступательное (плоскопараллельное)
перемещение. Примером использования такой опоры может слу-
жить прибор для контроля диаметра шариков (рис. VII.2). По-
движная часть прибора подвешена к корпусу на двух параллельно
расположенных упругих пластинах, на которые поставлены на-
кладки, обеспечивающие изгиб пластин у мест крепления.
Схема упругой опоры на растяжках показана на рис. VI 1.3.
Подвижная часть прибора (например, рамка гальванометра)
подвешена к корпусу с помощью упругих растяжек. Для крепле-
ния грастяжек к корпусу прибора применяются упругие рессорки,
которые, прогибаясь на величину /0> создают необходимую силу
натяжения растяжки Ро. Ограничение перемещений подвижной
части осуществляется посредством специальных ограничителей,
которые имеют осевой 60 и радиальный 6Р зазоры. Эти ограни-
чители могут быть использованы в качестве арретира — устрой-
ства, закрепляющего подвижную часть прибора в нерабочем
положении.
Растяжка подвергается сложной деформации: в исходном (или
нулевом) положении — растяжению силой предварительного на-
тяга Ро, а при повороте подвижной части прибора на угол q> —
кручению и дополнительному растяжению. Учитывая это, креп-
ление растяжек к корпусу и подвижной части должно быть
173
надежным, исключающим фрикционное скольжение во время рабо-
ты, ухудшение упругих свойств вследствие нагрева при пайке и др.
Основные типы креплений растяжек показаны на рис. VI 1.4.
Крепление растяжек к неподвижным звеньям часто осуществляется
с помощью промежуточных упругих рессорок (рис. VI 1.4, а, б).
Для регулирования натяжения растяжки может быть использовано
резьбовое устройство (рис. VI 1.4, а).
К элементам рессорки, а также к подвижным звеньям растяжка
крепится посредством пайкй или механическим зажимом — вин-
Рис. VI 1.2. Прибор для контроля диаметра шариков:
1 — подвижная часть прибора; 2 — упругая пластина; 3 — на-
кладки; 4 — корпус
том (рис. VII.4, в), винтом с накладкой (рис. VII.4, г). Пайка
проще, однако она не допускает регулировки натяжения растяжки,
а нагрев может вызвать отжиг и изменение упругих свойств рас-
тяжки. Поэтому пайку следует производить подальше от рабочей
части растяжки (рис. VI 1.4, б, г). В ответственных случаях при-
меняются одновременно механический зажим и пайка.
Основным достоинством упругих опор является малое сопро-
тивление относительному перемещению звеньев. Это сопротивле-
ние обусловлено внутренним трением материала упругих элемен-
тов и настолько мало, что практически опора работает без трения.
При деформации подвесок или растяжек возникает противодей-
ствующий момент Л4Л, который уравновешивает внешние нагрузки,
действующие на подвижное звено опоры. Высокая чувствитель-
ность к рабочей нагрузке, стабильность изменения противодей-
ствующего момента, отсутствие зазоров, износа и надобности
174
в смазке обусловили широкое применение упругих опор в прибо-
рах высокой точности.
Недостатком упругих опор является ограниченная величина
перемещения подвижных звеньев прибора, а также чувствитель-
ность к перекосам и вибрациям. Возникающие при вибрации до-
полнительные знакопеременные нагрузки интенсифицируют уста-
лостные явления в ма-
териале подвесок и рас-
тяжек, что может при-
вести к обрывам’вблизи
мест закрепления.
х
Рис. VII.3. Схема упру-
гой опоры на растяжках:
1 — упругие рессорки; 2 —
упругие растяжки; 3—огра-
ничители; 4 — подвижная
часть прибора
Рис. VI 1.4. Типы креплений растяжек:
а, б — промежуточные упругие рессорки;
в — механический или паяный зажим; г—винт
с накладкой
Упругие элементы изготовляются из стали, обладающей высо-
кой прочностью и упругостью, бронзы и специальных сплавов
(табл. VII. 1).
Лучшим материалом является кварц, но его использование
ограничивается высокой стоимостью. Материал упругих элементов
175
Таблица VII.1
Материалы, применяемые для изготовления упругих элементов опор,
и их механические характеристики
Материал Марка Механические характеристики
Е, кГ/мм* G, кГ/мм* кГ/мм* О | о II _2<_
Сталь 65Г 2-Ю4 8-103 75—120 0,6
60С2А 2 10* 8-103 80—120
Бронза оловянисто- цинковая Бр.ОЦ4-3 11,5-103 4,5-Ю3 115 0,7
Бронза бериллиевая Бр.Б2 13-103 5-103 160 0,62
Платино-серебряный сплав ПлСр-20 1,8-Ю4 7- 10s 200 0,8
Кобальт-никелевый сплав К40НХМВ 2-Ю4 8-103 300 0,63
опор, работающих под электрическим напряжением, должен
сохранять свои упругие свойства и иметь малое омическое со-
противление. Хорошими механическими свойствами, и малым
омическим сопротивлением обладает медно-серебряно-бериллиевая
бронза.
По форме сечения подвесы и растяжки бывают круглые, диа-
метром от 1 до 100 мк, и ленточные с отношением сторон в преде-
лах 8—20. Упругие элементы прямоугольного сечения при оди-
наковом с круглыми элементами противодействующем моменте
имеют большую площадь сечения, поэтому допускают подвеши-
вание более тяжелых подвижных частей.
Основные характеристики подвесов и растяжек нормализованы
по ГОСТу 9444—60.
2. РАСЧЕТ УПРУГИХ ОПОР
Целью расчета является определение противодействующего
момента, возникающего при деформациях упругих элементов
опоры, напряжений в опасных сечениях и основных размеров
упругих элементов (или проверка их прочности).
Подвесы простой конструкции в зависимости от характера
действующей на них внешней нагрузки и перемещений могут
подвергаться следующим деформациям: при изгибных колебаниях
(см. рис. VI 1.1, а) — изгибу моментом, равным по величине про-
тиводействующему моменту Мп, и растяжению силой тяжести Р
подвешенного звена; при крутильных колебаниях — кручению
176
моментом Мк = 'Мп и растяжению силой тяжести Р. При изгибе
и растяжении подвеса суммарное напряжение отах и противо-
действующий момент М„ определяются на основании зависимо-
стей сопротивления материалов. Для удобства пользования рас-
четные формулы и условия прочности сведены в табл. VI 1.2.
При кручении подвеса, растягиваемого силой тяжести Р, в его
материале возникает сложное напряженное состояние, определяе-
мое касательными тк и нормальными ок напряжениями от закру-
чивания и нормальными напряжениями ар от растяжения силой Р.
Условие прочности подвеса в опасном сечении, на основании
четвертой энергетической теории прочности, имеет вид
= ]/~ Отах 4” Зтк [Ор] •
Величина противодействующего момента Мп закрученного
подвеса зависит, главным образом, от касательных и меньше
от нормальных ор напряжений; что касается нормальных напря-
жений ак, возникающих вследствие кручения подвеса, то их
влияние весьма незначительно. Расчетные формулы для опреде-
ления противодействующего момента, напряжений и условия
прочности подвесок прямоугольного и круглого сечения приве-
дены в табл. VII.2.
Для ленточных подвесов, имеющих одинаковую площадь се-
чения S = bh, противодействующий момент М„ зависит от отно-
b гт
шения При прочих равных условиях наименьшая величина
момента Мп наблюдается, когда значение
р
где 6 — модуль упругости при сдвиге; ор = -----напряжение
от растяжения силой веса подвижного звена.
Подвесы прямоугольного сечения выгоднее, чем круглого,
так как при одной и той же величине момента Мп могут иметь
большую площадь сечения.
Растяжки подвергаются одновременно двум основным де-
формациям — растяжению силой предварительного натяга Ро
и кручению при повороте подвижного звена на угол <р (см.
табл. VI 1.2).
Сила Ро, с которой натягивают растяжку при сборке, может
быть найдена из следующего условия:
Р о <
где Кп = — коэффициент, характеризующий упругие свой-
ства материала; оп — предел пропорциональности; ав — временное
12 н. А- Спицын и др. 177
Таблица VII.2
Формулы для расчета противодействующего момента
и напряжений в упругих элементах
Схема Прямоугольное сечение Круглое сечение
Противодействую- щий момент Напряжения Противодей- ствующий момент Напряжения
/,сс й. Мп = Еа X V/ -1- » ‘is f 1 1 X е. t? V/ II Ь || ьа .. nd4 „ Мп ~ 2й Еа -? в=» /Л 11 11 /Л Q х I o’ 1 II h, “1 “ — + Э1& 8 । tx| Чз - а. /Л X
1 НЕ ^2 НИ р м. - X X (4Gh2 + ~^р] _£ф262 . сттах — |2р + + Th Т« = G<p &пр — = ]/<? +Зт^ [<*«] £ф2<Р , сттах — 16/2 + + - • nd2 t«=4g<₽
Я 1 Л М =^Ф v Мп 61 Х X (40Л2+у Ро) £ф262 сттах — |2/2 "г , Ро + Р ' bh Тк = -у- Оф &пр — = }/о2 + Зт*< < [aBJ М„=^Оф Еф^2 . <Лпах - gp । , 4(Р„ + Р) "Г nd2 Тк = ~£г Оф
17§
сопротивление разрыву; Qe — усилие, при котором наступает
разрыв растяжки.
При горизонтальном расположении растяжки с закрепленной
на ней подвижной частью весом Q (рис. VII.5) возникает стрела
провеса f, величина которой обычно не должна превышать 0,05 мм.
Рис. VII.5. Схема горизонтальной упругой опоры
на растяжках
Для этого растяжку предварительно натягивают силой Р'о, соз-
дающей после приложения нагрузки Q удлинение, равное
д/ = ^ = Г
ES 21 ’
где S — площадь сечения растяжки; Ро — общее натяжение,
состоящее из силы Ро и натяжения Р от веса Q.
Так как
Ро = Ро + Р = Ро +
, QI _ ESP
*" 2/ — 2/2 ’
ТО
п’ ESP QI
0 ~ 2/2 2f •
В электроизмерительных
приборах сила предваритель-
ного натяга растяжки Ро
в 50—100 раз превышает вес
Рис. VII.6. Типы крепежных рессорок:
а — консольная; б — симметричная
закрепленных на ней частей. Рас-
чет горизонтальных растяжек производится по аналогии с верти-
кальными (см. табл. VII.2). Допускаемые натяжения для упру-
гих элементов всех типов обычно определяют по формуле 1а ] =
(jg и
= —, где п — запас прочности, принимаемым в зависимости от
условий работы (наличие вибраций и др.) от 2 до 5. Значения ав
для различных материалов приведены в табл. VII. 1.
Расчет рессорок, применяемых для крепления упругих эле-
ментов опор, может быть выполнен по следующим формулам:
а) для консольной рессорки (рис. VI 1.6, а) прогиб равен
f = Й [,; 1п ТГ - Т “ <2'> + »)] + Й + 4"г +
12*
179
напряжение в опасном сечении
ои =
6Р (а + г)
b9h*
б) для симметричной рессорки (рис. VII. 6, б)
Г = 41 [т? (3° +4лг) + ¥ (4а + ^'1 +
l-’(0.935r + 2,5&i)I(3^];
1.5Р (За2 + 2яаг + 4г2) г ,
=—а^+ягТ IaJ •
Допускаемые напряжения для бронз Бр. КМцЗ-1, Бр.ОФ6,5 4-1,5
можно принимать [о„ ] = 20 кПмм*.
3. МАГНИТНЫЕ ОПОРЫ
В магнитных опорах нагрузка вращающихся частей, переда-
ваемая на корпус, уравновешивается силами взаимодействия маг-
нитных полей специальных магнитных устройств, которые за-
крепляются на подвижной и неподвижной частях опоры. Магнит-
ные опоры имеют весьма малое сопротивление относительному
движению, почти не подвергаются износу, не требуют смазки и
обладают высокой долговечностью. С помощью этих опор можно
реализовать весьма высокие угловые скорости валов (до 10е об1мин).
Однако магнитные опоры сложны в изготовлении и сравнительно
дороги, поэтому применение их целесообразно в приборах не-
прерывного и продолжительного действия (например, в электро-
счетчиках, приборах времени и др.).
Схема простой магнитной опоры показана на рис. VII.7, а.
Основными элементами опоры являются магнит, закрепленный на
оси вращающегося звена, и магнит, закрепленный в неподвиж-
ном корпусе. Благодаря разноименному расположению полюсов
магнитов между ними возникает сила притяжения, которая урав-
новешивает вес вращающегося звена. Центрирование этого звена
и передача на опору возможных небольших радиальных нагрузок
осуществляется с помощью тонких полированных цапф, которые
свободно входят в графитовые втулки.
На рис. VI 1.7, б приведена конструкция магнитной опоры
электросчетчика, в которой используются силы отталкивания.
В нижней полуоси вращающегося диска помещен кольцевой маг-
нит, выполненный из бариевого феррита. Такой же магнит закреп-
лен в корпусе опоры, образуя осевой зазор около 0,5 мм. Так как
магниты расположены одноименными полюсами, то между ними
возникает сила отталкивания, уравновешивающая осевую на-
грузку. Для центрирования вращающегося диска служат цапфы,
180
неподвижно закрепленные в корпусе, и графитовые втулки, за-
прессованные в полуоси диска. Ограничение смещения подвиж-
ного звена опоры в осевом направлении при возможных ударах
и вибрациях осуществляется посредством дополнительных уст-
Рис. VII.7. Конструкции магнитных опор: а — простая магнитная опора:
(/ — ось вращающегося звена; 2 и 3 — магниты; 4 — неподвижный корпус; 5 —
цапфы; 6 — графитовые втулки); б — магнитная опора электросчетчика (1 —
вращающийся диск; 2 — нижняя полуось; 3 и 4 — кольцевые магниты; 5 — кор-
пус; 6 — цапфы; 7 — графитовые втулки)
ройств, имеющих малое сопротивление (например, кернов и под-
пятников, шариков и др.).
Расчет магнитных опор заключается в определении параметров
постоянных магнитов или электромагнитных катушек, обеспечи-
вающих необходимую силу притяжения или отталкивания.
4. РТУТНЫЕ ОПОРЫ
Принцип действия ртутных опор основан на использовании
капиллярных явлений, создающих в ртути значительные силы
поверхностного натяжения. Ртутные опоры бывают капельные и
кольцевые.
Капельная опора (рис. VII.8, а) является наиболее простой.
В цилиндрическое углубление неподвижной части залита ртуть,
которая образует шарообразную каплю. Опорный элемент лег-
кой подвижной части имеет сферическое очертание, которое
увеличивает контактную поверхность опоры. Небольшое отвер-
стие служит для удаления воздуха, ухудшающего прилегание
181
ртути к опорной поверхности. Нагрузка Р, с которой действует
на каплю ртути подвижная часть опоры, уравновешивается си-
лами поверхностного натяжения капли. При этом деформация
(сплющивание) капли должна быть небольшой, чтобы обеспечи-
валась заданная точность движения и исключалось разрушение
самой капли. Учитывая это, осевые нагрузки для капельных опор
не должны превышать 3—4 Г, а радиальные нагрузки — 1,5 Г.
Кольцевая ртутная опора показана на рис. VI 1.8, б. Для
увеличения несущей способности применяются опоры с двойными
ртутными кольцами (рис. VII.8, в). Такая опора может воспри-
нимать нагрузку в 10—15 раз большую, чем капельная.
Рис. VII.8. Конструкции ртутных опор: а — капельная (/ — неподвижная
часть; 2 — опорный элемент; 3 — ртуть; 4 — легкая подвижная часть; 5 — отвер-
стие для удаления воздуха); б — кольцевая (1 — корпус; 2 — ртуть; 3 — по-
движная часть опоры); в — с двойными ртутными кольцами (1 — корпус; 2 —
ртуть; 3 — подвижная часть опоры)
Основным достоинством ртутных опор является сравнительно
малое сопротивление относительному вращению. Так, для неболь-
ших нагрузок и скоростей момент сил трения в ртутной опоре почти
в 5 раз меньше, чем в керновой. Однако с течением времени вели-
чина момента трения увеличивается вследствие старения контакт-
ной поверхности ртути под влиянием окружающего воздуха. На-
пример, если для капельной опоры с размером d0 = 3,5 мм
(рис. VII. 8, а) при осевой нагрузке Р = 0,35 Г момент трения не-
посредственно после заливки ртути равен примерно 1-10"5 Г-мм,
то через 2 ч он возрастает более чем в 20 раз. Для получения ма-
лого и стабильного во времени момента трения поверхность
ртути предохраняют от влияния окружающего воздуха, например,
заливкой трущихся элементов специальной маловязкой жидко-
стью.
Детали подвижных частей опор рекомендуется изготовлять из
легких синтетических материалов. Не следует применять металлы,
склонные к амальгамированию со ртутью. Для токопроводящих
деталей опор используется алюминий.
Раздел третий
ОПОРЫ
ТРЕНИЯ КАЧЕНИЯ
Глава VIII
КОНСТРУКЦИИ ОПОР КАЧЕНИЯ
Подшипники качения появились позже подшипников сколь-
жения. Их появление было обусловлено стремлением заменить
трение скольжения трением качения.
Развитие конструкций подшипников качения в значительной
степени зависит от успехов науки в области трения качения.
Опубликованные в последние годы работы И. Я. Штаермана, .
А. И. Лурье, Л. А. Галина, М. 3. Народецкого и др. по контактным
задачам свидетельствуют о значительных успехах в этой области.
Однако потребности подшипникостроения вызывают необходи-
мость разработки уточненных решений, основанных на возможно
меньшем количестве допущений в краевых условиях и более стро-
гом учете физических явлений, имеющих место как на поверхно-
стях контакта, так и в примыкающих к ним зонах. Важную роль
играет учет неровностей и волнистости рабочих поверхностей,
учет влияния масляной пленки, разделяющей их и другие факторы.
Успешное решение этих задач в значительной степени обуслов-
лено эффективностью методов решения некоторых классов диф-
ференциальных уравнений.
Работы П. Л. Капицы и их развитие в трудах Куйбышевского
авиационного института (Д. С. Коднир) показали, что действитель-
ная работоспособность деталей при наличии смазки в контакте
определяется совместным взаимозависимым действием гидроди-
намического эффекта и контактных деформаций.
В условиях надлежащего подбора вязкости и несущей способ-
ности масла при заданных нагрузках и скоростях можно в преде-
лах общей прочности контактирующих деталей, резко поднять
их контактную грузоподъемность (иногда в десятки раз), так
как гидродинамическое давление в масляном слое влияет на ве-
личину площадки деформации. Форма зазора, образующегося
между контактирующими поверхностями, определяет эпюры кон-
тактных напряжений и, соответственно, деформации поверхностей.
Изучение этих эпюр при соответствующем сочетании нагрузок и
характеристик масел дает возможность увеличить несущую спо-
собность прежде всего для подшипников с короткими цилиндри-
ческими роликами, а в дальнейшем и для шарикоподшипников.
С развитием вакуумной и космической техники возникла за-
дача создания опор качения и скольжения, способных работать
в глубоком вакууме без обычной смазки в широком диапазоне
скоростей (желательно до 20—30 тыс. оборотов в минуту) при рез-
ких температурных колебаниях (в пределах от минус 200 до плюс
1200° С). Решение этой задачи осуществляется по этапам и не
может быть универсальным, тем более, что желательны длитель-
ные ресурсы и высокая надежность работы опор.
IS4
Подшипники* качения, детали которых Шаржированы двусер-
нистым молибденом (MoS2) или покрыты галлием, обеспечивают
ресурсы, исчисляемые десятками часов, и в какой-то мере решают
первый этап этой задачи. Здесь используется свойство указан-
ных материалов адсорбироваться в виде тончайших порошков и
пленок на рабочих деталях, что создает эффект, аналогичный
процессам в жидком масле, но с относительно более высоким ко-
эффициентом трения.
Применение тончайших пленок некоторых металлов и их ком-
бинаций, нанесенных путем вакуумного напыления на рабочие
поверхности подшипников качения, приводит к положительным
результатам в условиях некоторых диапазонов скоростей и тем-
ператур. При этом необходимо учитывать самопроизвольное уда-
ление в вакууме окисных пленок и бакелитовой смолы из тексто-
литовых сепараторов, а также непригодность в этих условиях
ряда полиамидов и некоторых металлов.
Из-за отсутствия в вакууме теплоотвода, обеспечиваемого кон-
векцией газа или жидкости, создается исключительная напря-
женность теплового баланса опор. Прямое лучеиспускание и теп-
лопередача через незначительные по размерам контактные
площадки не обеспечивают необходимого удаления тепла, разви-
вающегося в результате трения. Проблема теплопередачи через
площадки контакта малых размеров в условиях интенсивного теп-
ловыделения еще не решена.
Развитие подшипникового производства в СССР потребовало
глубокого изучения материалов по теории, расчету и исследованию
подшипников качения, накопленных за рубежом, с учетом всего
нового и ценного, что достигнуто в области подшипниковых мате-
риалов и технологии производства современных конструкций опор.
1. конструкции и классификация
ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
В настоящее время трудно назвать такую отрасль машино-
и приборостроения, где не применялись бы подшипники качения
самых различных форм исполнения. Во многих отраслях подшип-
ники качения уже вытеснили или вытесняют подшипники сколь-
жения: успешно осуществлен перевод на подшипники качения
большей части подвижного состава, прокатных станов, тяжелых
прессов, многих конструкций станков, новых мощных экскаваторов
и др.; широкое применение в приборах получили миниатюрные
и высокоскоростные подшипники. По сравнению с опорами сколь-
жения у подшипников качения меньше потери на трение при дви-
жении, и пусковые, или статические моменты сил трения. Размеры
подшипников качения по длине меньше, чем подшипников сколь-
жения. Применение подшипников качения сокращает расход
дефицитных цветных металлов, сплавов и смазочных материалов.
185
Современные специализированные заводы обеспечивают мас-
совое производство подшипников качения при высокой точности,
но относительно невысокой их стоимости в серийном производ-
стве. Обширный сортамент подшипников качения от миниатюрных
Рис. VIII.1. Типы шариковых и роликовых подшипников: а — однорядный
радиальный шарикоподшипник; б — то же, со встроенным уплотнением масло-
уловительными шайбами; в — радиально-упорный шарикоподшипник с массив-
ным сепаратором; г — то же, со штампованным сепаратором; д— двухрядный
радиально-упорный шарикоподшипник; е — двухрядный сферический шарико-
подшипник; ж — то же, на закрепительной втулке; з — подшипник с короткими
цилиндрическими роликами, без бортов на внутреннем кольце; и — то же, без
бортов на наружном кольце; к — то же, двухрядный; л—двухрядный сфери-
ческий роликоподшипник (с бочкообразными роликами); м — игольчатый роли-
коподшипник; н — конический роликоподшипник; о — сферический упорный
роликоподшипник (с бочкообразными роликами); п — одинарный упорный ша-
рикоподшипник; р — двойной упорный шарикоподшипник
(доли миллиметра до крупногабаритных — три и более метров),
в основном стандартизированы (рис. VIII. 1).
Следует отметить и недостатки подшипников качения по сравне-
нию с подшипниками скольжения: а) пониженная долговечность
в условиях высоких скоростей и значительных нагрузок; б) боль-
шое рассеивание сроков службы; в) относительно большие габа-
риты по диаметрам опор.
186
Шарико- и роликоподшипники, применяемые в общем и спе-
циальном машиностроении и приборостроении, согласно ГОСТу
3395—57 разделяются: по форме тел качения; по направлению
Рис. VIII.2. Геометрические формы тел качения, исполь-
зуемых в шарико- и роликоподшипниках
и роликовыми — с
действия воспринимаемой нагрузки; по числу рядов тел качения
в одном подшипнике и по конструктивным особенностям.
По форме тел качения подшипники выполняются шарико-
выми — с телами качения в форме ш
телами качения в форме роликов
(рис.VIII.2). По геометрической форме
ролики подшипников подразделяются
на цилиндрические (короткие и длин-
ные; рис. VIII.2), витые и игольчатые
(при
Подшипники качения (рис. VIII.3)
состоят обычно из двух колец — наруж-
ного и внутреннего, тел качения (ша-
рики или ролики различных геометри-
ческих форм) и из сепаратора (разде-
лителя).
По направлению действия восприни-
маемой нагрузки подшипники подраз-
деляются на следующие группы: а) ра-
диальные (рис. VIII.4, а) — предназна-
чены для восприятия преимуществен-
но радиальных нагрузок; могут воспринимать и осевые нагрузки;
б) радиально-упорные (рис. VII 1.4, б) — предназначены для вос-
приятия одновременно радиальных и осевых различных по соот-
ношению нагрузок; в) упорно-радиальные — предназначены для
восприятия осевых нагрузок; могут воспринимать одновременно
Рис. VII 1.3. Устройство ТИ-
ПОВЫХ шарикового и ролико-
вого подшипников:
1 — наружное кольцо; 2—внут-
реннее кольцо; 3 — тело каче-
ния; 4 — сепаратор
187
незначительные радиальные нагрузки; г) упорные (рис. VII 1.4, в)—
предназначены для восприятия только осевых нагрузок.
По числу рядов тел качения в одном подшипнике шарико-
и роликоподшипники разделяются на: однорядные, двухрядные,
трехрядные, четырехрядные и многорядные. Шарико- и ролико-
подшипники выполняются несамоустанавливающимися и само-
устанавливающимися (сферическими).
Рис. VIII.4. Виды нагрузок, воспринимаемых подшипни-
ками качения
По точности основных размеров и по точности вращения уста-
навливаются следующие классы шарико- и роликоподшипников:
... Условные
Классы точности обозначения
Нормальный................. Н
Повышенный................. П
Высокий.................... В
Особовысокий .............. А
Сверхвысокий .............. С
Подшипники могут изготовляться также и по промежуточным
классам точности (ВП, АВ, СА).
Отдельные конструкции подшипников качения имеют закре-
пительные втулки, защитные шайбы и фетровые или резиновые
уплотнения и др. Защитные шайбы и уплотнительные кольца обыч-
но завальцовывают в наружное кольцо подшипника. Такие под-
шипники называются закрытыми, или герметизированными.
2. ХАРАКТЕРИСТИКА ОСНОВНЫХ ТИПОВ ПОДШИПНИКОВ
Подшипники качения изготовляются в соответствии с государ-
ственными стандартами или иногда нестандартными (по специаль-
ным техническим условиям), когда при проектировании машины
не могут быть использованы подшипники стандартного ряда.
Стандартные подшипники изготовляются часто в нескольких
размерных сериях: сверхлегкая; особолегкая; легкая; легкая
широкая; средняя; средняя широкая; тяжелая. Каждый подшип-
188
Рис. VII 1.5. Размерные серии подшип-
ников
ник из этих серий имеет один и тот же внутренний диаметр, но
ширина и наружный диаметр его различны и, следовательно, раз-
личны грузоподъемность и предельная быстроходность подшип-
ника каждого типоразмера (рис. VIII.5).
Однорядные радиальные шарикоподшипники широко исполь-
зуются в качестве универсальных опор валов самых различных
механизмов и машин и являются как бы эталоном для сравнитель-
ной оценки возможностей других видов подшипников качения,
особенно применительно к приборостроению.
Радиальные однорядные шарикоподшипники (см. рис. VII 1.3)
изготовляются в соответствии с ГОСТом 8338—57 с внутренним
диаметром от 1 до 360 мм.
Подшипник предназначен,
в основном, для восприятия ра-
диальных нагрузок при высо-
ких угловых скоростях враще-
ния. Наряду с радиальной на-
грузкой, при осевой фиксации
этот подшипник может воспри-
нимать осевую нагрузку, не
превышающую 70% от неис-
пользованной радиальной грузоподъемности подшипника
А 0,7 (Q — /?),
где R — действующая радиальная нагрузка на опору; Q — до-
пускаемая при данном числе оборотов нагрузка для данного типа
подшипника.
Если на опору действует комбинированная нагрузка (радиаль-
ная и осевая), рекомендуется применять радиальный однорядный
шарикоподшипник, если отношение 0,36.
Если на опору действует только осевая нагрузка при высокой
скорости вращения, когда нельзя применить упорные шарикопод-
шипники, то опорой может быть радиальный однорядный шарико-
подшипник. Для восприятия осевых усилий этот подшипник
устанавливают с зазором по наружному кольцу и, по возмож-
ности, с повышенными радиальными и осевыми зазорами, обеспе-
чивая радиальную фиксацию вала другими подшипниками.
Радиальный подшипник не является самоустанавливающимся
и может хорошо работать только при соблюдении строгой соос-
ности всех опор данного вала. При небольших нагрузках и малых
числах оборотов допускается перекос оси вала на угол до 0,5°.
Радиальные однорядные шарикоподшипники применяются для
опор жесткого двухопорного вала с отношением длины вала L к ди-
аметру d, т. е. Такие подшипники используются также
в качестве «плавающих» опор для валов, имеющих значительную
189
длину, где возможны линейные перемещения за счет перепада
температур.
Особые требования, предъявляемые к опорам некоторых машин
и приборов, вызвали конструктивные видоизменения основного
Рис. VIII.6. Модификации радиаль-
ного шарикоподшипника
типа радиального однорядного
шарикоподшипника (рис. VII 1.6).
Подшипник с канавкой на на-
ружном кольце (рис. VIII.6, а) по
ГОСТу 2893—54 применяется в уз-
лах опор, где предусматривается
расточка гнезд в корпусах без за-
плечиков и торцевых крышек.
Подшипник с канавкой для ус-
тановки шариков (рис. VIII.6, б)
дает возможность увеличить число
шариков и повысить радиальную
грузоподъемность. Однако при на-
личии канавки для ввода шариков
подшипник теряет способность
воспринимать осевые нагрузки.
Подшипник с односторонним или с двухсторонним фетровым
уплотнением по ГОСТу 4061—48 предназначен для опор, где из-за
ограниченных габаритов невозможно установить уплотнения в тор-
цевых крышках или в тех случаях,
когда затруднена подача масла.
Подшипник с одной или двумя
защитными шайбами по ГОСТу
7242—54 (рис. VII 1.6, в) имеет ана-
логичное назначение. При изготовле-
нии или перед монтажом он запол-
няется консистентной смазкой. На-
дежность против утечки смазки здесь
меньше, чем в предыдущей кон-
струкции.
Двухрядные радиальные сфериче-
ские шарикоподшипники выполняются
Рис. VIII.7. Радиальные сфери-
ческие двухрядные шарикопод-
шипники: а—с цилиндрическим
отверстием; б — с коническим
отверстием на закрепительной
втулке
со сферической поверхностью каче-
ния на наружном кольце (рис. VII 1.7),
что обеспечивает самоустановку вала
при перекосах до 2—3° и более. Они
находят применение в качестве опор
длинных .валов, испытывающих зна-
чительные прогибы под действием внешних нагрузок и в узлах
с отдельно стоящими корпусами опор валов, где технологически
не обеспечивается соосность посадочных мест. Эти подшипники
воспринимают достаточно большие радиальные нагрузки и не-
большие осевые (до 20% от неиспользованной радиальной гру-
190
зоподъемности).' Это обусловлено не только тем, что при осевой
нагрузке работает один ряд более мелких шариков, но н менее
благоприятным сочетанием кривизн в контакте шариков с наруж-
ным кольцом. Если на опору, кроме радиальных сил, действуют
большие осевые нагрузки, то сферические
подшипники ставят в сочетании с упорными.
Радиальные подшипники с короткими ци-
линдрическими роликами, по сравнению
с одногабаритными радиальными одноряд-
ными шарикоподшипниками, имеют в 1,7 ра-
за большую радиальную грузоподъемность
за счет линейного контакта дорожек каче-
ния колец с роликами.
При значительных осевых нагрузках та-
кой подшипник ставят в сочетании с другим,
способным воспринимать осевые усилия. На
рис. VII 1.8 показаны две конструктивные
разновидности роликовых подшипников: без
Рис. VIII.8. Одноряд-
ные радиальные под-
шипники с короткими
цилиндрическими ро-
ликами без бортов на
одном из колец:
а — без бортов на на-
ружном кольце; б—без
бортов на внутреннем
кольце
небольших осевых
бортов на наружном и внутреннем кольцах.
Такие подшипники широко используются
в качестве «плавающих» опор при обязатель-
ной осевой фиксации безбортового кольца
соответственно в корпусе или на валу, ибо
«плавание» достигается за счет небольшого
осевого смещения роликов (на величину теп- ’
ловых деформаций по дорожке безбортового
кольца).
Для осевой фиксации вала и восприятия
усилий в одном или в обоих направлениях, эти подшипники изго-
товляются в следующих модификациях: а) внутреннее кольцо
а) 8) в)
Рис. VII 1.9. Роликоподшипники,
способные воспринимать неболь-
шие осевые нагрузки
с одним бортом, а наружное — с двумя
бортами, что позволяет восприни-
мать небольшие односторонние осе-
вые усилия (рис. VIII.9, а); б) на-
ружное кольцо имеет два борта,
а внутреннее—один борт и фасонную
упорную шайбу с противоположной
стороны, что позволяет использовать
подшипник для фиксации вала в обоих
направлениях (рис. VIII.9, б); в)упор-
ная шайба выполнена плоской
(рис. VIII.9, в).
Роликоподшипники удобны в мон-
таже, так как их можно монтировать
раздельно. Они зачастую устанавли-
ваются в редукторах и электродвига-
телях средней мощности, имеющих
191
короткие двухопорные валы, а также в буксах подвижного
состава железнодорожного транспорта.
Роликовые радиальные подшипники с длинными цилиндриче-
скими роликами (рис. VIII. 10, а) могут воспринимать только ра-
диальные нагрузки при небольших числах оборотов вала. Они
просты по конструкции и недороги; применяются в узлах сель-
скохозяйственных и других машин в качестве плавающих опор,
и не фиксируют вала в осевом направлении; чувствительны к пере-
косам.
Рис. VIII.10. Роликоподшипник с длинными цилиндрическими
(а) и с витыми роликами (б)
Радиальные подшипники с витыми роликами способны воспри-
нимать только радиальные нагрузки при малых числах оборотов,
а также ударные нагрузки, они менее чувствительны к перекосам
(рис. VIII.10, б). Ролики изготовляются навивкой на станке из
стальной ленты прямоугольного сечения. Грузоподъемность этих
подшипников значительно ниже, чем подшипника с массивными
роликами.
Недостатками подшипников с витыми роликами являются:
а) отсутствие возможности фиксировать вал в осевом направлении
и восприятия осевой нагрузки; б) громоздкость и невысокая ра-
диальная грузоподъемность; в) низкие предельные скорости и по-
вышенные потери трения.
Применение подшипников с витыми роликами неуклонно со-
кращается; используются они лишь в горячих рольгангах про-
катных станов при ударных нагрузках.
Игольчатые роликоподшипники имеют тела качения в виде
роликов—игл, у которых отношение длины ролика к его диаметру
находится в пределах от 4 до 10. Подшипники этого типа воспри-
нимают значительные радиальные нагрузки, но не могут воспри-
нимать осевые усилия. Подшипник более компактен в радиальном
направлении по сравнению с другими типами подшипников с тем же
внутренним диаметром. Так, игольчатый подшипник с внутрен-
192
ним диаметром d = 100 мм имеет наружный диаметр D = 125 мм,
стандартный роликоподшипник соответственно имеет d = 100 мм и
D = 180 мм.
Игольчатые подшипники изготовляются комплектными (с вну-
тренним и наружным кольцами) без сепаратора (рис. VIII.11, а),
с рамочным штампованным или массивным сепаратором (рис.
VIII. 11, б) и с наружным штампо-
ванным кольцом (рис. VIII.11, в).
Широкое применение получили
подшипники без внутреннего и на-
ружного колец. Такой подшипник
а)__। 5)
Рис. VI 11.12. Шатунный механизм
компрессора АК-50 с игольчатым
подшипником и коренными опорами
на шарикоподшипниках
Рис. VIII.11. Игольчатые подшипники
представляет собой точеный или штампованный сепаратор с иглами
(рис. VIII.11, б). Иглы у такого подшипника непосредственно
катятся по валу и по посадочному месту корпуса, поверхность
которого должна иметь твердость порядка HRC 58—62.
Игольчатые подшипники иногда используются вместо подшип-
ников скольжения в узлах, где радиальные габариты опор огра-
ничены. Вообще область применения игольчатых подшипников
весьма широка. Они хорошо работают в условиях переменных
нагрузок (опоры кривошипно-шатунных и кулисных механизмов),
в коробках передач, в узлах металлорежущих станков, в опорах
осей автомобилей и вагонов, в опорах электродвигателей и в дви-
гателях внутреннего сгорания или, например, в механизмах
компрессоров, рис. VIII. 12).
К недостаткам игольчатых подшипников следует отнести не-
обходимость пристраивания к ним упорных подшипников для
13 н. А. Спицын н др. 193
восприятия осевых нагрузок; кроме того у них более высокий
коэффициент трения, а предельная быстроходность по сравнению
с другими типами роликоподшипников значительно ниже.
Если рассматривать бессепараторный игольчатый подшипник,
как опору скольжения, то его грузоподъемность можно ориенти-
ровочно оценить по удельному давлению
“А*кГ/сж2>
где Q — радиальная нагрузка на подшипнике; I — длина игл
без фасок, см-, De — диаметр дорожки качения внутреннего кольца
1000 2000 3000 ЬООО п,оИ/мин
Рис. VIII.13. Изменение допустимой
удельной нагрузки игольчатых под-
шипников в зависимости от числа обо-
ротов
подшипника.
С увеличением чисел оборо-
тов допустимая удельная
нагрузка резко снижается
(рис.VIII. 13) и практически при
числах оборотов свыше 5000 в
минуту применимы только мел-
кие прецизионные игольчатые
подшипники. Игольчатые под-
шипники такого типа весьма
чувствительны к перекосам игл,
возникающих при выборе чрез-
мерно больших окружных и ра-
диальных зазоров. При перекосах происходит заклинивание под-
шипника, а иногда и разрушение всего подшипникового узла.
При малых окружных зазорах возможно заклинивание за счет
повышенного трения и теплового расширения деталей подшипника.
Шариковые радиально-упорные однорядные подшипники
(ГОСТ 831—54) применяются при повышенных осевых нагрузках,
когда использование радиальных шарикоподшипников нерацио-
нально. Такой подшипник может одновременно воспринимать ра-
диальные (/?) и значительные осевые нагрузки (Л) при более высоких
числах оборотов. Осевая нагрузка А может восприниматься толь-
д
ко водном направлении, а соотношение зависит от угла контак-
та 0. У стандартных шарикоподшипников эти углы составляют 12;
26 и 36°.
(А \
-^-5^0,351,
рекомендуется применять однорядные радиальные шарикопод-
шипники, а при = до 0,7 — устанавливать подшипники с уг-
А
лом контакта 0 = 12°. При этом допустимая осевая нагрузка
может достигать 100% от неиспользованной радиальной.
Если преобладает осевая нагрузка, применяются подшипники
с углом контакта 0 = 26°. В этом случае осевая нагрузка может
быть доведена до 150% от неиспользованной радиальной нагрузки.
194
Рассматриваемые подшипники рекомендуется устанавливать
по концам двух опорных жестких валов при относительно неболь-
ших расстояниях между опорами, где требуется регулировка осе-
вой игры в подшипнике в процессе монтажа и эксплуатации. При
такой установке подшипников следует иметь в виду, что тепловое
расширение вала обычно допустимо лишь на величину регулиро-
вочной осевой игры подшипника.
Промышленность выпускает и сдвоенные (спаренные) радиаль-
но-упорные шарикоподшипники, состоящие из двух однорядных
с одинаковым углом контакта. Сдвоенная установка подшипников
«Дуплекс» в одной опоре предусматривается в следующих слу-
чаях:
1. Для повышения осевой жесткости вала, т. е. для ограни-
чения его перемещения в осевом направлении (рис. VIII. 14) под-
шипники устанавливаются по схемам 2 или 3, когда широкие или
же узкие торцы их наружных колец обращены одно к другому.
При такой установке осевая нагрузка воспринимается в обоих
направлениях, а допускаемая радиальная нагрузка комплекта
возрастает в 1,8 раза по сравнению с
радиально-упорным подшипником.
Рис. VIII. 15. Шарико-
вый радиально-упор-
ный двухрядный под-
шипник
Рис. VIII. 14. Схемы парной установки ради*
ально-упорных шарикоподшипников
2. При значительных осевых нагрузках, когда установка в
опоре одного подшипника не может обеспечить восприятия этих
осевых нагрузок. Подшипники устанавливаются по схеме «тан-
дем», когда узкий торец наружного кольца одного подшипника
прижат к широкому торцу другого (рис. VIII.14, схема /). В этом
случае оба ряда шариков воспринимают осевую нагрузку одного
направления.
Шариковые радиально-упорные двухрядные подшипники
(рис. VIII.15) способны воспринимать значительные радиальные,
осевые и комбинированные нагрузки любого направления. Они
применяются в фиксирующих опорах быстроходных валов чер-
вячных и других редукторов и ускорителей и устанавливаются
13* 195
по одному в узлах, где преобладают осевые нагрузки при высоких
числах оборотов.
Конические роликоподшипники предназначены для восприятия
радиальной и осевой нагрузок, но могут применяться в опорах
с радиальной и меньшей осевой односторонней нагрузках.
По сравнению с однорядным радиально-упорным шарико-
подшипником конический роликоподшипник может воспринимать
большую комбинированную нагрузку, однако при меньшем пре-
дельном числе оборотов. Так, для шарикоподшипника с углом
контакта 0 = 12° при внутреннем диаметре d = 100 мм предель-
ное число оборотов ппре$ = 3200 об!мин, тогда как для одно-
габаритного роликоподшипника ппред = 2000 об!мин.
Однорядные конические подшипники используются преиму-
щественно для установки враспор на жестких двухопорных
валах, при небольших расстояниях между опорами, а также в сту-
пицах колес с осевой регулировкой смещением по шейке. Уста-
новленные по одному на каждую опору подшипники могут фикси-
ровать вал только в одном направлении. При парной установке
этих подшипников перемещение вала ограничивается в обоих
направлениях. При этом смещение вала возможно только в пре-
делах регулировочной осевой игры не свыше нескольких десятых
миллиметра. Прецизионные конические роликоподшипники не-
редко монтируются с осевым предварительным натягом.
Двухрядные конические роликоподшипники предназначаются
для восприятия больших комбинированных нагрузок в любом
направлении, обычно с преобладанием радиальной нагрузки. Они
применяются в тяжелонагруженных опорных узлах (например,
в прокатных станах или тяжелых редукторах). Такие подшип-
ники изготовляются с внутренним предварительным натягом за
счет подшлифования торцов колец, и при монтаже не регулируются
(то же относится и к четырехрядным коническим подшипникам).
Упорные шарикоподшипники применяются в металлорежу-
щих станках, вариаторах, поворотных кранах, червячных редук-
торах и др. механизмах и узлах.
Одинарный подшипник (ГОСТ 6874—54) состоит из тугого
кольца, насаживаемого плотной посадкой на вал, и вращающегося
вместе с ним неподвижного свободного кольца, устанавливаемого
с небольшим зазором в корпусе, и сепаратора с шариками (рис.
VIII. 16, а). В двойном упорном шарикоподшипнике вместе с валом
вращается промежуточное тугое кольцо, а нижнее и верхнее яв-
ляются свободными (рис. VIII. 16, б).
Одинарный упорный шарикоподшипник воспринимает только
осевую нагрузку постоянного направления при невысоких числах
оборотов. Установка их на горизонтальных валах нежелательна.
При значительных числах оборотов возникают центробежные
силы и гироскопические эффекты, смещающие оси вращения ша-
риков, что увеличивает трение и ускоряет износ гнезд сепаратора.
196
Двойные упорные шарикоподшипники (ГОСТ 7872—56) вос-
принимают осевую нагрузку в обоих направлениях. При этом
каждый ряд шариков нагружается только в одном направлении.
Одинарные упорные шарикоподшипники выпускаются оте-
чественной промышленностью со следующими пределами диа-
метров отверстий: особолегкая и легкая серии — от 10 до 500 мм;
средняя серия — от 25 до 500 мм, тяжелая серия — от 100 до
300 мм. Отдельные подшипники могут быть изготовлены диаме-
тром до 1,5 м и более. Двойные упорные шарикоподшипники вы-
пускаются со следующими диапазонами отверстий: легкая серия —
от 15 до 140 мм и средняя — от 25 до 125 мм.
Как одинарные, так и двойные упорные шарикоподшипники,
совсем не воспринимают радиальных нагрузок. Поэтому они
устанавливаются в узлах машин в сочетании с радиальными под-
шипниками.
Упорные шарикоподшипники со сферическими подкладными
кольцами (рис. VIII. 16, в) применяются для устранения явлений,
возникающих при прогибах валов. В этом случае возникают от-
клонения его оси от нормального положения, в результате чего
появляется местная перегрузка шариков. Тот же эффект возникает
и при монтажных перекосах.
При наличии подкладного кольца отклонения оси вала вызы-
вают поворот подшипника [по сфере, а в условиях монтажа
197
обеспечивается правильное относительное положение вала и сво-
бодного кольца.
Опыт эксплуатации показал, что вследствие значительного
трения скольжения между сферическими поверхностями свобод-
ного и подкладного колец в процессе работы самоустановка под-
шипника не обеспечивается. Поэтому такие подшипники не полу-
чили широкого распространения; промышленностью изготовляется
лишь небольшое число типов в малых количествах, а двойные
сферические упорные шарикоподшипники вообще сняты с произ-
водства.
Упорные роликоподшипники могут воспринимать значительно
большие, односторонние осевые нагрузки по сравнению с упор-
Рис. VIII.17. Конструкция опорного узла с поджатием колец
упорного подшипника пружиной
ными шарикоподшипниками (двойные упорные роликоподшип-
ники почти не изготовляются). Предельная быстроходность упор-
ных роликоподшипников невелика. Ролики таких подшипников
могут быть нескольких типов.
Подшипники с цилиндрическими роликами для уменьшения
неизбежного скольжения, обусловленного разностью линейных
скоростей на линии контакта, имеют по два и более коротких
ролика разной длины, размещенных в окнах сепаратора, просе-
ченных иногда под небольшим углом к радиальному направлению
(рис. VIII. 16, г).
У подшипников с коническими роликами вершины образу-
ющих конических поверхностей роликов пересекаются в одной
точке на оси подшипника, в результате чего ролики вращаются
без значительного скольжения. По сравнению с упорными ро-
ликоподшипниками с цилиндрическими роликами, эти подшип-
ники несколько быстроходнее (рис. VIII, 16, д).
Подшипники с бочкообразными роликами являются упорно-
радиальными, т. е. наряду с большими осевыми нагрузками они
могут воспринимать небольшие радиальные (рис. VIII. 16, е).
Для работы в машинах с горизонтальными валами упорные
шарикоподшипники обычно требуют постоянного поджатия ко*
лец, в частности пружинами (см. рис. VIII.17).
198
Упорные роликовые подшипники находят применение в опо-
рах валков и нажимных устройств прокатных станов, в поворот-
ных устройствах и вертлюгах нефтяного бурения.
Кольца, шарики и ролики подшипников изготавливаются
из специальной подшипниковой стали (марок ШХб, ШХ9, ШХ15,
ШХ15СГ, 12ХНЗА и др.), обладающей высокой твердостью,
достаточной износостойкостью и высоким пределом усталости.
Все перечисленные выше признаки обозначаются цифрами,
составляющими условный номер подшипника, который наносится
Рис. VIII. 18. Радиальные роликовые
подшипники с короткими цилиндриче-
скими роликами и конические: а—до
модернизации; б — после модернизации
на кольца подшипника в соот-
ветствии с ГОСТом.
На практике кроме подшип-
ников общего назначения при-
меняются специальные нестан-
дартные подшипники (обычно
больших размеров), а в прибо-
ростроении — миниатюрные ша-
рикоподшипники с диаметром
шарика от 0,3 мм.
Многие области машино-
строения уже не обходятся стан-
дартными подшипниками, даже
если они и отвечают высшему
классу точности С. Отдельные
виды оборудования требуют от
подшипников особых свойств
(термостойкости, малошумно-
сти, коррозионной стойкости,
антимагнитности, минимальных
потерь на трение, повышенной
надежности и т. д.). Поэтому научно-исследовательские работы
в СССР были развернуты в этих направлениях.
Стандартные подшипники общего применения подверглись
радикальной модернизации с целью повышения грузоподъемности
и долговечности: шарикоподшипники — за счет увеличения диа-
метров' шариков, а конические роликоподшипники—за счет
введения сферической базы на торцах (рис. VIII. 18).
За счет этого устраняется концентрация напряжений на краях
роликов, вызывающая увеличение контактных напряжений, что
обеспечивает увеличение долговечности на 50% и больше.
Рационализация контакта выполняется и на сферических
роликоподшипниках с бочкообразными роликами.
В настоящее время внедряется II степень точности шариков по
ГОСТу 3722—60 вместо III степени. В результате этого ожидается
повышение долговечности на 30-ь50%.
ВНИИПП и лаборатория 1 ГПЗ более 10 лет ведут работы по
широкому применению в подшипникостроении сепараторов из
199
пластмасс. Основной трудностью является нестабильность раз-
меров пластмассовых сепараторов при колебании температуры и
влажности. В последнее время работниками 6 ГПЗ и Сверд-
НИПТИмаш предложены металлопластмассовые сепараторы, рас-
члененные на отдельные неболь-
шие детали, армированные сталь-
ным каркасом (рис. VIII. 19) и пред-
назначенные для работы в агрес-
сивных средах.
ВНИИПП совместно с подшип-
никовыми заводами, j НИИРП и
заводами автотракторной промыш-
ленности проводятся работы по
совершенствованию резиновых уп-
лотнений карданных подшипников
Рис. VIII.19. Шарикоподшипники и по изысканию более работо-
для работы в агрессивных средах способных материалов для них
(рис. VIII.20, а, б).
Наряду с этим проводятся работы по повышению долговечно-
сти и надежности закрытых подшипников с одноразовой смазкой,
которые широко применяются в автомобилях, тракторах и сель-
скохозяйственных машинах. Отечественные заводы выпускают
Рис. VI 11.20. Карданные игольчатые роликоподшипники
со встроенным каркасным манжетным уплотнением (а) и
шарикоподшипник на закрепительной втулке с двухсто-
ронним уплотнением (б)
200
14 типоразмеров таких подшипников; в дальнейшем предстоит
значительное расширение их производства.
Развитие конструкций прокатного и нефтебурового оборудо-
вания идет в направлении повышения нагрузок и скоростей вра-
щения. Ставится вопрос об изготовлении четырехрядных кони-
ческих роликоподшипников класса точности В с конусным
отверстием и массивными сепараторами, центрируемыми по вну-
тренним кольцам. Для деталей таких крупногабаритных ролико-
подшипников намечается применять сталь 20Х2Н4А электро-
шлакового переплава.
а)
Рис. VIII.21. Роликовые радиальные сферические подшипники: а — со сфери-
ческим внутренним кольцом двухстороннего уплотнения; б — двухрядный с двумя
защитными шайбами; в — двухрядный с сепаратором из армированного капрона
Для станов горячей прокатки тугоплавких сплавов в вакууме,
работающих при температуре порядка 400° С, будут осваиваться
подшипники диаметром свыше 100 мм из теплопрочных сталей
с покрытием рабочих поверхностей твердыми смазками.
Создание нефтебуровых установок для вертлюгов скоростного
бурения сверхглубоких скважин порядка 10—15 км потребовало
освоения производства крупногабаритных упорных подшипников
с цилиндрическими и сферическими роликами с внутренним Диа-
метром до 500 мм, а также упорно-радиальных шарикоподшип-
ников или упорных сферических роликоподшипников с внутрен-
ним диаметром до 1250 мм (рис. VIII.21).
Для бурения нефтяных и газовых скважин турбо- и электро-
бурами выпускаются специальные многорядные упорно-радиаль-
ные шарикоподшипники (рис. VIII.22). Имеется потребность в соз-
дании подшипников для бурения сверхглубоких скважин при
рабочей температуре порядка 300° С.
Для дальнейшего увеличения грузоподъемности и повышения
жесткости шпинделей токарных, резьбошлифовальных, коор-
динатно-расточных и шлифовальных станков намечается выпуск
одно- и двухрядных высокоточных конических подшипников
с полыми роликами.
201
Для обеспечения работы высокоточных координатно-расточ-
ных станков ВНИИПП разработаны двухрядные упорно-радиаль-
ные шарикоподшипники повышенной жесткости с углом контакта
60° (рис. VIII.23).
В связи с повышением скоростей движения поездов до 200—
250 км/ч к подшипниковой промышленности предъявляются
Рис. VI 11.22. Осевая опора шпинделя турбобура А7К5 с подшипником
И807К
требования по увеличению надежности подшипников для букс
подвижного состава. Подшипники букс вагонов и локомотивов
должны обеспечить безаварийный пробег 3 млн. км при комбини-
рованных нагрузках до 7 Т при 1300 об/мин, в любых климати-
Рис. VIII.23. Упорно-ра-
диальный двухрядный ша-
риковый подшипник с уг-
лом контакта 60°
Рис. VIII.24. Схема установки подшип-
ников в буксах для* скоростного подвиж-
ного состава
ческих условиях, при температурах от минус 50 до плюс 50° С
и при использовании единой для зимных и летних условий кон-
систентной смазки (рис. VIII.24).
В соответствии с этими требованиями намечается использова-
ние двух роликоподшипников с короткими цилиндрическими
роликами, возможно имеющих общее внутреннее кольцо, причем
202
для осевых нагрузок проектируется установка шарикоподшипника
с четырехточечным контактом и разрезным внутренним кольцом.
Основной причиной выхода из строя подшипников органов
управления самолетами является коррозия, которая особенно
сильна при работе в тропиках и при трансконтинентальных по-
летах. Поэтому ныне эти подшипники переводятся на изготовле-
ние из нержавеющей стали (марки 9Х18Ш для колец и шариков
подшипников; 3X13 — для валов и Х18Н10Т—для корпу-
сов).
За последнее время в подшипниковой промышленности полу-
чили применение неметаллические материалы для изготовления
колец, тел качения и сепараторов (капрон, фторопласт и др.).
Задача сводится к разработке таких типов подшипников ка-
чения, которые могут работать в условиях глубокого вакуума
и высокой температуры без применения смазок. До некоторой сте-
пени решение проблемы достигается покрытием деталей подшип-
ников качения тонкими пленками дисульфида молибдена, дисуль-
фида титана, графита, нитрида бора, жидкого металлического
галлия, серебра, свинца. Однако и такие покрытия не обеспечи-
вают длительный срок службы подшипников.
Одним из эффективных мероприятий для достижения удовле-
творительной работы подшипников качения в вакууме является
применение самосмазывающих материалов для сепараторов. Неко-
торые из этих материалов пригодны для температур до 250° С.
Согласно исследованиям, проведенным Московским институтом
электронного машиностроения, наилучшие результаты показали
следующие самосмазывающие материалы:
АМАН-24, допускающий скорости скольжения v — 2 м/сек и
удельные давления Р 4-?-6 кПсмг\
пластмасса ФН-202, содержащая 87% фторопласта-4; 10%
никеля в порошке и 3% — MoS2.
Неплохие результаты показали также ВАМК-1 (гранулирован-
ная бронза в серебре с MoS2, «DU» Англия); фторопласт-4
с серебром или свинцом, MoS2 и глобулярной бронзой. Получили
применение также маслянит В-2, металлокерамика АМК-4, а при
невысоких температурах — фторопласт-4. В последнее время
на кольца подшипников наносят и пленки галлия.
Исследования показали, что наиболее работоспособными
в условиях вакуума и повышенных температур являются фто-
ропласт-4 (до 170° С), ФН-202 и ФН-3 (до 250° С), АМАН-24
(до 300° С), а также МС-13 (фторопласт с медью), показавший
наибольший ресурс.
В тех случаях, когда в состав самосмазывающего материала
входит фторопласт, смазка сводится к обволакиванию трущихся
поверхностей тонкой пленкой последнего, что устраняет появле-
ние узлов схватывания. Теплоотвод осуществляется нередко вкрап-
лением глобулярной антифрикционной бронзы.
203
о
сл
Т а б л и ц а VII1.2
Сравнительные ориентировочные параметры некоторых типов стандартных подшипников качения
Сравнительные показатели
Относительная грузоподъ- 1
емность
Допустимый перекос, 0,5
град.
Относительное предельное 1
число оборотов
Относительная стоимость 1
Коэффициент трения 0,004
скольжения
Внутренний диаметр под- 1—360
шипника по стандарту, мм
Основной вид восприни- Радиаль-
маемой нагрузки ная
Дополнительный вид на- 70
грузки, % (осевая)
ГОСТ 8338—57
1,7 1,2 1,7
0,25 0,3 0,2
0,8 1 0,5
2,2 1,4 2
0,003 0,005 0,02
15—320 6—240 15—320
Радиаль- Радиаль- Радиаль-
ная ная и осевая ная и осевая
При нали- 150 70
чии бортов небольшая (осевая) (осевая) (осевая)
8328—57 831—54 333—59
1 2 2,2 3
3,0 3,0 0,1 0,5
1 0,5 0,3 0,28
2,4 4,5 2,5 1,5
0,003 0,006 0,020 0,004
5—200 40—500 15—280 10—500
Радиаль- Радиаль- Чисто Чисто
ная ная радиаль- осевая
ная
20 25 Нет Нет
(осевая) (осевая)
5720—51 5721—57 4657—60 6874—54
Примечание. Дополнительная нагрузка указывается в процентах от неиспользованной основной.
Для некоторых вакуумных объектов (например для вакуумных
турбомолекулярных насосов при числе оборотов порядка 16 000—
20 000 в минуту) важным фактором является характеристика
подшипника качения по предельной быстроходности.
В табл. VIII. 1 приведены сравнительные характеристики пре-
дельных скоростных параметров некоторых типов подшипников
с жидкой смазкой в атмосфере и с твердой смазкой в вакууме при
различных конструкциях и материалах сепаратора. В условиях
вакуума предельная быстроходность шарикоподшипников резко
снижается.
Рис. VIII.25. Некоторые формы конструкций специальных подшипников:
а — шарикоподшипник радиальный сферический; б — роликоподшипники кони-
ческие типа «Гамет»; в — шарикоподшипники специальных конструкций с сепа-
рирующими втулками и с двумя наружными кольцами
В настоящее время подшипниковые заводы СССР изготовляют
около 3500 основных типоразмеров подшипников без учета вариан-
тов по зазорам, классам точности, материалам, специальной термо-
обработки и т. п. Для нужд народного хозяйства выпускаются
(за очень небольшим исключением) все основные конструктивные
разновидности подшипников (ГОСТ 520—55), имеющиеся на ми-
ровом рынке и представляющие технико-экономический интерес
для отечественного машиностроения (табл. VIII.2).
В Советском Союзе выпускаются подшипники с диаметром от-
верстия от 1 до 1500 мм относительно ограниченного типажа,
тогда как шведская фирма С КФ выпускает свыше 8000 типоразме-
ров подшипников, а итальянский ее филиал РИВ-СКФ — около
10000. Номенклатура конических роликоподшипников (в дюй-
мовом и миллиметровом измерении) на американских заводах
фирмы «Тимкен» составляет 5000 типоразмеров, тогда как в СССР
их только около 400. Номенклатура подшипников на мировом
рынке ориентировочно превышает 25 000 типоразмеров за счет
ряда неоправданных вариаций, осуществляемых отдельными фир-
мами.
206
На рис. VIII.25 показаны некоторые конструкции специальных
подшипников.
В табл. VII 1.3 приведена сравнительная стоимость подшипни-
ков в зависимости от класса точности.
Таблица VIII.3
Сравнение стоимости подшипников в зависимости от классов точности
1 Класс точности । н п вп в АВ А СА с Выше С
Относитель- ная стоимость 1,0 1,5 2,5 3,0 4,5 6 9 12 20
3. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ
Материал для изготовления колец, шариков и роликов должен
обладать достаточной износостойкостью, твердостью и высоким
пределом усталости. Поэтому для изготовления этих наиболее
ответственных деталей подшипников применяется высококаче-
ственная сталь марок ШХ15, ШХ15СГ, а также спецстали 9Х18Ш,
ЭИ347Ш, Н36ХТЮ и др.
Подшипниковые кольца получают из прутковой или трубной
заготовки горячей штамповкой или раскаткой предварительно
отштампованных колец. После токарной обработки кольца под-
вергают механической и термической обработке, а затем шлифо-
ванию *. Поверхности катания шариков и роликов тщательно
полируют. Тела качения изготовляют холодной и горячей штам-
повкой. Сепараторы штампуют из листовой стали. Применение
для изготовления сепараторов бронзы, дюралюминия, латуни, а
за последнее время различных пластмасс, дало возможность
повысить быстроходность подшипников.
Особенно актуальным является изготовление различных ти-
пов подшипников из новых материалов, в том числе пластмасс
(рис. VIII.26), обладающих стойкостью к агрессивным средам,
и др. Подшипники качения из пластических масс имеют весьма
низкий коэффициент трения, что для ряда машин и приборов
имеет важное значение. До настоящего времени из пластических
масс изготавливались лишь вспомогательные детали подшипни-
ков — сепараторы. Данных по изготовлению таких наиболее
ответственных деталей как тела качения, кольца имеется исклю-
чительно мало.
Заслуживают внимания экспериментальные работы ГПЗ 1
по испытанию пластмассовых шариков диаметром 25,4 мм, а также
* Для уменьшения трения и износа шарики и поверхность беговой дорожки
колец должны обладать большой твердостью (HRC 61—65).
207
результаты работы кафедры технической механики Ленинград-
ского института киноинженеров по испытанию подшипников
качения, изготовленных из сополимера МСН и винипласта, при
различных видах статических и динамических нагрузок.
Рис. VIII.26. Пластмассовые подшипники качения
Рис. VIII.27. Тела качения из пластмасс после испытания
На рис. VIII.27 показаны ролики из сополимера МСН после ис-
пытания их на сжатие. Разрушение под действием поперечной стати-
ческой нагрузки наступало при деформациях порядка 0,2-^0,4 мм.
При этом были обнаружены внутренние дефекты у всех роликов.
208
Одним из актуальных вопросов для многих отраслей современ-
ной промышленности и в особенности для электровакуумного
машиностроения является создание опор, способных работать
в глубоком вакууме. В условиях разрежения порядка 1 • 10-6—
1-10“9 мм рт. ст. имеется лишь незначительный теплоотвод
лучеиспусканием и передачей через контакт. Работа опор нередко
происходит при температурах до 400° С.
В вакууме совершенно непригодны обычные жидкие масла.
Из-за отсутствия наиболее эффективного конвективного тепло-
отвода нередко возникают схватывание и точечная сварка узлов
трения. Применение искусственного охлаждения здесь чрезвы-
чайно затруднительно, а при прогреве камер вообще невозможно.
Для устранения температурных воздействий на валы и детали под-
шипников приходится ориентироваться на теплопрочные стали
9Х18Ш, ЭИ347Ш, Н36ХТЮ и др.
Глава IX
ТРЕНИЕ В ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ
1. ПРИРОДА ТРЕНИЯ КАЧЕНИЯ
Сопротивление относительному движению в подшипниках
качения обусловлено многочисленными факторами, одним из
которых является трение качения. Хотя затрата энергии на пре-
одоление этого трения сравнительно невелика, однако его влияние
на износ элементов подшипника и тепловой режим работы является
существенным. В механизмах приборов (гироскопов, измеритель-
ных устройств и др.) развиваемые мощности малы (порядка от 3
до 50 вт), поэтому доля энергии трения в подшипниках качения
может оказаться значительной.
Теоретический расчет трения качения вызывает большие труд-
ности, так как само это явление изучено еще недостаточно.
Современное представление о природе трения качения посте-
пенно формировалось на основе теоретических и эксперименталь-
ных работ ряда отечественных и зарубежных ученых. Представ-
ляет интерес предложенная Кулоном в 1871 г. опытная зависи-
мость силы трения качения F катка по плоскости, которая по
своей структуре была аналогична зависимости по трению сколь-
жения
F = f-^ = yJ>, (1)
где f — коэффициент трения качения, имеющий размерность
длины; Р — нормальная нагрузка; г — радиус катка; р = -у-
коэффициент, аналогичный коэффициенту трения скольжения.
14 Н. А. Спицын и др. 209
Депюи на основе ряда опытов предложил определять величину
коэффициента f по формуле
f=CVr,
где С — постоянная для тел с одинаковыми физическими свой’
ствами.
С учетом этого формул а. (1) получила вид
f-cw- (2)
•Для случая качения
двух катков радиусов гг
и г2 предлагалась фор-
мула
р = с 2— (3)
' Г1 + Г2
Изучением сопротив-
Рис. IX.1. Схема к трению качения ления при качении ко-
лес подвижного состава
по рельсам занимался основоположник известной гидродинами-
ческой теории трения Н. П. Петров [70], который предложил
ряд формул для определения сопротивления движению. В после-
дующие годы был выдвинут ряд гипотез, с помощью которых
объяснялась природа трения качения.
Гипотеза относительного скольжения впервые была предло-
жена О. Рейнольдсом [82] в 1876 г. Согласно этой гипотезе воз-
никновение сопротивления при перекатывании абсолютно упру-
гих тел объяснялась упругим скольжением их поверхностных
слоев вследствие разных по знаку деформаций (сжатия или рас-
тяжения). Рассматривая рис. IX. 1, нетрудно заметить, что на
участке АВ поверхностные слои катка сжимаются (в направлении
вдоль площадки контакта), а плоскости — растягиваются. На
участке ВС площадки контакта эти деформации протекают в обрат-
ном направлении, что и порождает микроскольжение. Влияние
относительного скольжения становится весьма существенным
при качении тел в условиях одновременного действия на площад-
ке контакта значительных нормальных и касательных сил (напри-
мер, при качении движущих колес локомотивов по рельсам и др.).
Важным этапом в развитии теории трения качения явилось
исследование напряженного состояния материала в зоне контакта
двух тел, нашедшего отражение в трудах Герца, Н. М. Беляева,
А. Н. Динника, Н. И. Мусхелишвили, И. Я. Штаермана и др.
Используя гипотезу Рейнольдса и методы решения контактной
задачи теории упругости, Н. И. Глаголев [22] и др. выполнили
210
аналитическое исследование качения упругих шероховатых тел
и предложили зависимости для определения сопротивления вида
К = Са, (4)
где К — коэффициент (плечо) трения качения; а — длина пе-
редней по направлению движения полуплощадки контакта
(рис. IX.1); величина а зависит от упругих свойств материалов
тел качения, их размеров и нагрузки; С — коэффициент, завися-
щий от величины реализуемого на площадке контакта коэффи-
циента трения скольжения /; в частности
г _ 2(1-20) .
G — 30
А- 1 I *
0 ” л arctg 0,305/ ‘
Формула (4) используется рядом авторов для практических
расчетов момента трения качения
Мк = КР = СаР, (6)
где значение коэффициента С принимается в сравнительно широком
диапазоне С = 0,02 4-0,4, что свидетельствует о приближенном
характере расчетов.
Гипотеза молекулярного взаимодействия нашла отражение
в работах А. С. Ахматова [5] и других. На основании экспери-
ментальных исследований качения одинаковых по форме, разме-
рам и материалу тел было установлено, что сопротивление пере-
катыванию превышает то, которое вызывается упругим проскаль-
зыванием в зоне контакта. Возникновение дополнительного
сопротивления Томлинсон объясняет тем, что в процессе качения
элементарные поверхности (точки) тел настолько сближаются,
что между ними возникают силы атомно-молекулярного вза-
имодействия, на преодоление которых затрачивается движущая
энергия.
Оценивая потери энергии на взаимодействие молекул при ка-
чении цилиндра по плоскости, Томлинсон получил следующую
формулу для определения коэффициента (плеча) трения качения
(7)
где Р — нагрузка на цилиндр; г — радиус цилиндра; е — по-
стоянная кристаллической решетки; f — коэффициент трения
скольжения; 0 — функция упругих постоянных материалов кон-
тактирующих тел.
А. С. Ахматов, развивая молекулярную гипотезу, отмечает,
что точечное схватывание (сваривание) является одной из суще-
14*
211
ственных составляющих сопротивления перекатыванию, поэтому
оно должно учитываться при расчете трения качения.
Гипотеза несовершенства упругих свойств тел или гипотеза
внутреннего трения возникла в результате глубокого исследования
объемного напряженного состояния тел качения в зоне их кон-
такта. А. Ю. Ишлинским [33], Д. В. Конвисаровым [43],
Б. В. Дерягиным [25] и другими было показано, что реальные
тела качения обладают несовершенными упругими свойствами,
вследствие чего процесс деформирования слоев материала в зоне
контакта при их нагружении и разгружении протекает неодина-
Рис. IX. 2. График затухания коле-
баний в результате внутреннего трения
ково, образуя известную петлю
упругого гистереза. Это явление
объясняется внутренним вязким
трением частиц материала в зоне
деформации, упругим последей-
ствием и другими факторами
реологического характера.
Внутреннее трение возникает
вследствие непрерывного изме-
нения деформаций и напряжен-
ного состояния поверхностных
слоев тел качения, так как при
движении за нагружением эле-
ментов следует их разгружение.
Многочисленными опытами ус
тановлено, что колебания упру-
гого тела всегда сопровождаются
рассеянием энергии, которое представляет собой преобразование
механической энергии упругих деформаций в тепловую энергию
движения элементарных частиц тела, электрическую и другие
виды энергии.
На рис. IX.2 приведен график затухания амплитуды А свобод-
ных упругих колебаний тела вследствие внутреннего трения.
При этом интенсивность затухания этих колебаний возрастает
с увеличением коэффициента вязкости материала тела р (или его
упругого несовершенства). Обычно количество энергии, рассеян-
ной за один цикл колебаний, определяется площадью петли упру-
гого гистерезиса.
Внутреннее трение при качении проявляется следующим обра-
зом. В статическом состоянии эпюра удельных давлений на пло-
щадке контакта (см. рис. IX. 1) имеет фигуру эллиптического очер-
тания, симметричную относительно линии действия нагрузки Р.
При относительном движении тел качения их слои, вступающие
в зону контакта, нагружаются и деформируются, а выходящие
из зоны контакта — разгружаются, возвращаясь к исходному
состоянию. Возникающее при этом внутреннее трение материалов
в зоне деформации приводит к нарушению симметрии эпюры удель-
212
ных давлений: ветвь эпюры, соответствующая зоне нагружения
тел качения, вследствие некоторого отставания интенсивности
роста деформации по сравнению с силой, становится более крутой
по сравнению с ветвью в зоне разгружения, когда наблюдается
опережение исчезания деформации. Смещение (плечо) К равно-
действующей эпюры удельных давлений, обусловленное внутрен-
ним трением, характеризует сопротивление перекатыванию, соот-
ветствующее этому фактору.
А. Ю. Ишлинский, исследуя качение абсолютно жесткого ци-
линдра по релаксирующему основанию, получил следующую фор-
мулу для определения силы сопротивления (для малых скоростей
качения)
(8)
откуда
к-Н-
К— с ‘
(9)
Здесь Р — нагрузка на цилиндр; v— скорость качения; р —
коэффициент внутреннего трения материала основания; г — ра-
диус цилиндра; С — коэффициент жесткости основания.
При качении цилиндра по упруговязкому основанию, силу
трения рекомендуется определять по формуле
J<18 урб/з
5 v\/"C^r ’
(Ю)
где b — ширина цилиндра; v — коэффициент текучести.
По данным Фишера сопротивление при качении стального
шарика по стальной плите, обусловленное упругим гистерезисом,
равно
pl,75
(11)
где Кг — коэффициент, характеризующий упругие свойства ма-
териала.
На основании теоретических исследований влияния внутрен-
него трения на сопротивление перекатыванию [61 ], [74] установ-
лено, что с возрастанием коэффициента вязкого трения р, как
и скорости качения v увеличивается разность полудлин площадки
контакта [а—Ь] (см. рис. IX. 1), вследствие чего растет величина
плеча трения качения К.
Гипотеза о многообразии факторов, обусловливающих сопро-
тивление перекатыванию обобщает изложенные выше гипотезы,
каждая из которых, хотя и не исключает других, но акцентирует
влияние лишь отдельных факторов. Обобщающая гипотеза ис-
ходит из многопричинности возникновения сопротивления при
213
качении, при этом влияние того или иного фактора, его удельное
значение зависит от конкретных условий качения. Существен-
ным может оказаться влияние среды, в которой происходит каче-
ние. Так, при наличии смазки и других промежуточных пленок,
сопротивление качению может снизиться, а при наличии абразив-
ных промежуточных тел (песка и др.) заметно возрасти. Сопро-
тивление перекатыванию также может заметно измениться при
наличии вибрационных колебаний тел качения.
Вместе с тем существующая общая теория трения качения
все еще не дает достаточных оснований для достоверной количе-
ственной оценки влияния каждого из приведенных в гипотезах
факторов и аналитического расчета сопротивлений.
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО СОПРОТИВЛЕНИЯ ПРИ КАЧЕНИИ
В практике инженерных расчетов сопротивление при каче-
нии обычно определяется как общее или суммарное сопротивление,
возбуждаемое приведенными выше факторами. Для количествен-
ной оценки этого сопротивления рассмотрим равномерное качение
цилиндрического ролика по горизонтальной поверхности под
действием нормальной нагрузки Р и движущего момента Ms
(см. рис. IX. 1). Эпюра удельных давлений на площадке их контакта
вследствие внутреннего трения и других факторов становится
несимметричной относительно линии действия нагрузки Р. В ре-
зультате нормальная реакция N поверхности качения смещается
относительно силы Р на величину К, которую принято называть
плечом качения (размерность К — в см или мм).
Сопротивление при качении принято оценивать с помощью мо-
мента трения Мк, величина которого может быть найдена из урав-
нений равновесия сил и моментов сил, действующих на ролик
= W = (12)
Представление о плече трения качения К как о физическом
смещении нормальной реакции N является условным, так как его
величина характеризует влияние совокупности факторов, опреде-
ляющих сопротивление при качении. В этом смысле справедливо
равенство
К = К1 + К2 + Кз + К4, (13)
где Къ Къ и ^4 — составляющие плеча трения качения, учи-
тывающие сопротивления соответственно от внутреннего тре-
ния (несовершенства упругих свойств материалов), проскальзы-
вания, молекулярного взаимодействия и трения среды.
Иногда для характеристики трения качения используется не
плечо К, а безразмерный коэффициент трения fK = у-, где г —
радиус ролика (см. рис. IX. 1). В этом случае сила трения каче-
214
ния ролика FK, действующая по его кругу катания, или момент
трения Мк могут быть найдены по формулам:
FK = A N = fKN. '
Мк = fKNr.
(14)
В специальной литературе приводятся эмпирические формулы
для определения величины К (или fK), в которых учитываются,
главным образом, размеры контактной площадки тел качения
и коэффициент трения скольжения. Однако достоверное значение
плеча К для определенных условий качения может быть найдено
опытным путем.
Рис. IX. 3. Схема установки для опытного определения
коэффициента (плеча) трения качения:
/ — опорная рама; 2 —подвижная рама; 3 — пластины качения;
4 — ролик; 5 — шкала для измерения угла наклона пластин
Наиболее простым опытным методом определения коэффициента
трения качения является метод маятниковых колебаний. При ко-
лебаниях маятника относительно своего среднего положения
(с небольшим углом отклонения) между цилиндрической опорой
маятника и плоской поверхностью неподвижной опоры возникает
трение качения. Интенсивность затухания колебаний маятника
вследствие этого трения служит основанием для определения
соответствующих характеристик сопротивления качению (К или
fK). Ограниченность использования этого метода и приближенность
получаемых результатов (вследствие непрерывного изменения
условий перекатывания) очевидны.
Рассмотрим один из более достоверных методов опытного опре-
деления характеристик трения качения с помощью так называемой
сдвоенной наклонной ллоскости [471.
Установка (рис. IX.3) состоит из опорной рамы, на которой
шарнирно закреплена подвижная рама с двумя пластинами
215
Рис. IX. 4. Качение ролика по наклонной
плоскости
качения. Подвижная рама имеет уклоны в противоположные сторо-
ны, благодаря чему ролик может катиться по пластинам как вниз,
так и вверх. Угол наклона пластин качения (для изменения ско-
рости) устанавливается по шкале. Принцип определения плеча
трения качения К. заключается в следующем: при равноускорен-
ном качении ролика вниз под действием собственного веса момент
сил трения качения снижает ускорение движения ролика; при
качении ролика по этим же.пластинам вверх момент сил трения
увеличивает ускорение равнозамедленного движения.
Дифференциальное уравнение движения ролика вниз по на-
юет вид
(A + mr2)g =
= Gr sin a — KN, (15)
гдеб, т, г, JQ — вес, масса,
радиус и момент инерции
ролика; а — угол наклона
плоскости; ср—угол пово-
рота ролика; N—G cos а—
нормальное давление; К—
плечо трения качения.
При отсутствии скольжения ролика относительно пластин
качения справедливо равенство х = срг, откуда
Д1 /ч
d?~~ г dt*~ Г 9 W
где аг — ускорение поступательного движения центра тяжести
ролика.
После подстановки выражения (а) в (15) получим
К = rtga —
a, (Jq + тгг)
Gr cos a
(16)
Практическое использование выражения (16) вызывает затруд-
нения, так как ничтожная погрешность в определении значения
tg а приводит к заметным искажениям результатов вычислений К-
Для исключения из расчетов выражения tg а воспользуемся диф-
ференциальным уравнением движения ролика вверх по этим же
пластинам качения (рис. IX.4, б), решив которое, по аналогии
с (15), получим
* = <|7<
где а2 — ускорение поступательного движения центра тяжести
ролика вверх по наклонным пластинам качения.
216
(19)
(20)
при
^4 —
Сложив выражения (16) и (17), получим окончательную фор-
мулу для определения плеча трения качения
* = <“•-08)
Определение ускорений аг и а2 осуществляется автоматическим
измерением времени качения ролика по фиксированным участ-
кам /х и Z2 наклонных пластин (см. рис. IX.3). При этом
а _ 2 (/2G — Ма).
1 +
а М4 Us — ^4) ’
где /2 — время прохождения роликом участков Zx и Z2
движении его вниз по наклонным пластинам качения; /3,
то же, но при движении ролика вверх.
Проведенные по этой методике исследования [47] позволили
определить как значения плеча К для некоторых тел и условий
качения, так и его зависимость от удельного давления, скорости,
смазки и других факторов.
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЙ В ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ
Общее сопротивление в подшипниках качения обусловлено ря-
дом факторов, главные из которых приведены на рис. IX.5. Для
более полного представления о механизме трения, порождающего
как сопротивление относительному движению, так и износ эле-
ментов подшипника, рассмотрим кратко природу каждого из этих
факторов.
Трение качения шариков или роликов по беговым дорожкам
колец и порождаемое им сопротивление по своей природе является
многопричинным. Это трение подробно было рассмотрено в п. 2.
В частности, для определения момента трения, порождаемого
внутренним трением в зоне контакта тел качения (упругим гистере-
зисом), предлагается [74], [89] формула
Муг = 1,25-Kr4PV/32^/3, (21)
j 4- du j
где acp = —±--средним диаметр подшипника, мм; аш — диа-
метр шарика, мм; Pt — нагрузка на шарик, изменяющаяся от
Р mln Д° ^тах» •
При смазке подшипников между телами качения и кольцами
образуется тонкий слой смазочного вещества, благодаря которому
момент трения качения снижается.
Геометрическое скольжение отдельных контактных точек по-
верхностей тел качения возникает вследствие неравенства их ли-
нейных скоростей и зависит от очертания самих поверхностей.
217
3
218
Поясним это скольжение на примере шарикоподшипника
(рис. IX.6, а). Беговые дорожки внутреннего и наружного колец
имеют сферическое очертание радиусом гк. При нагружении под-
шипника силой Р шарик и кольца в зоне их контакта деформи-
руются, образуя поверхность контакта сложной формы; точки А, В,
С, В', А' характеризуют положение этой поверхности в диаме-
тральном сечении шарика и колец. Если внутреннее кольцо вра-
щается с угловой скоростью ©к, а наружное кольцо неподвижно, то
шарик получит вращение
относительно мгновенной
оси 0ш с угловой скоро-
стью <ош. Линейные скоро-
сти любой точки поверх-
ности контакта равны со-
ответственно для кольца
и шарика
vtK = ©жр/к; 1
Vlui =
где рм, р1ш — расстояния
этих точек соответственно
до оси вращения кольца
и шарика.
Если в точках В, В' ли-
нейные скорости принять
одинаковыми (ytK = о4ш),
то в остальных точках по-
верхности контакта, как
следует из рис. IX.6, а,
скорости будут различны-
Рис. IX. 6. Схема геометрического скольже-
ми, что и порождает гео- ния тел качения
метрическое скольжение.
На рис. IX.6, б изображена проекция контактной поверхности
на нормальную к линии действия силы Р плоскость; в зоне /
происходит скольжение в направлении движения; по линии 2 —
скольжение отсутствует; в зоне 3 — скольжение в противополож-
ном направлении.
На рис. IX.6, в показаны графики изменения линейных ско-
ростей-точек контакта колец и шарика для диаметрального их
сечения, а на рис. IX.6, г представлен график скорости геометри-
ческого скольжения. Положение оси вращения шарика (точек ВВ')
определяется свойством системы, заключающимся в том, что она
стремится занимать такое положение, при котором затрата энер-
гии на геометрическое скольжение минимальна. В общем виде
энергия этого трения равна
Е = J J f oxyvxy dxdy, (23)
219
где f — коэффициент трения скольжения, величина которого зави-
сит от смазки, чистоты поверхностей и др.; — контактное
напряжение (удельное давление) в точке с координатами X, У;
vXy — скорость относительного скольжения в этой точке.
Хиткоут приводит следующую формулу для определения
работы АеН для трения скольжения за один оборот шарика:
ЛсК = 0,0904/-^Р, (24)
где а — большая полуось эллипса контакта (рис. IX.6, б); dM —
диаметр шарика; Р — нагрузка
на шарик.
Величина коэффициента (пле-
ча) трения качения /С, учиты-
вающая геометрическое сколь-
жение, может быть найдена из
условия, что работа сил трения
качения Ак за тот же оборот
шарика равна
Ак = 2пКР = АсК,
откуда
Я = 0,0288/4-. (25)
Геометрическое скольжение
зависит от величины контакт-
Рис. IX. 7. Схема подшипника для ного пятна и его очертания,
определения потерь на трение Так, с увеличением радиуса же-
лоба беговой дорожки колец
подшипника, например, от 0,51 dM до 0,55 dM, потери энергии на
геометрическое скольжение заметно снижаются. Для цилиндриче-
ских роликов геометрическое скольжение в рассмотренном виде
минимально, а для конических роликов — максимально.
Трение тел качения о сепаратор обусловлено многими причи-
нами, к которым прежде всего относятся наличие диаметрального
зазора между элементами подшипника Ad — dH — (dt + 2d(J
и погрешностями в размерах тел качения. Диаметральный зазор
вызывает некоторый угол Д<р между линиями действия нормальных
сил Р, приложенных к t-му телу качения со стороны внутреннего
и наружного колец (рис. IX.7), вследствие чего возникает давле-
ние на сепаратор N = Pt sin Д<р. С увеличением зазора Ad воз-
растает сила N, а следовательно, и сила трения скольжения ша-
рика о сепаратор. Однако при весьма малых зазорах сопротивле-
ние в подшипниках качения возрастает.
При вращении внутреннего кольца с угловой скоростью
перекатывающиеся шарики (или ролики) увлекают сепаратор,
220
вращая его с' угловой скоростью
1 dg
“с~ 2 V'd' + du
Погрешность в размерах тел качения (А^ш) вызывает отставание
или опережение перемещения их относительно сепаратора, в ре-
зультате чего возникает трение скольжения. Обычно сепаратор
ведут несколько нагруженных шариков, а менее нагруженные
он увлекает за собой, преодолевая возникающее трение по дорож-
кам качения. Если, например, шарик нагружен силами Pi
(рис. IX. 8, а), то для его перемещения (в случае отставания,
когда иш < vc) сепара-
тор должен преодолеть
силы трения fPt между
шариком и внутренним
и наружным кольцами.
Возникающее при этом
нормальное давление
Q=2fPi со стороны ша-
рика на стенку гнезда
сепаратора в свою оче-
редь вызовет силу тре-
Рис. IX. 8. Расчетная схема к определению
трения в подшипниках
ния скольжения шари-
ка о сепаратор
Fc = fcQ = 2fcfPt.
Для снижения отмеченного сопротивления необходимы более
высокие точность сортировки шариков и чистота поверхностей
дорожек качения.
В бессепараторных подшипниках (рис. IX.8, б) наблюдается
трение скольжения соприкасающихся между собой тел качения.
Энергия этого трения может быть значительной, так как относи-
тельные скорости тел качения направлены в противоположные
стороны.
На рис. IX.8, в приведена диаграмма изменения момента тре-
ния Мо для ненагруженного подшипника с короткими цилиндри-
ческими роликами: / — без сепаратора, число роликов Z “ 19; 2 —
с сепаратором, Z — 15; 3 — с сепаратором, Z = 8.
При малых радиальных зазорах и высоких скоростях в бессе-
параторных подшипниках быстро образуется кольцевой износ
шариков и сопротивление вращению возрастает.
Трение элементов подшипника и смазочной жидкости представ-
ляет собой сложную гидродинамическую задачу. Оно зависит от
вязкости смазки, скорости относительного движения, температуры
и других факторов.
Вопросы влияния смазки на сопротивление в подшипниках
качения подробно рассмотрены в работах П. Л. Капицы [361
и Д. С. Коднира [40].
221
При качении шарика или ролика по смазанным беговым дорож-
кам колец между ними образуется масляная пленка, благодаря
которой увеличивается площадь контакта тел качения и колец.
В результате происходит снижение контактных напряжений,
энергии трения, особенно трения скольжения и износа элементов
подшипника. При больших нагрузках и недостаточной вязкости
масла возможен разрыв смазочной пленки в зоне контакта эле-
ментов подшипника, что вызовет повышение сопротивления. При
малых же нагрузках и повышенной вязкости смазки трение в самом
смазочном слое может быть относительно высоким и особенно
заметным в период разгона.
Момент сил трения в шарикоподшипнике при работе со смаз-
кой может быть определен по формуле
Л1тр=г(Л1н + Л1,)1 (26)
где Мн, М, — моменты трения при качении одного шарика соот-
ветственно по наружному и внутреннему кольцам подшипника;
Z — число шариков.
Величина этих моментов равна
/Viz — -----------
(2Л ± 3g) К
(27)
где vK = (ош - Гк[~-скорость продольного перемещения точки
контакта шарика и кольца (знак плюс берется при качении по
внутреннему кольцу, минус — при качении по наружному кольцу);
— угловая скорость вращения шарика; р. — динамический
коэффициент вязкости смазки, кГ-сек!м2;
g _ 1 / 1 J_\. _ _L/J______L\
2 \ гш Ос / ’ 2 \ гш r» / ’
где гш, гк, гж — радиусы соответственно шарика, кольца и желоба
яп
подшипника; й)х=-ду — угловая скорость вращающегося кольца.
Подшипники, работающие с минеральной смазкой, имеют
меньшее сопротивление по сравнению с консистентной смазкой.
Особенно это проявляется на легких режимах работы.
Сопротивление, порождаемое силами инерции. Центробежные
силы инерции тел качения являются дополнительной динамиче-
ской нагрузкой, которая становится заметной при повышенной
угловой скорости вращения. Величина центробежной силы инер-
ции, развиваемой каждым телом качения, может быть найдена
по формулам:
для радиальных шарикоподшипников
F = 5,7- 10~W4 (£>0 п , кГ, (28)
1>0
222
для роликоподшипников
F = 8,56- 10-V^/p (Р° * dp)i , кГ, (29)
где п — число оборотов в минуту внутреннего (пв) или наружного
(пн) кольца; dM — диаметр шарика, см\ dp, 1Р — диаметр и длина
ролика, см\ Do — диаметр окружности, на которой расположены
центры тяжести тел качения, см.
Знаки принимают: при вращении наружного кольца — плюс, а
при вращении внутреннего кольца — минус.
Силы инерции вызывают увеличение всех рассмотренных выше
видов сопротивлений в подшипниках.
Сопротивление, порождаемое гироско-
пическими эффектами, становится за-
метным в радиально-упорных подшип-
никах при большой скорости вращения
тел качения. Суть гироскопического
эффекта заключается в том, что при
быстром вращении тела (шарика) отно-
сительно своей оси 0ш и одновременным
вращением этой оси относительно дру-
гой неподвижной оси 09, расположен-
ной под углом Р (рис. IX.9) возникает
вращающий момент Мг, который стре-
мится вращать шарик относительно оси,
Рис. IX. 9. Взаимодействие
сил в шарикоподшипнике
при гироскопическом эффекте
проходящей через его центр тяжести, и
перпендикулярной плоскости сечения
подшипника. Величина этого момента
ъкГ-см может быть найдена по формуле
Мг = 1,14 • 10-9D0rt24 (1 — cos р)2 sin Р,
(30)
где Do — диаметр окружности центров шариков, см; п — число
оборотов внутреннего кольца в минуту.
При недостаточной нагрузке Р{ на шарик вращающий момент Мг
вызовет верчение шариков по желобу одного из колец. Гироскопи-
ческое верчение шарика будет предотвращено при соблюдении
условия
1Р1(1ш>Мг. (31)
Если Р( < , то для устранения верчения в подшип-
нике может быть сделан осевой натяг, который увеличит нагрузку
Р( до требуемой величины.
Основные виды трения в подшипниках качения действуют одно-
временно (или совокупно), поэтому количественно оценить влия-
ние каждого из них на общее сопротивление трудно. Однако можно
отметить, что повышенное сопротивление в начальный момент
223
движения (сопротивление при трогании) обусловлено, главным
образом, влиянием трения скольжения в смазочном слое. С увели-
чением скорости это трение снижается, а затем вследствие влия-
ния появляющихся центробежных сил инерции тел качения и дру-
гих факторов сопротивление в подшипниках возрастает. Повыше-
ние радиальной нагрузки на подшипник Р оказывает влияние,
главным образом, на трение качения тел по беговым дорожкам,
геометрическое скольжение и трение о сепаратор. Теоретический
расчет общего сопротивления в подшипниках качения связан
со значительными трудностями, так как невозможно учесть с необ-
Р.кГ
Рис. IX. 10. Кривые зависи-
мости коэффициента трения
ходимой достоверностью влияние упру-
гих свойств элементов подшипника,
чистоты обработки поверхностей, рас-
пределения нагрузки между телами ка-
чения, свойств смазки, скорости, тем-
пературы, времени приработки и др.
факторов.
В инженерной практике часто мо-
мент сил трения подшипника Мтр от-
носительно оси вращения определяется
по формуле
Mmp=fnP±, кГ-см, (32)
шарикоподшипника от на-
грузки и скорости вращения:
1 — для 1000 об/мин-, 2 — для
600 об/мин-, 3 — для 200 об/мин
где Р — нагрузка на подшипник; fn —
приведенный коэффициент трения, ко-
торый учитывает все виды сопротивле-
ний в подшипнике; d — диаметр цапфы
вала или посадочного отверстия подшипника.
Ориентировочные значения fn для различных типов подшип-
ников при нормальных режимах работы и смазки приведены
в табл. IX.1. Однако величина коэффициента трения в значи-
тельной степени зависит от условий работы подшипников.
На рис. IX. 10 приведен график изменения fn в шарикопод-
шипнике № 308 при консистентной смазке в зависимости от на-
грузки Р и угловой скорости вращения внутреннего кольца п,
об/мин [6]. Из этого графика следует, что с увеличением на-
грузки на подшипник (в пределах допускаемых норм) величина
коэффициента трения fn снижается. Для крупногабаритных под-
шипников, несущих значительные нагрузки (тяжелые редукторы,
прокатные станы и др.) fn может иметь весьма малые значения
(порядка 0,0005).
Таким образом, величина коэффициента трения для одного
и того же подшипника может изменяться в широких пределах —
в зависимости от ряда факторов, характеризующих условия ра-
боты. Более того, опытами установлено, что при небольшой ско-
рости вращения момент и коэффициент трения могут изменяться
224
Таблица IX.1
Ориентировочные значения приведенного коэффициента трения
подшипников качения
Тип подшипника Величина fn
при радиальной нагрузке при радиальной и осевой нагрузках
Шарикоподшипники
радиальные однорядные 0,002 0,004
радиально-упорные 0,003 0,005
сферические двухрядные 0,002 0,003
упорные — 0,004
Роликоподшипники
с короткими цилиндрическими роликами 0,0025 —
с длинными цилиндрическими роликами 0,005 —
конические — 0,01
двухрядные сферические (с боч- кообразными роликами) 0,004 0,006
игольчатые 0,01 —
даже в течение одного оборота кольца подшипника (рис. IX. 11)
что свидетельствует о существенной нестабильности сопротивления
в подшипниках качения.
В подшипниках малых размеров, несущих незначительные
силовые нагрузки (например, в приборах), ориентировочная вели-
чина момента сил трения может быть найдена по формулам:
для радиальной нагрузки
мтр = Мо + Мн = Мо + 1,25КР^, кГ-см-, (33)
для радиальной и осевой нагрузок
MW = MO4-K(1,25P+ 1,54)^, кГ-см, (34)
где Р, А — радиальная и осевая нагрузки, «Г; Мо — момент
трения для ненагруженного подшипника: для радиальных под-
шипников .MoasO.OCM Do кГ-см; для сферических двухрядных
Мо =; 0,006 Do кГ-см', Мн — момент трения, обусловленный на-
грузкой; К — коэффициент (плечо) трения качения, величину кото-
рого можно принять /С = 0,0003—0,0007 см\ Do —диаметр окруж-
ности, проходящей через центры тяжести шариков, см\ <1Ш —диа-
метр шарика, см.
15 Н. а. Спицын и др.
225
Мощность сил трения в подшипниках качения может быть
вычислена по одной из следующих формул
Л7 г Л /. 1 _ Мтр[кГсм]<о _ fnP [кГ]о [м/сек]
‘ХтрУ.л. C.J — 75.100 — 75 —
_ fnPd [лж]п [об/мин] /Q-.
— 14,32-105 ;
Л/ гДт1 _ Мтр 1кГ см)ш _ fnP [мм]п [об/мин] ,ofi.
^mp[»tn]— 102 — [дао • W
Один оборот наружного кольца
л!1 ’ fa.
. ,/ы k.1 i 1 11 .Ari .4 j i , t
1 .iWilH Mj kuArMi.... 1АллУ
j л.1 . | V1 i l ।j i .4. *.7^
L
I
1 ! )£! П_:|
:—Один оборот сепаратора ;
Рис. IX. И. Осциллограмма записи момента трения шарико-
подшипника А200 при медленном вращении наружного кольца
В быстроходных подшипниках сопротивление относительному
движению их элементов возрастает вследствие значительных
центробежных сил инерции, гироскопического верчения шариков,
вибрации и других факторов.
4. ОПЫТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЙ
В ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ И ПУТИ СНИЖЕНИЯ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ В НИХ
Опытное изучение характеристик трения в подшипниках каче-
ния при различных режимах их работы проводится для: а) сни-
жения расхода энергии в различных машинах и механизмах на
преодоление сопротивления в опорах и повышения их к. п. д.;
б) обеспечения необходимой работоспособности подшипников в за-
данных условиях службы, в том числе в специальных средах
и вакууме; в) повышения точности действия приборов, в которых
величина сопротивления и его стабильность имеют весьма важное
значение. Подробно эти вопросы и связанные с ними проблемы
рассматриваются в специальных монографиях. Здесь же остано-
вимся лишь на некоторых общих вопросах трения в подшипниках,
в частности, опытном определении коэффициента трения fn.
Особенность существующих установок и приборов для опыт-
ного исследования трения в подшипниках качения состоит в стрем-
226
лении обеспечить реальные условия их работы и высокую точность
производимых измерений.
Наиболее простым является динамический маятниковый при-
бор (ДМП) для определения момента трения в подшипниках каче-
ния малых размеров, схема которого показана на рис. IX.12.
На валике 1 имеется смен-
ная оправка 2, на которую
насаживается испытуемый
подшипник 3. На наруж-
ном кольце подшипника
закрепляется сбалансиро-
ванная обойма 4, на ниж-
ний стержень которой по-
мещен грузик 5. Эта обой-
ма с грузиком образует
маятник, который нагру-
жает подшипник своим ве-
сом G и служит для изме-
Рис. IX. 12. Схема устройства для опреде-
ления момента трения качения
рения момента трения.
При вращении валика 1 внутреннее кольцо испытуемого под-
шипника за счет трения увлекает наружное кольцо с маятником,
который отклоняется от исходного вертикального положения до тех
пор, пока создаваемый им момент не уравновесит момент сил тре-
ния М в подшипнике.
При этом
М — Gl sin а,
где G — вес грузика маятника; I — расстояние от центра тяжести
грузика до оси вращения; а — угол отклонения маятника от вер-
тикального положения, который отсчитывается по шкале 6.
Рис. IX. 13. Схема установки для опреде-
ления коэффициента трения подшипников
Статический момент тре-
ния Мст (при трогании)
может быть найден по наи-
большему углу отклонения
маятника атах при весьма мед-
ленном вращении валика
прибора.
Для исследования трения
в подшипниках качения при
высоких скоростях движения
и различных нагрузках мо-
жет быть использован так называемый метод выбега. В качестве
примера рассмотрим автоматизированную установку для определе-
ния коэффициента трения в подшипниках, схема которой при-
ведена на рис. IX. 13. На вал 4 насажены четыре испытуемых
подшипника 5, которые служат опорами нагрузочного рычажного
устройства 6 и корпуса установки 7. На концы вала насажены
15*
227
два маховика 3, разгон которых осуществляется с помощью элек-
тродвигателя 1 и фрикционной передачи 2. Угловая скорость
вала 4 определяется с помощью фотодатчика 9 и осветителя 8,
пучок света которого прерывается диском маховика.
Замедленное вращение маховика при свободном выбеге проте-
кает под действием, главным образом, сил трения в подшипниках.
Дифференциальное уравнение этого движения имеет вид:
Jn^ = -Mmp, (36)
где Jn — приведенный момент инерции механизма (вала и двух
маховиков); = 8 — угловое ускорение замедленного дви-
жения.
Рис. IX. 14. Блок-схема установки для определения коэффициента
трения подшипников
Величину 8 для малого промежутка времени движения можно
принять постоянной, тогда
Мтр = ~ (0)1-®2), (37)
где со!, со а — средние значения угловой скорости в начале и в кон-
це измеряемого промежутка /, сек.
Определение сох и со2 осуществляется автоматическим
счетом количества оборотов маховика и N2 за время
При этом
под-
и t2.
гл#! 2л^
<*! = —Г-1-; <°2=—
‘1 ‘2
Подставив значения Мтр в формулу (32), получим
£ _________________ 4лУд / Ni N2 \
/л~ tPd \ G tj’
(38)
где t = — + /0 — промежуток времени между концом от-
счета /1 и началом t2-
Блок-схема для измерения величин У,, N2, tlt t2 и t0 пока-
зана на рис. IX. 14. Основными элементами блок-схемы являются
конденсаторные реле времени (собранные на управляемых тира-
тронах), фотоэлектронные реле, счетчик импульсов (оборотов
228
маховика) и электрические секундомеры. При включении тумб-
лера К начинается отсчет времени на секундомере СКХ и коли-
чества оборотов на счетчике, на который поступают импульсы
от фотодатчика ФД через полупроводниковый усилитель ПУ
и реле Р4. В это же время выпрямленное и стабилизированное
напряжение от сети переменного тока подается на тиратрон 7\
первого конденсаторного реле. Включенный через делитель напря-
жения Rlt Р2 конденсатор С заряжается по экспоненциальному
закону в течение времени /1( после чего тиратрон 7\ зажигается,
срабатывает реле Ри которое выключает счетчик импульсов СЧ,
секундомер СКХ и включает СКЯ и тиратрон Т2. Это соответствует
концу отсчета величин tlf Nх и началу отсчета /0- После срабаты-
вания второго конденсаторного реле с тиратроном Т2 реле Рг
выключит секундомер СК2, что соответствует концу отсчета вре-
мени t0 и включит секундомер CKi, счетчик импульсов СЧ и тира-
трон Ts для отсчета величин /2, jV2. После срабатывания реле Ря
секундомер и счетчик СЧ выключаются.
Описанный выше принцип определения изменения кинетиче-
ской энергии механической системы, вызываемого сопротивле-
нием в узлах подшипников, положен в основу ряда других уст-
ройств для исследования трения в подшипниках качения.
Некоторые специальные машины для стендовых испытаний
подшипников качения, разработанные ВНИИПП, имеют необхо-
димые устройства для исследования сопротивления в подшипни-
ках.
На рис. IX. 15 приведена схема машины ЦКБ-52К для испы-
тания буксовых подшипников подвижного состава железных дорог.
На главный вал 1 насажен испытываемый подшипник 2, наружное
кольцо которого помещено в гнезде коромысла 3. Нагрузка на
подшипник создается путем симметричной подвески к коромыслу
грузов 4. В статическом состоянии коромысло, как свободно
качающееся относительно подшипника 2 звено, уравновешивается
с высокой степенью точности. При вращении вала 1 возникает
момент трения, под действием которого коромысло стремится
оовернуться в сторону вращения вала. Этому повороту препят-
ствует специальный тензодинамометр 5, проволочные датчики
которого включены в электронную аппаратуру. Чем больше момент
трения в испытываемом подшипнике, тем с большей силой коро-
мысло воздействует на тензодинамометр, вызывая деформацию
его датчиков. Благодаря тарировке измерительной аппаратуры
легко осуществляется визуальное наблюдение изменения момента
трения, а также регистрация его на ленте осциллографа при раз-
личных режимах испытаний.
Представляют интерес результаты экспериментальных иссле-
дований роликоподшипников, выполненных во Всесоюзном науч-
но-исследовательском институте железнодорожного транспорта
В. Е. Пини [75]. На рис. IX.16 представлены графики изменения
229
момента трения Мо в зависимости от величины радиального за-
зора 6 и скорости вращения п для роликоподшипника 42726Л
с короткими цилиндрическими роликами при испытаниях без
нагрузки. Различные радиальные зазоры достигались переста-
Рис. IX.15. Схема машины ЦКБ-52К для испытания подшипников
новкой комплектов роликов разных диаметров. При увеличении
скорости вращения заметно возрастает момент трения. С уменьше-
нием радиальных зазоров моменты трения в подшипниках каче-
Рис. IX.16. Зависимость мо-
мента трения Л40от величины
начального зазора 6 для ро-
ликоподшипника 42726Л:
/ — при 600 об/мин', 2 — при
400 оо/мин\ 3 —при 200 об/мин•
ния увеличиваются. Однако резкое по-
вышение зазоров также приводит к не-
которому возрастанию потерь на трение
в связи с нарушением точности враще-
ния элементов подшипника. В опытном
подшипнике наименьшая величина мо-
мента трения Мо соответствовала опти-
мальному радиальному зазору от 170
до 220 мк.
Конические и сферические ролико-
подшипники вследствие углового кон-
такта и трения роликов о направляю-
щие борты внутренних колец обладают
повышенным моментом трения. Так,
в опытах со сферическим роликопод-
шипником 73727 момент трения Ма
230
в два раза превышает момент трения Подшипника с короткими
цилиндрическими роликами.
Зависимость моментов и коэффициентов трения роликоподшип-
ников от нагрузки при трогании и вращении в рабочем режиме
показана на рис. IX. 17. Если коэффициент трения при трогании
мало изменяется (fmpOs = 0,0015^-0,002), то коэффициент тре-
ния при вращении (fn) с увеличением нагрузки значительно сни-
жается — до 0,0005.
Момент трения подшипников с рос-
том их диаметров увеличивается
почти по параболической зависимо-
сти, поэтому уменьшение диаметров,
не в ущерб прочностным характерис-
тикам, является желательным. Весь-
ма существенно влияют на величину
момента трения сорт, способ подачи
и вязкость смазки, а также количе-
ство консистентной смазки, заклады-
ваемой в корпус подшипника, рабо-
чая температура узла. Эти вопросы
рассматриваются в других главах
книги.
Затрата энергии на трение в под-
шипниках валов передаточных и дру-
гих механизмов обычно оценивается
Рис. IX. 17. Значения моментов
и коэффициентов трения в зави-
симости от радиальной нагрузки
на подшипники 42726Л и
232726Л1 при трогании (/ и 2)
и при вращении (5 и 4); п =
= 400 об/мин и t = 25° С
в пределах 0,5—1,5% мощности,
развиваемой на соответствующих ва-
лах. Для крупных подшипников, ра-
ботающих в режиме расчетных нагру-
зок, эти данные явно завышены, а для
подшипников приборов — весьма за-
нижены. В механизмах приборов
трение в подшипниках может поглощать до 40% общей подводи-
мой мощности и лишь применение прецизионных подшипников
и выбор надлежащей смазки позволяет заметно снизить потери
энергии на трение.
В последнее время большое внимание уделяется изучению влия-
ния на сопротивление вращению вибрационных колебаний под-
шипников.
В ряде работ [95], [100] отмечается, что вибрация сопрово-
ждается периодическими разгрузками тел качения и их ударами
о кольца подшипников. Опытами установлено, что при качении
шара по вибрирующей плоскости момент трения при трогании Мвт
заметно снижается по сравнению с моментом трогания Мнт на
неподвижной плоскости
Мвм = мня, (1-^-).
(39)
231
где j — вибрационное ускорение, м!сек2\ g — ускорение силы
тяжести, м!сек2.
При качении тел в условиях определенного режима вибрации
объем упругого деформированного материала в зоне контакта
уменьшается, а следовательно,
Рис. IX. 18. Кривые изменения от-
ношения Мд!Мст от вибрационной
нагрузки и частоты вибрации’
снижается момент сил трения, обус-
ловленный гистерезисными поте-
рями. Если обозначить момент
трения в подшипнике при вибра-
ции через Мд, а при отсутствии
вибрации Мст, то их отношение
равно
= (40)
На рис. IX. 18 приведен опыт-
ный график изменения отношения
в зависимости от вибрацион-
ной перегрузки / и частоты вибра-
ции f, из которого следует, что
при незначительных вибрационных
перегрузках момент сопротивления в подшипниках снижается.
Однако при сильной вибрации (/ > 20 g) на площадках контакта
тел качения и колец могут развиваться большие удельные давле-
ния и высокие температуры,
вследствие чего условия смаз-
ки ухудшаются и момент
трения в подшипнике возрас-
тает.
Эффект снижения сопро-
тивлений в подшипниках ка-
чения, наблюдаемый при ви-
брационных колебаниях их
элементов, может быть ис-
пользован при разработке
конструкций подшипников
приборов. Ю. В. Скорынин
[871 отмечает, что при вибра-
ции повышенной чистоты
(/ > 500), совпадающей по
направлению с осью враще-
ния подшипников, достигает-
ся значительное снижение со-
противления вращению. Им
предложена осциллирующая
опора резонансного типа
(рис. IX. 19), в которой под-
Рис. IX. 19. Осциллирующая опора резо-
нансного типа:
1 — вал; 2—подшипник; 3—втулка; 4-коль-
цевая упругая мембрана; 5 — корпус опоры;
6, 7 — электромагнитные катушки
232
шипник, сидящий на валу, установлен во втулке и закреплен
в корпусе опоры с помощью кольцевой упругой мембраны. Ви-
брационные колебания в осевом направлении создаются электро-
магнитными катушками; при этом для возбуждения резонансных
колебаний частота тока в катушке 6 должна совпадать с собствен-
ной частотой мембраны.
Очень сложен вопрос о трении высокоскоростных радиально-
упорных шарикоподшипников. В них значительная доля энергии
затрачивается на преодоление гироскопического верчения шари-
ков. При этом решающее влияние имеют правильный выбор
предварительного осевого натяга, геометрической формы желобов,
а также выбор сорта смазки.
Глава X
ОСНОВЫ РАСЧЕТА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
1. ПРИНЦИПЫ РАСЧЕТА ДОЛГОВЕЧНОСТИ
ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Под долговечностью подшипников качения в общем случае
понимают время в часах, в течение которого подшипники могут
работать без признаков усталости металла. Усталость металла
проявляется в поверхностном разрушении деталей подшипников,
обусловленном периодическими напряжениями, возникающими
в металле в процессе вращения нагруженных внешними нагруз-
ками подшипников. Эти разрушения обычно носят характер
отслаивания или выкрашивания (питтинга) поверхностных слоев.
Долговечность деталей подшипника зависит от контактной
выносливости материала, из которого они изготовлены, величины
периодических напряжений, возникающих в материале, и числа
циклов нагружений. В свою очередь, число циклов нагружений
зависит от скорости вращения и конструкции подшипника.
Контактной выносливостью называется способность материала
воспринимать переменные контактные напряжения. Механиче-
ская сторона усталости материала состоит в понижении его сопро-
тивляемости переменным напряжениям после превышения ими
известного уровня, называемого пределом выносливости o_i.
Предел выносливости в металловедении определяется как некото-
рое наибольшее переменное напряжение, при котором достаточно
большое (несколько единиц или десятков миллионов) циклов
напряжений не вызывают разрушения детали. Графически подоб-
ную зависимость можно выразить в виде так называемой уста-
лостной кривой, имеющей примерно форму гиперболы, как это
233
показано на рис. Х.1. Напряжения о и число циклов нагружений
в общем случае связаны выражением
= const, (1)
где хну — постоянные величины, определяемые эксперимен-
тально.
При о —► о.!, как следует из рис. X. 1, Мц—> оо. На практике
за предел выносливости принимают переменное напряжение,
при котором образцы из испытуемых материалов выстаивают
без разрушения, так называемое базовое число циклов нагруже-
ний NUt6a3. При испытаниях на кон-
тактную выносливость образцов из
подшипниковых материалов обычно
принимают №цбиз = (7-^Ю) 107 цик-
лов. В основе расчета подшипников
качения на долговечность лежит та
же идея, которая математически вы-
ражается формулой (1). Особенность
этого расчета обусловливается специ-
фикой работы подшипника качения,
(ST Nn . которая в основном состоит в сле-
Чиа/кз циклов нагружений, млн дующем. В отличие от образцов под-
Рис. Х.1. Вид усталостной кри- шипник представляет собой весьма
вой сложную кинематико-динамическую
систему, состоящую из целого ряда
контактируемых тел (тела качения, наружное и внутреннее коль-
ца), в связи с чем как величина напряжений, возникающих
в деталях подшипника, так и число циклов напряжения в каж-
дой из его деталей являются довольно сложными функциями
ряда параметров, которые будут рассмотрены ниже.
Отметим, что характер переменных напряжений в подшипниках
качения является пульсирующим, где напряжения изменяются
от нуля до некоторого амплитудного значения, причем величина
амплитуды зависит не только от внешних силовых факторов,
но и от взаимного расположения направлений этих факторов
и центров тяжести тел качения.
Разделим виды нагрузок, действующих на элементы подшип-
ников качения, на: а) радиальную /?, лежащую в плоскости, пер-
пендикулярной оси вращения подшипника; б) осевую А, совпа-
дающую с осью вращения подшипника; в) инерционные, лежащие
в плоскости, перпендикулярной оси вращения подшипника, и обу-
словленные скоростями и массами вращающихся тел, опорами
которых являются рассматриваемые подшипники.
Геометрическая сумма радиальной и осевой А нагрузок
называется комбинированной нагрузкой и обозначается Q. Центро-
бежная сила, действующая на тела качения, обозначается Ец.
При каталожных значениях предельных чисел оборотов подшип-
234
ников ппред этой силой обычно пренебрегают в силу ее малости
по сравнению с силами R или А.
Инерционные силы, действующие на вращающиеся массы, назы-
ваются дисбалансными нагрузками и обозначаются РД. Величина
этих сил, как и предыдущая, зависит от скорости вращения и
массы вращающихся тел, а также от расстояния между осью вра-
щения и центром тяжести вращающихся масс. Это расстояние
называется эксцентриситетом. В обычных расчетах, при незначи-
тельных скоростях вращения, этими силами также пренебрегают.
Особое значение инерционным силам придается в высокоско-
ростных машинах и механизмах, к которым предъявляются осо-
бые требования по точности вращения. При этом, как правило,
вопросы долговечности подшипников отодвигаются на второй
план, а работоспособность подшипникового узла обусловливается
точностными характеристиками, значительно более сложными,
чем усталостная выносливость деталей подшипника.
Прежде чем перейти к непосредственному рассмотрению долго-
вечности подшипника качения введем понятие «расчетной долго-
вечности», которая определяется государственным стандартом
на подшипники (ГОСТ 520—55) как «время в рабочих часах, в тече-
ние которого не менее 90% из данной группы подшипников при
одинаковых условиях должны проработать без появления призна-
ков усталости металла». При конструировании или эксплуатации
подшипников расчетная долговечность определяется по формулам,
приведенным в известных справочниках или каталогах на под-
шипники качения. Она зависит также от внешних факторов: тем-
пературы элементов подшипника; величины динамических (инер-
ционных) перегрузок; конструкции подшипника и т. п.
Рассмотрим кинематическую и динамическую стороны работы
подшипников. Это в первую очередь касается контактных напря-
жений и числа циклов нагружений, связанных уравнением (1).
2. НАПРЯЖЕННОЕ СОСТОЯНИЕ
В ЗОНЕ КОНТАКТА ДВУХ ТЕЛ
Контактная прочность деталей подшипника качения обуслов-
ливается напряженным состоянием в зоне контакта двух сопри-
касающихся тел.
Общее решение проблемы упругого контакта было получено
в 1881 г. Герцем. Решение Герца основано на ряде допущений:
а) материалы соприкасающихся тел рассматриваются как изо-
тропные и однородные; б) на поверхности соприкасания имеют
место лишь нормальные давления, а касательные усилия равны
нулю; в) поверхность давления мала по сравнению с поверхно-
стями соприкасающихся тел; г) предел упругости не превзойден.
При этих допущениях Герц получил формулу для определения
сближения двух тел
д = сР,/', (2)
235
где Р — усилие взаимодействия между телами; с — константа,
зависящая от формы поверхностей контактирующих тел; б —
сближение тел I и II.
Под сближением б понимается изменение расстояния (рис. Х.2)
в плоскости, параллельной вектору давления Р, между двумя
произвольными точками С\ и Сп> достаточно удаленными от места
контакта, каждая из которых жестко связана с одним из контак-
тируемых тел. При этом предполагается, что точки приложения
сил Pi и Рц также достаточно удалены от места контакта тел I
Рис. Х.2. Схемы взаимного расположе-
ния контактируемых тел I и II при дав-
лениях Р 0 (а) и Р> 0 (6)
напряжений и деформаций в ме
и //.
На протяжении многих
десятилетий формула (2) под-
вергалась неоднократной экс-
периментальной проверке,
главным образом на случаях
касания шара с полупро-
странством. Эти экспери-
менты показали, что по край-
ней мере в области относи-
тельно невысоких удельных
давлений опытные данные
хорошо согласуются с рас-
четными. Поэтому теория
Герца до настоящего времени
служит основой для расчета
ах упругого контакта, хотя
в настоящее время все чаще делаются попытки учесть при этом
и влияние масляной пленки на напряженное состояние в контакте
двух тел с позиций гидродинамики [36], [40], [41] и др. Однако
при достаточно больших контактных напряжениях о и относи-
тельно невысоких скоростях вращения и температуре подшип-
ников можно ограничиться допущениями, принятыми Герцем, и
не учитывать при определении расчетной долговечности подшип-
ников гидродинамических эффектов смазочного слоя.
В подшипниках качения различают точечный и линейный
виды контакта. Под точечным контактом понимается такой вид
контакта, при котором (при Р—> 0) тела / и II (рис. Х.2)
соприкасаются в одной точке. При линейном контакте соприко-
сновение происходит по некоторой общей для тел / и II линии,
чаще всего прямой. Контактирование реальных тел, обладающих
определенной упругостью, происходит при давлении Р > 0 по
некоторой более или менее плоской поверхности, контуром кото-
рой, как. это вытекает из теории Герца, является эллипс, соотно-
шение большой и малой полуосей в котором лежит в пределах
1 -у- оо. Левая граница соответствует контакту двух сфе-
рических тел или сферы и плоскости, правая — контакту двух
236
бесконечных цилиндров, как это изображено на рис. Х.З, а и в.
Все прочие тела с непостоянной кривизной образуют площади
контакта в виде эллипса (рис. Х.З, б).
Из теории Герца следует определенная зависимость между
размерами полуосей а и Ь площадки контакта, сближением б,
давлением Р и нормальными о и касательными т напряжениями,
возникающими в зоне контакта двух тел. Нормальные напряжения
Рис. Х.З. Зависимость формы площадки контакта и отно-
шения ее большой (а) и малой (6) полуосей от формы кон-
тактируемых тел
являются напряжениями сжатия и действуют на поверхности
площадки контакта, причем
P = ^ox.vdF, (3)
где аху— текущее значение нормального напряжения в произ-
вольной точке площадки контакта; dF — дифференциал площади F
площадки контакта, по которой производится интегрирование.
Поверхность, охватывающая векторы нормальных напряже-
ний аху, в общем случае является полуэллипсоидом вращения
с полуосями а, b и а0 (рис. Х.4, а). Напряжение о0 есть макси-
мальное контактное напряжение, действующее в центре площадки
контакта.
Помимо нормальных напряжений в зоне контакта действуют
и тангенциальные напряжения т, максимальное значение кото-
рых ттах имеет место на некоторой глубине от поверхности пло-
щадки контакта. Так, для контакта сферы с плоскостью, как
показано на рис. Х.4, б, эта глубина составляет 0,47а, а т|Пах =
= 0,31 о0, в то время как на поверхности площадки контакта —
т0 = О,1о0.
237
Расчет деталей на контактную прочность обычно производится
по максимальным нормальным напряжениям <т0, допускаемое зна*
чение которых для подшипниковых материалов принимают не более
50 000 кПсм*. Напряжение о0 и сближение S, а также полуоси а
и b площадки контакта, необходимые для расчета долговечности
Рис. Х.4. Напряженное состояние в зоне контакта двух тел: а — распределе-
ние нормальных напряжений а на площадке контакта; б — распределение нор-
мальных о и касательных т напряжений в контакте сферы и плоскости
подшипника, вычисляются по следующим формулам (для сталь-
ных контактируемых тел):
У о'/а '
о0 = 0,408-104 — Р*/.;
6 = 0,372-ИГ4(4)
а= l,08-10-2pSp‘/’P'A;
6 = 1,08-10-2v S Р*/’Р*/‘,
где £ Р — сумма кривизн, характеризующая кривизну контакти-
руемых тел в двух главных плоскостях. Эти плоскости в под-
шипниках качения обычно перпендикулярны одна к другой.
На рис. Х.5, а приведена схема контакта двух тел и главных
плоскостей. Кривизны р1Ь р1!Ь p2i и р2ц, являющиеся отноше-
ниями единицы к соответствующим радиусам, показанным на этом
рисунке. Первый индекс при р обозначает номер тела, а второй —
номер главной плоскости. Указанные кривизны соответственно
называются главными кривизнами. Кривизна считается положи-
тельной, если контактируемое тело и центр ее кривизны лежат
по одну сторону от точки контакта (рис. Х.5, б), и отрицатель-
ной — если они располагаются по разные стороны от точки кон-
такта (рис. Х.5, в).
238
Таким образом, величина S Р представляет собой алгебраиче-
скую сумму главных кривизн
S Р = Рп + Рш 4* Р« + Р«н- (5)
Константы р, v, pv и J/p, являющиеся эллиптическими инте-
гралами вида j 1(1 + №Z2) (1 + dF, где Z — текущее
значение вертикальной координаты эллипсоида (рис. Х.5, а).
Рис. Х.5. Взаимное расположение контактируемых
тел: а — схема контакта двух тел и расположения
главных плоскостей; бив — схемы расположения цен-
тров кривизны (?! и О2 относительно точки контакта М
Величина этих констант определяется в зависимости от вспомо-
гательной функции
cos х = (Pii — Pin) + (P21 — Р211) *
Sp
при помощи табл. Х.1—Х.4**или по таблицам в справочниках
на подшипники качения. Приводимые здесь таблицы являются
более точными по сравнению с таблицами в справочниках.
Наиболее распространенными видами контакта в подшипни-
ках качения являются сочетания шариков с линейчатыми (плос-
кость, цилиндр, конус) или тороидальными (выпуклыми или вогну-
тыми) поверхностями и роликов (цилиндрических или кониче-
ских) с аналогичными линейчатыми поверхностями. Реже встре-
чаются сочетания тороидальных поверхностей роликов и колец.
В табл. Х.5 приведены некоторые, наиболее распространенные
виды контакта и формулы для определения величин 2 р и cos т.
* Знак функции не играет роли.
Составлены инж. А. В. Бауэром,
239
Таблица Х.1
Таблица Х.2
Значения коэффициента ц
cos г 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
0,999 18,53 19,34 20,27 21,34 22,56 23,95
0,998 14,25 14,49 14,76 15,06 15,40 15,77 16,18 16,65 17,20 17,82
0,997 12,26 12,43 12,60 12,76 12,96 13,15 13,35 13,56 13,79 14,02
0,996 11,02 11,12 11,23 11,34 11,46 11,58 11,71 11,84 11,97 12,11
0,995 10,12 10,20 10,29 10,36 10,44 10,53 10,62 10,72 10,82 10,92
0,994 9,46 9,52 9,58 9,64 9,71 9,77 9,84 9,91 9,98 10,05
0,993 8,91 8,96 9,01 9,06 9,12 9,17 9,23 9,28 9,34 9,40
0,992 8,47 8,51 8,55 8,59 8,64 8,68 8,73 8,77 8,82 8,86
0,991 8,10 8,13 8,17 8,20 8,24 8,27 8,31 8,35 8,39 8,43
0,990 7,76 7,79 7,83 7,86 7,90 7,93 7,96 8,00 8,03 8,07
0,989 7,49 7,51 7,54 7,56 7,59 7,62 7,65 7,67 7,70 7,73
0,988 7,25 7,27 7,30 7,32 7,35 7,37 7,39 7,42 7,44 7,47
0,987 7,02 7,04 7,06 7,08 7,11 7,13 7,15 7,18 7,20 7,23
0,986 6,84 6,86 6,88 6,90 6,91 6,93 6,95 6,97 6,98 7,00
0,985 6,64 6,66 6,68 6,70 6,72 6,74 6,76 6,78 6,80 6,82
0,984 6,47 6,49 6,50 6,52 6,53 6,55 6,57 6,58 6,60 6,62
0,983 6,33 6,34 6,36 6,37 6,39 6,40 6,41 6,43 6,44 6,46
0,982 6,19 6,20 6,22 6,23 6,25 6,26 6,27 6,29 6,30 6,32
0,981 6,06 6,07 6,08 6,09 6,11 6,12 6,13 6,15 6,16 6,18
0,980 5,94 5,95 5,96 5,97 5,99 6,00 6,01 6,02 6,03 6,05
0,970 5,05 5,13 5,20 5,28 5,35 5,44 5,53 5,63 5,72 5,83
0,960 4,51 4,56 4,61 4,65 4,70 4,76 4,81 4,86 4,92 4,98
0,950 4,12 4,15 4,19 4,22 4,26 4,30 4,34 4,38 4,42 4,47
0,940 3,83 3,85 3,88 3,91 3,94 3,96 3,99 4,02 4,05 4,08
0,930 3,59 3,61 3,63 3,65 3,68 3,70 3,73 3,75 3,78 3,80
0,920 3,40 3,41 3,43 3,45 3,47 3,49 3,51 3,53 3,55 3,57
0,910 3,23 3,25 3,27 3,28 3,30 3,31 3,33 3,34 3,36 3,38
0,900 3,09 3,10 3,12 3,13 3,15 3,16 3,17 3,18 3,20 3,21
0,800 2,30 2,35 2,40 2,46 2,53 2,60 2,68 2,77 2,86 2,97
0,700 1,91 1,94 1,97 2,00 2,04 2,07 2,11 2,16 2,20 2,25
0,600 1,66 1,68 1,70 1,72 1,74 1,77 1,80 1,82 1,85 1,88
0,500 1,48 1,50 1,52 1,53 1,55 1,57 1,58 1,60 1,62 1,64
0,000 1,0 1,07 1,15 1,24 1,35 1,48
240
Значения коэффициента v
— — cos т 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
0,999 0,185 0,181 0,178 0,174 0,169 0,163
0,998 0,212 0,210 0,208 0,206 0,203 0,201 0,198 0,195 0,192 0,188
0,997 0,228 0,226 0,225 0,223 0,222 0,220 0,218 0,217 0,215 0,214
0,996 0,241 0,240 0,239 0,238 0,236 0,235 0,234 0,232 0,231 0,229
0,995 0,251 0,250 0,249 0,248 0,247 0,246 0,245 0,244 0,243 0,242
0,994 0,260 0,259 0,259 0,258 0,257 0,256 0,255 0,254 0,253 0,252
0,993 0,268 0,267 0,266 0,266 0,265 0,264 0,263 0,262 0,262 0,261
0,992 0,275 0,274 0,273 0,273 0,272 0,271 0,270 0,270 0,269 0,269
0,991 0,281 0,280 0,280 0,279 0,279 0,278 0,278 0,277 0,276 0,276
0,990 0,287 0,286 0,285 0,285 0,284 0,284 0,283 0,282 0,282 0,281
0,98 0,328 0,325 0,321 0,317 0,314 0,310 0,305 0,301 0,297 0,292
0,97 0,357 0,354 0,351 0,349 0,346 0,343 0,340 0,338 0,335 0,332
0,96 0,378 0,376 0,374 0,371 0,369 0,367 0,365 0,363 0,361 0,359
0,95 0,396 0,394 0,393 0,391 0,390 0,388 0,386 0,384 0,382 0,380
0,94 0,412 0,410 0,409 0,407 0,406 0,404 0,403 0,401 0,399 0,397
0,93 0,426 0,425 0,423 0,422 0,420 0,419 0,418 0,417 0,415 0,414
0,92 0,438 0,437 0,436 0,435 0,433 0,432 0,431 0,430 0,428 0,427
0,91 0,450 0,449 0,448 0,447 0,445 0,444 0,443 0,442 0,441 0,440
0,90 0,461 0,460 0,459 0,458 0,456 0,455 0,454 0,453 0,452 0,451
0,8 0,544 0,537 0,530 0,523 0,515 0,507 0,498 0,490 0,481 0,471
0,7 0,607 0,601 0,595 0,589 0,583 0,577 0,570 0,564 0,557 0,551
0,6 0,664 0,659 0,653 0,648 0,642 0,637 0,631 0,625 0,619 0,613
0,5 0,718 0,713 0,707 0,702 0,696 0,691 0,686 0,680 0,675 0,669
0,4 0,771 0,766 0,761 0,756 0,750 0,745 0,740 0,734 0,729 0,723
0,3 0,823 0,818 0,812 0,807 0,801 0,796 0,791 0,786 0,781 0,776
0,2 0,879 0,873 0,867 0,861 0,855 0,850 0,845 0,839 0,834 0,828
0,1 0,938 0,932 0,926 0,920 0,914 0,908 0,902 0,896 0,890 0,884
0,0 1,000 0,994 0,988 0,982 0,975 0,969 0,963 0,957 0,951 0,944
16 Н. А. Спицын и др. * 241
Таблица Х.З
Таблица Х.4
Значения коэффициента piv
COS X 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
0,999 3,43 3,51 3,60 3,70 3,80 3,91
0,998 3,02 3,05 3,08 . 3,11 3,14 3,17 3,21 3,25 3,30 3,36
0,997 2,80 2,82 2,84 2,85 2,87 2,89 2,92 2,95 2,97 3,00
0,996 2,65 2,66 2,68 2,69 2,71 2,72 2,74 2,75 2,77 2,78
0,995 2,54 2,55 2,56 2,57 2,58 2,59 2,60 2,61 2,62 2,64
0,994 2,46 2,46 2,48 2,48 2,49 2,50 2,51 2,52 2,52 2,53
0,993 2,39 2,40 2,40 2,41 2,41 2,42 2,43 2,44 2,44 2,45
0,992 2,33 2,34 2,34 2,35 2,36 2,36 2,37 2,37 2,38 2,38
0,991 2,28 2,28 2,29 2,29 2,30 2,30 2,31 2,31 2,32 2,32
0,990 2,23 2,24 2,24 2,25 2,25 2,25 2,26 2,26 2,27 2,27
0,989 2,19 2,19 2,19 2,20 2,21 2,21 2,21 2,22 2,22 2,23
0,988 2,15 2,15 2,15 2,16 2,16 2,17 2,17 2,17 2,17 2,18
0,987 2,11 2,11 2,12 2,12 2,13 2,13 2,13 2,14 2,14 2,15
0,986 2,09 2,09 2,09 2,10 2,10 2,10 2,10 2,10 2,11 2,11
0,985 2,06 2,06 2,06 2,07 2,07 2,07 '2,07 2,08 2,08 2,09
0,980 1,95 1,97 1,99 2,01 2,03 2,06
0,97 1,80 1,81 1,83 1,84 1,85 1,87 1,88 1,90 1,92 1,93
0,96 1,70 1,71 1,72 1,73 1,74 1,75 1,76 1,77 1,78 1,79
0,95 1,63 1,64 1,65 1,65 1,66 1,67 1,67 1,68 1,69 1,70
0,94 1,58 1,58 1,59 1,59 1,60 1,60 1,61 1,61 1,62 1,62
0,93 1,53 1,53 1,54 1,54 1,55 1,55 1,56 1,56 1,57 1,57
0,92 1,49 1,49 1,50 1,50 1,50 1,50 1,51 1,51 1,52 1,52
0,91 1,45 1,45 1,46 1,46 1,47 1,47 1,47 1,48 1,48 1,49
0,90 1,42 1,42 1,43 1,43 1,44 1,44 1,44 1,44 1,45 1,45
0,80 1,25 1,26 1,27 1,29 1,30 1,32 1,34 1,36 1,38 1,40
0,70 1,16 1,17 1,18 1,18 1,19 1,20 1,21 1,22 1,23 1,24
0,60 1,10 1,10 1,11 1,11 1,12 1,13 1,13 1,14 1,14 1,15
0,50 1,06 1,06 1,07 1,07 1,08 1,08 1,08 1,09 1,09 1,10
0,00 1,0 1,0 1,01 1,02 1,04 1,06
242
Значения коэффициента —
cos т 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
0,0 1,570 1,570 1,570 1,570 1,570 1,570 1,570 1,570 1,570 1,570
0,1 1,569 1,568 1,567 1,566 1,565 1,564 1,562 1,561 1,560 1,559
0,2 1,558 1,556 1,554 1,553 1,551 1,549 1,547 1,545 1,543 1,541
0,3 1,539 1,537 1,535 1,533 1,531 1,528 1,526 1,525 1,523 1,522
0,4 1,517 1,516 1,512 1,508 1,504 1,500 1,496 1,492 1,488 1,483
0,5 1,478 1,473 1,468 1,463 1,459 1,454 1,449 1,445 1,440 1,434
0,6 1,428 1,422 1,416 1,410 1,403 1,396 1,388 1,380 1,372 1,363
0,7 1,355 1,346 1,337 1,327 1,317 1,307 1,296 1,285 1,273 1,262
0,80 1,250 1,249 1,247 1,246 1,244 1,243 1,242 1,240 1,239 1,237
0,81 1,236 1,235 1,233 1,232 1,230 1,229 1,227 1,226 1,224 1,223
0,82 1,221 1,219 1,218 1,216 1,215 1,213 1,211 1,210 1,208 1,207
0,83 1,205 1,203 1,202 1,200 1,199 1,197 1,195 1,194 1,192 1,190
0,84 1,188 1,186 1,185 1,183 1,181 1,179 Т, 177 1,176 1,174 1,172
0,85 1,170 1,168 1,167 1,165 1,163 1,161 1,159 1,158 1,156 1,154
0,86 1,152 1,150 1,149 1,147 1,145 1,143 1,141 1,139 1,137 1,135
0,87 1,133 1,131 1,129 1,127 1,125 1,123 1,121 1,119 1,117 1,115
0,88 1,113 1,111 1,109 1,107 1,105 1,103 1,101 1,099 1,097 1,094
0,89 1,092 1,090 1,088 1,086 1,083 1,081 1,079 1,076 1,074 1,071
0,90 1,069 1,067 1,065 1,062 1,060 1,057 1,055 1,052 1,049 1,047
0,91 1,044 1,042 1,039 1,036 1,033 1,030 1,027 1,024 1,021 1,018
0,92 1,015 1,012 1,009 1,006 1,003 1,000 0,997 0,994 0,991 0,988
0,93 0,985 0,982 0,979 0,975 0,972 0,968 0,965 0,961 0,958 0,954
0,94 0,950 0,946 0,943 0,939 0,935 0,931 0,927 0,923 0,918 0,914
0,95 0,909 0,905 0,900 0,895 0,890 0,885 0,880 0,875 0,870 0,864
0,96 0,859 0,854 0,848 0,843 0,837 0,831 0,825 0,819 0,813 0,806
0,97 0,800 0,793 0,786 0,779 0,771 0,764 0,756 0,747 0,738 0,729
0,98 0,720 0,710 0,700 0,689 0,678 0,666 0,654 0,642 0,629 0,615
0,99 0,601
16*
243
Таблица Х.5
Наиболее распространенные виды контакта в подшипниках качения
и формулы для определения величин 2р и cost
Вид контакта Эскиз Сумма главных кривизн 5 Р Вспомогательная функция cos т
Сфера со сферой 2 (—+ —) \ 'l г2 ) 0
2(-L—L\ \ <1 <3 /
Сфера с тороидом 2 - + Г1 г2 . 1 1 1 1
г 2 1 /?2/COS0—Г2
«м у Л Н R* COS Р 2 2р
2-- — - Г1 Гз 1 J 1
rs R3/COS р -г г3
Lp
Сфера с плоскостью 2 — Г1 0
Сфера с цилиндром 2 — + — Г1 г2 2^2 + Г1
.±эи
2-1—L Г1 Г3 П 2r3 — г.
Сфера с конусом \\r ATT 2 4"+4' г 1 Л2 И 2 r 1
1 2 -L-J- Г1 2R»-rr
Цилиндр с цилиндром С L_£1l — + — _2—2_ 1
j 1_ Г1 Г3
244
Продолжение табл. Х.5
Вид
контакта
Цилиндр
с конусом
Конус
с конусом
Цилиндр
и конус
с плоскостью
Эскиз
/?2 и /?з —перемен-
ные величины
Сумма главных
кривизн S Р
Г1 Ri
Вспомогательная
функция cos т
1 1
Г1 R3
Изложенная теория напряженного состояния касалась только
двух изолированных тел. В реальном подшипнике в контакте
одновременно находятся более двух тел, причем в каждом из них
за счет различного пространственного расположения по отноше-
нию к нагрузкам возникает различное напряженное состояние.
3. НАПРЯЖЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ
Напряженное состояние элементов подшипника в целом зави-
сит от величины внешних нагрузок и положения тел качения отно-
сительно направления радиальной и осевой составляющих комби-
нированной нагрузки. Контактная прочность и выносливость под-
шипника качения обусловлены прочностью и выносливостью
наиболее нагруженного тела. Таковым является шарик или ролик,
центр которого расположен ближе всего к положительному на-
правлению радиальной составляющей. Наименее нагруженное
тело расположено ближе других к отрицательному направлению
245
этой нагрузки. Из этого следует, что радиальная нагрузка воспри-
нимается телами качения, а следовательно, и кольцами, неравно-
мерно (рис. Х.6). Влияние осевой нагрузки сказывается в вырав-
нивании парциальных давлений по телам качения и в частном
случае, когда R —» 0, эти давления становятся одинаковыми.
На рис. Х.6 наиболее нагруженным является шарик или ро-
лик; при этом давление на него со стороны наружного и внутрен-
него колец равно Pt.
Силовая задача для подшипника качения сводится к решению
системы уравнений статики. Впервые она была решена для без-
Г
Рис. Х.6. Схема распределения на-
грузки по телам качения в радиаль-
ном подшипнике
зазорного шарикового подшип-
ника Р. Штрибеком при симмет-
ричном расположении шариков
относительно направления ра-
диальной нагрузки (осевая на-
грузка отсутствует), при кото-
ром центр одного из шариков
находится на вертикальной оси.
При этом давление на t-й шарик
P^PHcosaJ*/., (7)
где Рх—давление на наиболее
нагруженный шарик; az — цен-
тральный угол между вертикаль-
ной осью и радиусом, проходя-
щим через центр i-ro шарика.
Давление для рассматри-
ваемого подшипника
Рх = 4,37 -у,
(8)
где Z — число шариков в подшипнике; R — внешняя радиальная
нагрузка.
Строго говоря, давление Рг в пределах--------
(рис. Х.6) не остается постоянным, но изменяется сравнительно
мало, а именно
Р1 = (4,3-4,43) А, (9)
и этим при обычных инженерных расчетах пренебрегают, считая
коэффициент в правой части формулы (8) постоянным и равным 4,37.
Появление радиального зазора существенно влияет на распре-
деление нагрузки R по телам качения. В случае беззазорного под-
шипника нагруженными оказываются все шарики, расположен-
ные ниже горизонтальной оси. Область, в которой давления
* Y — центральный угол между двумя соседними шариками.
246
р о, называется нагруженной зоной. При этом угол нагружен-
ной зоны 2атах = 2ф = л. При радиальном зазоре е > 0 умень-
шается угол нагруженной зоны (2<р < я), и радиальная нагрузка
распределяется на меньшее число тел качения, догружая каждый
из шариков, оказывающихся в пределах нагруженной зоны.
Влияние радиального зазора при инженерных расчетах учиты-
вается увеличением числового коэффициента в формуле (8). Обычно
принимают
Рх = б4- (Ю)
При более точных расчетах можно пользоваться формулой
Р.-4,37 (1+40^)4, (И>
где dM — диаметр шарика; е — радиальный зазор.
Для радиально-упорных шарикоподшипников эта задача су-
щественно усложняется. М. П. Белянчиковым [8] давление на i-й
шарик определяется как
Л = Р1 { 1 - cos у IS —C0SY + С1 — £) cos /у]} Л , (12)
где | — отношение сближений 6ф и Si* наименее и наиболее
нагруженных шариков (£ = 6ф/6х).
Величина этого отношения зависит от параметра
K6=4ctgPe, (13)
где комплектовочный угол контакта = arccos (1 —
0,5е \
г —d ) скорости вращения подшипника, не превы-
шающей каталожной. При высоких скоростях вращения углы
контакта шарика с наружным и внутренним кольцами перерас-
пределяются так, как это показано на рис. Х.7, и задача опреде-
ления давлений Pt еще более усложняется. Величины гн и гв9
являющиеся радиусами желобов, показаны на рис. Х.7.
Давление Рг для радиально-упорного подшипника из [8]
P1 = Z Sin Ре + ? Zcos Ре = Z COS Ре ’
где величины q и К.\ так же, как и £, зависят от параметра /Cj
и могут определяться по графикам, приведенным на рис. Х.8.
Угол 2<р нагруженной зоны для радиально-упорного подшип-
ника при 1,67 равен 2л.
* Понятие сближения дано в п. 1 данной главы.
247
Пользуясь формулами (7) и (12) соответственно для радиаль-
ного и радиально-упорного подшипников, можно вычислить
максимальные контактные напряжения aoi, возникающие на пло-
щадках контакта шариков с любым из колец подшипника
Ер7,
а01 = 0,408- (15)
где о величинах 2 р и p,v сказано в п. 2 данной главы.
Чаще всего долговечность подшипника качения оценивается
по внутреннему кольцу, являющемуся (при неподвижном наруж-
Рис. Х.7. Осевое сечение радиально-
упорного шарикоподшипника
Рис. Х.8. Зависимость вели-
чин и q от параметра
6 л
* /у
ном) наименее прочным элементом. Прочность сепаратора обычно
не рассматривается, так как картина его нагружения выходит
за рамки контактной задачи.
Весьма сложной является задача отыскания величины давле-
ний Pi для роликовых подшипников, хотя принцип решения ее
остается тем же, что и для шарикоподшипника. Поэтому ограни-
чимся простым указанием рабочей формулы для подсчета давле-
ния Р± на наиболее нагруженный ролик цилиндрического под-
шипника
Pi = 4 -j- (при е = 0);
Рх = 4,6-§- (при е>0).
А
(16)
248
Рабочих формул для определения давления в коническом
роликоподшипнике при комбинированной нагрузке, дающих удов-
летворительную точность, пока не имеется.
В связи с тем, что во вращающемся подшипнике любая произ-
вольная точка внутреннего кольца испытывает при контакте с раз-
личными шариками неодинаковые напряжения о0/, зависящие от
положения шарика (см. рис. Х.6), встает вопрос о принципе сумми-
рования этих напряжений и выборе так называемого эквивалент-
ного напряжения аэкв, которое по своему воздействию являлось бы
адэкватным воздействию фактических напряжений о0/. В совре-
менной теории расчета подшипников качения вопрос о принципе
суммирования напряжений или нагрузок не может считаться окон-
чательно решенным.
В следующем параграфе рассматриваются наиболее часто при-
меняемые способы суммирования.
4. ЭКВИВАЛЕНТНОЕ НАПРЯЖЕНИЕ
И ПРИВЕДЕННАЯ НАГРУЗКА
Под эквивалентным напряжением оэкв понимается некоторое
условное напряжение, при замене которым действительных напря-
жений в работающем подшипнике расчетная долговечность послед-
него остается неизменной. Принцип расчета эквивалентного на-
пряжения в основном состоит в следующем.
Если проследить все возможные случаи-контакта произвольной
точки зоны качения наименее прочной детали подшипника с дру-
гими его деталями, то каждому текущему значению центрального
угла а * будет соответствовать определенное напряженное состоя-
ние в контакте шарика с кольцами.
В связи с тем, что любое произвольное положение при доста-
точно большом числе циклов нагружений может считаться равно-
вероятным, общая картина напряженного состояния произволь-
ной точки наименее прочной детали в пределах нагруженной зоны
2атах = 2ср выглядит соответственно при полной и частичной за-
грузке шариков так, как это показано на рис. Х.9. Графики, изо-
браженные здесь, назовем условно статистическим напряжен-
ным состоянием.
Эквивалентное напряжение может быть представлено как
(ф ч 1/S
J ]
JL-ar-J ’ (17)
где аа — текущее значение напряжения, показанное на
рис. Х.9; ф — половина угла нагруженной зоны в подшипнике;
* Угол между направлением радиальной нагрузки (ось ординат) и радиусом-
вектором, проходящим через центры тяжести одного из колец и одного из шариков.
249
S — койстанта, определяемая экспериментально, о чем будет
сказано ниже.
Точное решение интеграла невозможно в связи с большой
сложностью функции оа = f (а, Z, /?, 4, . . .). Поэтому обычно
прибегают к суммированию
вэкв --.
N
S А(Р (az)S
/=1
1/S
Д<р#
(18)
где Af — число участков Д<р, на которое разбита нагруженная
зона ф (рис. Х.9 — левая сторона).
Рис. Х.9. Статистическое напряженное состояние на внутреннем кольце под-
шипника при полной (а) и частичной (б) загрузке тел качения
Далее задача сводится к отысканию аналитического выраже-
ния для напряжения оа или <т4 и эмпирическому определению по-
казателя степени S.
В табл. Х.6 приведены формулы для вычисления напряжений аа
и некоторых вспомогательных величин. Обычно вычислению оа
предшествует определение напряжения а0 в наиболее нагружен-
ном шарике, а напряжения на прочих шариках выражают через
него с учетом конструкции подшипника и соотношения радиаль-
ной R и осевой А составляющих комбинированной нагрузки Q.
Подобным образом построена и табл. Х.6. В формулах (табл. Х.6)
все линейные величины выражаются в см, а силовые — в кГ.
Вычисление напряжений для роликовых подшипников яв-
ляется значительно более сложным и здесь не рассматривается.
Суммирование напряжения оа — весьма трудоемкая операция,
поэтому здесь дается только ее окончательный результат
= ^01» ( 19)
где для радиального подшипника Ко = 0,83 н- 0,85, а для ра-
диально-упорного (в зависимости от отношения — Ко =
= 0,87 -5-0,96 18]?
250
<£>
><
5
з
5
я
s
3
ж
to
о
*
S'
0)
£
з
3
e
Вспомогательные величины dj = 0,372.10-‘ (-£-), Sp^i73; Р,-4,37 «-(| +40 Л-). J] рв— по табл. X. 5 для вну- треннего кольца; и (Hv)«—по табл. Х.З, Х.4 и Х.5 для внутреннего кольца рб—угол контакта; Xg = -^-ctg0e + ?; q и £ — по рис. X. 8; 360° V= Z J 2 Р«г и (|Av)e по табл. X. 4 и Х.5
Напряжение на шарике, располо- женном под углом а к направлению радиальной нагрузки оа, кГ/см1 Г е 1 1/2 Ой l^cos а — -gg- (1 — cos а) j (осевая нагрузка А = 0) а°1{1- cosYI? C0S? + Й/2 + (1 - g)cosa]J ‘ (А > 0 и R > 0) (Л С О о II о II о
Напряжение на наиболее нагруженном шарике о01, кГ/см* У р2/3 0,408-10* t4 * X (осевая нагрузка А = 0) OCX N о Л * ОС СО S °- 1 о И- Л 2 S оо § о 0,408-10* Лй (|iv), Z sin р, (Я = 0)
Тип подшипника Радиальный шарикопод- шипник Радиально- упорный шарикопод- шипник
251
В том случае, когда не требуется определения напряжений
при расчете долговечности подшипников качения, прибегают к
замене действующих нагрузок так называемой условной радиаль-
ной нагрузкой. В основе этой операции в скрытом виде заложена
та же идея, которая излагалась выше. Приведенная радиальная
нагрузка эквивалентна по своему воздействию на долговечность
подшипника и адэкватна воздействию фактических нагрузок и
некоторых других внешних факторов (таких, как рабочая темпе-
ратура подшипника, динамические перегрузки и т. п.).
В общем виде эта нагрузка
Qnp = (RKK + mA}KBKT, (20)
где Кк и Кт — коэффициенты, учи-
тывающие, какое из колец под-
шипника вращается (при пн
Рис. Х.10. Зависимость от пара-
метра Kj коэффициентов Хи У для
вычисления приведенной нагрузки
= 0 К^= 1, при пн~> 0 и пв >0 —
—О, и конструкцию подшип-
ника; tn — коэффициент приведе-
ния осевой нагрузки к радиаль-
ной; КБ и Кт—поправочные коэф-
фициенты, учитывающие динами-
ческие перегрузки и рабочую
температуру подшипника *.
По методике международного комитета по подшипникам
ISO ТК4, которая достаточно хорошо совпадает с методикой,
предлагаемой М. П. Белянчиковым 18],
Qnp = XR + YA, (21)
где коэффициенты приведения X и Y выбираются в зависимости
А
от параметра ctg 0, по графикам на рис. Х.10.
В отдельных случаях, когда нагрузки в процессе работы под-
шипника изменяются по величине
(.V \ 1/х
> (22)
<=1 /
где т)< — относительная продолжительность работы подшипника
на i-м режиме (tj* = ^//io6u4); 9, — относительная скорость вра-
щения подшипника на i-м режиме (f)t = niln3, п3 — число оборо-
тов при превалирующем значении Л{); Qnpi—приведенная радиаль-
ная нагрузка на i-м режиме, определяемая для каждого из режимов
по формулам (20) или (21); X — константа, принимаемая в оте-
чественной практике -у-, а по методике ISO ТК4, равной 3; N —
общее количество режимов работы подшипника.
* О выборе значений коэффициентов Кц, т, Кб и Кт см., напримгр , [81.
252
5. ЧИСЛО ЦИКЛОВ НАГРУЖЕНИЙ В ПОДШИПНИКЕ КАЧЕНИЯ
Под циклом нагружений в подшипнике качения понимается
некоторое число его оборотов, по истечении которого картина
напряжений в подшипнике повторяется.
Периодичность этого цикла зависит от конструктивных особен-
ностей подшипника и оттого, какое из колец вращается, и напра-
вления этого вращения.
Рассмотрим кинематическую схему подшипника качения,
который является планетарным механизмом
Буквенные обозначения на
нем аналогичны рис. Х.7.
Для совместного вращения
обоих колец планы скоро-
стей точек наружного и
внутреннего колец пока-
заны на рис. Х.11, где
направления скоростей
вращения обоих колец
соответственно совпадают
(рис. Х.11).
Рис. Х.11. Кинематическая схема шарико-
подшипника и планы скоростей элементов
подшипника
в реальном подшипнике проскальзы-
и противоположны. В част-
ном случае при пв=0 или
пн = 0 имеем ve = 0 или
= 0.
Пренебрегая возможным
ванием тел качения, получим непосредственно из планов скоро-
стей и кинематической схемы (рис. Х.11):
. 0)«
К = у -=——;
(Ов — (Ос
1 __ ж, “>н
— Y — —
(Он —(Ос
(23)
где Ав и А„ — угловые пути точек внутреннего и наружного ко-
лец, проходимые ими от встречи с одним шариком до другого;
<ов, <оя и сос — векторные значения угловых скоростей внутрен-
него и наружного колец и центров шариков; у — центральный
угол между соседними шариками.
Угловая скорость сепаратора зависит от скоростей обоих колец
и равна
«с = *
(24)
В общем случае углы А„ и Ав не нацело укладываются в 2л.
Пусть частное от деления угла 2л на Ав, округленное до первого
* См. рис. Х.7 и Х.11.
253
большего целого числа, равно Кв. Тогда полный цикл нагружений
составит количество оборотов внутреннего кольца
= ’ <25>
2л
Строго говоря, и это число чаще всего оказывается не целым;
тогда подшипник либо вообще оказывается апериодической си-
стемой, либо полный’ цикл нагружения включает в себя весьма
значительное количество оборотов.
Без большой погрешности для инженерного расчета за цикл
нагружений принимают один полный оборот внутреннего или
наружного кольца. Иногда расчетное число циклов нагружений
за один оборот получается для каждого из колец.
(26)
“в (н)
где для внутреннего и наружного колец
VV7 ___ 1
1 «о D ’ }
2(Oe (h)uQ
Для большинства подшипников стандартной конструкции
можно принять общее число циклов нагружений N4 за все время
работы подшипника h при неподвижном наружном кольце и вра-
щающемся с числом оборотов пв внутреннем кольце
N^WnJiZ*, (28)
где величины п, и h берутся соответственно в об/мин и ч, а
= 17 = Z<P -2^г • (29)
Кинематический коэффициент W, = 0,75 ч- 0,85 для инженер-
ного расчета может быть принят в среднем Wt 0,8.
Величина <р половины угла нагруженной зоны для радиального
шарикового подшипника
<р = arccos 2^7. (30)
Определение угла ф для радиально-упорного шарикового под-
шипника, не говоря уже о роликовом, представляет серьезную
математическую трудность. Здесь можно лишь указать, что при
Л
/G =-5-ctgB> 1,67 угол ф = л для радиально-упорного
• А
шарикоподшипника.
254
6. ФОРМУЛА РАСЧЕТНОЙ ДОЛГОВЕЧНОСТИ
Понятие расчетной долговечности было дано в п. 1 данной
главы. Там же приведена основная формула, связывающая между
собою напряжения о с числом циклов нагружений возникаю-
щим в течение срока службы подшипника: ^Ny4 = const. Суще-
ствует два подхода к определению расчетной долговечности
подшипника. Первый из них, принятый с небольшим различием
один от другого в отечественной и зарубежной практике, связы-
вает между собою условную радиальную нагрузку Qnp, способ
вычисления которой дан в п. 4 [формулы (20), (21) и (22)1; число
оборотов и долговечность подшипника:
С = Qnp(nh)°'3 (по рекомендации ГОСТ 520—55); (31)
= Q„p (пЛ)1/3 (по рекомендации IS0TK4), (32)
где С и CL — константы для каждого из типоразмеров под-
шипников, называемые коэффициентами работоспособности (по
ГОСТу 520—55) и динамической грузоподъемности (по IS0TK4).
Величины констант С и Сг зависят от конструкции подшип-
ника и усталостной выносливости материала, из которых выпол-
нены детали (кольца и тела качения) и определяются соответ-
ственно для шариковых и роликовых подшипников по формулам:
С = Кш?'7^ cos 0/, С = K^'7d^pcos ₽г, (32)
где ф = t + о 024--поправочный коэффициент на диаметр ша-
рика dM, мм; dp и 1Р — диаметр и рабочая длина (до фасок) ро-
лика, мм; Z — число тел качения.
Коэффициенты динамической стойкости Кш и Кр выбираются
по данным [81, в зависимости от типа подшипника. Для различ-
ных типов они колеблются в пределах от 60 до 135.
По рекомендации ISOTK4 соответственно формулам (32) для
шариковых и роликовых подшипников
Cj^^G’cospe)0'7/273^8 (для 4 <25,4 мм); 1
C, = f,(iIpeosM’'’Zs'4w'. I <33)
где i — число рядов тел качения в подшипнике; и fp — коэффи-
циенты динамической стойкости, вычисленные эмпирически.
Расчет их производился методами математической статистики,
как и коэффициентов и причем их значения установлены
таким образом, что расчетная долговечность
красч = 4 (-^-)10/3 (по Г0СТ 520-55); (34)
Лрос, = -у (-^)3 (по ТК4) (35)
гарантирует 90-процентную надежность применяемой или испыты-
ваемой партии подшипников.
265
Па своей физической сути обе рассмотренные методики мало
отличаются друг от друга. Некоторым преимуществом в матема-
тическом отношении обладает методика ISOTK4, однако приме-
нение ее к отечественным подшипникам затруднено тем, что все
отечественные каталоги составлены, базируясь на формулы (31),
(32) и (34).
При более точных расчетах можно рекомендовать методику,
отличающуюся от только что рассмотренных. Принципиальное
отличие излагаемой ниже методики состоит в том, что в ней рас-
четная долговечность является функцией напряжения, а не на-
грузки, что более точно и непосредственно отражает физическую
картину долговечности подшипника.
Воспользовавшись основной зависимостью e*Ny = const и
о 1 ,
полагая х = 3, у = иа = о9кв, а также применяя формулы
для величин о9кв и Ny из предыдущих параграфов данной главы,
получаем для случая вращающегося внутреннего и неподвижного
наружного колец
= 60лв№Я« ’
где Со — константа, определяемая экспериментально; R — ра-
диальная составляющая комбинированной нагрузки. Коэффи-
^4
циент /С, зависящий от конструкции подшипника и отношения
А
осевой и радиальной составляющих комбинированной нагрузки,
определяется по формулам, приведенным в табл. Х.7.
Для радиально-упорного подшипника, работающего при
R = 0 и А >0,
C<j
= 60пв№Д3 ’ (37)
где — см. в табл. Х.7.
При монотонно изменяющихся по линейному закону нагруз-
ках А и R (начиная от А = R = 0), что имеет место, например,
при ускоренных испытаниях подшипников
Красч “ 2,47Луза/?к j ’ (38)
где ад — скорость нарастания радиальной нагрузки, кПч.
Кроме указанных выше преимуществ, данная методика позво-
ляет, по-видимому, при достаточно большом эксперименте вы-
числить методами математической статистики более универсаль-
ное значение константы Са практически для всех типоразмеров
подшипников, в то время, как коэффициенты С и являются
индивидуальными для каждого типоразмера.
256
св
=3
X
₽:
о
св
Формулы для определения коэффициентов
О О
II Л
*
о о
II Л
17 Н. А. Спицын и др
257
Об экспериментальной проверке этой гипотезы сказано в
гл. XVII. Здесь укажем только, что из эксперимента следует, что
при гарантировании 90-процентной надежности подшипников ве-
личина Со лежит примерно в пределах (3 ч- 6) 1016.
7. ВЫБОР КОЭФФИЦИЕНТА РАБОТОСПОСОБНОСТИ Со
С УЧЕТОМ ТРЕБУЕМОЙ НАДЕЖНОСТИ
ПОДШИПНИКА
В том случае, когда требуется гарантировать определенную
надежность рассчитываемого подшипника, выбор коэффициента
работоспособности Со становится особенно ответственным. Обычно
такому расчету должно предшествовать испытание на долговеч-
ность достаточно большой партии подшипников с целью установле-
ния закона распределения отказов таких подшипников, если ранее
Рис.
чины
няя доверительные границы; б —
аппроксимация распределения;
С^а> — начальный сдвиг
Со
Х.12. Распределение вели-
Са: айв — верхняя и ниж-
такого испытания не производи-
лось. При определении величины
коэффициента Со последнюю мож-
но рассматривать как некую ста-
тистическую величину, зависящую
от случайной величины долго-
вечности f-го подшипника, входя-
щего в партию из N испытуемых
подшипников.
Если рассчитать фактические
значения величины Са по резуль-
татам испытаний достаточно боль-
шой партии подшипников, исходя
из формулы (36), и построить кри-
вую распределения полученной
таким образом случайной величи-
ны Соь то линия, изображенная на рис. Х.12, может быть аппрок-
симирована с достаточной точностью известным трехпараметри-
ческим экспоненциальным законом В. Вейбулла [16]
1 (при С(ар) <С(аа>);
Р =
-с™ V
е ' с°> ' (при Са’)>Сс’)),
(39)
где С(ар) — величина коэффициента Са, при подстановке которой
в формулу (36) подшипники испытанной партии будут обладать
с надежностью р расчетной долговечности hp^; k — показатель
степени (постоянная величина для данного распределения); е —
основание натурального логарифма.
258
Величины Саа) (начальный сдвиг) и С„в) (растянутость распре-
деления) могут быть вычислены по формулам [291:
л/ <40)
С °' = (Ca-Cat),
где N — число объектов испытаний; С01 — значение Со, полученное
из формулы (36) с учетом долговечности подшипника с минималь-
Число испытуемых подшипников,шт
Число испытуемых подшипников,шт
Рис. Х.13- Зависимость коэффициентов Kt и Kt (а), К3 и Kt (б) от числа объек-
тов испытаний и доверительной вероятности
ной долговечностью; Са — среднеарифметическое значение коэф-
фициента Са.
Из формул (39) и (40) следует, что величина Сар), гарантирую-
щая требуемую надежность р партии подшипников, равна
С<я=г.^[1+„^(1П±Г]1. (41)
где Кс *= С01/С0.
* Аналогичным образом можно устанавливать по результатам испытаний
величину коэффициента С(р) .
17* 259
Доверительные границы С£ и Ci‘, исходя из работы [29],
могут вычисляться в зависимости от числа объектов испытаний и
требуемой доверительной вероятности по формулам:
С}? + Ci‘% < Cia) < Cia) + Ci‘%;
Л Л Л • (42)
Ci” 4- Ci”Ks< Ci” < Ci” + Ci%,
а коэффициенты Ki, К %, Kt я — по графикам, показанным на
рис. Х.13.
В подшипниковой промышленности при испытаниях подшип-
ников на долговечность доверительная вероятность принимается
равной 90%.
Таким образом, формуле (36) расчетной долговечности может
быть придан вид
Гс(р)]з
Ь(Р) _ LCO J /дох
расч ~ 60neK*R3 ’
который учитывает требуемую надежность применяемых подшип-
ников.
Глава XI
ВЫСОКОСКОРОСТНЫЕ ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
1. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
Достижение предельно высоких скоростей вращения валов
представляют весьма значительный интерес для целого ряда отра-
слей современной техники (авиации, приборостроения, электро-
машиностроения и станкостроения), а также для исследователь-
ских работ в области физики, химии, биологии и медицины.
Высокоскоростные машины и приборы обладают при равной
мощности значительно меньшими весом и габаритными размерами,
позволяя выполнять производственные процессы, нередко неосу-
ществимые при использовании более тихоходных устройств,
как-то: скоростное шлифование и полирование, фотографирова-
ние быстропротекающих процессов, скоростное центрифугирова-
ние и др.
Основным фактором, сдерживающим рост угловых скоростей
валов, является ограниченная работоспособность и долговечность
высокоскоростных опор всех типов.
В настоящее время применяются следующие типы высокоско-
ростных подшипников: а) подшипники скольжения с принуди-
тельной жидкой смазкой, иногда сегментные, снабженные в слу-
чае значительного тепловыделения водяным охлаждением (гидро-
260
статические и гидродинамические); б) подшипники скольжения
с газовой, чаще воздушной смазкой, с непрерывным поддувом или
без поддува (аэростатические или аэродинамические); в) подшип-
ники качения прецизионного и сверхпрецизионного изготовления,
шариковые и роликовые, нередко со смазкой масляным туманом
и водяным охлаждением.
Последний вид опор характеризуется наибольшей надежностью
до 120 000 об(мин при валах малых диаметров (5—10 мм) в месте
посадки подшипника и до 20 000 об!мин при средних диаметрах
валов (50—100 мм). Наибольшие числа оборотов, достигнутые на
шарикоподшипниках, при коротких ресурсах превышают 250 000
в минуту; рекордно достигнуто на шарикоподшипниках с диа-
метром отверстия 3 мм — 560 000 об!мин. Такие же скорости
могут быть получены и при использовании подшипников скольже-
ния с масляной и воздушной смазкой, однако эксплуатационная
надежность их ниже, а момент трения нередко значительно больше,
чем у подшипников качения *.
Предельная быстроходность высокоскоростных машин и при-
боров лимитируется следующими факторами:
1. Значительные дисбалансные нагрузки, действующие на
валы и опоры, которые растут пропорционально квадратам чисел
оборотов и линейно зависят от величины смещения центра тяжести
вращающейся системы,
. G л2я2 г
ч — кГ’
где Гц — центробежная сила, приложенная радиально к быстро-
вращающемуся ротору, вес которого вместе с валом G, кГ\ g —
ускорение силы тяжести, м!секг\ п — число оборотов ротора в
минуту; е — эксцентриситет, т. е. фактическое смещение центра
тяжести ротора за счет действия внешних сил или монтажно-
технологических погрешностей, м.
2. Нежелательность для некоторых видов машин (например,
для шпинделей станков) перехода критических скоростей, при
которых собственная частота поперечных колебаний или частота
крутильных колебаний совпадает с частотой воздействия внешней
возбуждающей силы или приложенного момента.
3. Недостаточная точность монтажа опор, вызывающая опас-
ность аварийного разрушения рабочих деталей.
4. Рост сопротивления воздушной или иной среды, в которой
вращается ротор, вызывающий повышенный расход мощности
и соответствующее тепловыделение в рабочих элементах и прежде
всего в опорах.
* К сожалению, литературные источники далеко не всегда правильно оце-
нивают сравнительную быстроходность и надежность высокоскоростных опор
различных типов: шарико- и роликоподшипников, газо- и гидростатических,
газо- и гидродинамических опор, магнитных подвесов и т. п.
261
у Газотурбинный привод
*Д/л| Механический
50000 150000 250000
5. Необходимость использования искусственного охлаждения
(воздушного, масляного, воздушно-масляного, водяного или
эмульсионного), а в некоторых случаях охлаждения с помощью
специальных газовых сред.
Для крупных подшипников теплоотвод обеспечивается интен-
сивным прокачиванием масла, для узлов шпинделей и электро-
приводов — проточной водой, омывающей охватывающую узел
рубашку.
6. Ограничение быстроходности механической прочностью вра-
щающихся деталей и потерей жесткости валов.
Примерная зависимость мощности
приводов различных типов от числа
их оборотов показана на рис. XI.1.
Конкурентом подшипников каче-
ния при высоких скоростях и малых
мощностях привода являются газо-
вые подшипники, одним из наиболее
распространенных вариантов кото-
рых являются аэростатические под-
шипники с постоянным поддувом воз-
духа. Момент трения у таких под-
шипников значительно меньше, чем
у прецизионных шарикоподшипни-
ков, но при ограниченных скоростях
вращения, исчисляемых десятками
тысяч оборотов в минуту. При пере-
ходе же за 120—150 тыс. об/мин по-
ложение значительно изменяется и
при 200 тыс. об/мин подшипники скольжения с воздушной смаз-
кой уже имеют, по-видимому, «потолок» скорости.
Относительно более крупные высокоскоростные подшипники,
используемые в агрегатах реактивных и поршневых двигателей,
компрессорах, вентиляторах и т. п., выполняются преимуще-
ственно в виде прецизионных четырех-, трех- или двухточечных
радиально-упорных шарикоподшипников легкой и особолегкой
серий, а также в виде роликоподшипников с короткими цилиндри-
ческими роликами и однорядных радиальных шарикоподшипников
(таких же серий). Все они изготовляются, как правило, с массив-
ными бронзовыми сепараторами или с сепараторами из алюминие-
вых сплавов, нередко с антифрикционными покрытиями и имеют
струйную форсуночную смазку минеральными маслами или крем-
ний-органическими жидкостями, с большими прокачками (до
10 л/мин).
Скоростной параметр для этих подшипников
(d\D п\ sg 2 • 10е -н 3 • 10е, мм• об/мин,
\ * / max
ВысокочастотЛ
ный электропривод
Рис. XI.1. Зависимость мощно-
сти скоростных приводов на
подшипниках качения от числа
оборотов
262
где d — диаметр'шейки вала, мм; D — посадочный диаметр на-
ружного кольца, мм; п — число оборотов вала в минуту.
Высокоскоростные подшипники качения находят широкое
применение в высокочастотных электродвигателях, различного
рода насосах и центрифугах, в высокоскоростных шпинделях
металлообрабатывающих станков и инструментах, а также в гиро-
скопических и других приборах.
Явления, связанные с разрушением подшипника качения при
высоких скоростях, прогрессируют примерно в линейной зависи-
мости от угловой скорости и габаритных размеров подшипника.
В связи с этим для оценки предельной быстроходности подшип-
ников качения был предложен параметр
dn = const,
где d — диаметр отверстия подшипника, мм; п — число оборо-
тов в минуту вращающегося (обычно, внутреннего) кольца под-
шипника.
К сожалению, как в СССР, так и за рубежом нет строгой клас-
сификации подшипников качения по скоростным параметрам.
В зависимости от значения этого параметра все виды подшипни-
ков условно можно было бы подразделить на следующие типы
(табл. XI.1).
Таблица XI.1
Примерная классификация подшипников качения по скоростным параметрам
Тип подшипника Скоростной параметр, [dn)
по диаметру отверстия подшипника по среднему диаметру подшипника
min max min max
Нормальные Скоростные Высокоскоростные Сверхскоростные 300 000 600 000 1 000 000 300 000 600 000 1 000 000 2 500 000 (и более) 600 000 1 200 000 2 000 000 600 000 1 200 000 2 000 000 3 000 000 (и более)
Значения dn варьируют в зависимости от типа подшипника,
материала и конструкции сепаратора, а также от физико-хими-
ческих свойств и способа подвода смазки, от класса точности, угла
контакта и серии, т. е. размеров «живого сечения» подшипника.
Доминирует влияние первых трех факторов.
Например, если диаметр отверстия подшипника равен 30 мм,
а число оборотов 10 000 в минуту, то dn = 300 000. Следова-
тельно, данный подшипник может быть отнесен к числу высоко-
скоростных, так же как любой подшипник с тем же диаметром
отверстия, работающий при числе оборотов более 10 000 в минуту.
263
Подшипники с меньшим диаметром отверстия при том же числе
оборотов п = 10 000 должны быть отнесены к нормальным под-
шипникам, работающим в пределах скоростей, предусматриваемых
каталогом.
На практике максимально достигнуто кратковременное значе-
ние параметра (dcpn) = 2 600 000 мм-об/мин для подшипников
малых габаритов размеров ldcpn) = 1 800 000 мм-об!мин, где
.средний диаметр
Рис. XI.2. Значения fdn] для
однорядных радиальных и ра-
диально-упругих шарикопод-
шипников:
/ — [dn] предельно достигнутое;
2 — [dn] ресурсное; 3—[dn] пре-
дельно достигнутое при штампован-
ном сепараторе; 4—[dn] ресурсное
при штампованном сепараторе
d
иср— 2 •
Для совмещенных подшипниковых
опор, в которых отсутствуют внутрен-
ние кольца, или для подшипников
с несимметричным расположением
шарика относительно наружного и
внутреннего диаметров подшипника
(например, с утолщенным наружным
или внутренним кольцом) за d при-
нимают диаметр окружности, на
котором расположены центры шари-
ков.
Независимо от того, на какой из
параметров (dcpn) или (dn) ориентиро-
ваться, необходимо различать крат-
ковременно допустимые значения
(^ср^кратк., при которых обеспечи-
вается срок службы от десятков минут
до нескольких часов, и (dcpn)pecUpcH.,
обеспечивающие возможность экс-
плуатации подшипника в течение со-
тен часов и более (в зависимости от
условий теплоотвода, режима напряжения и смазки). Соотношение
между (dn)KpamK и (dn)^^ показано на рис. XI.2.
Для повышения скоростного и ресурсного «потолка» в эксплуа-
тационных условиях необходимо работать над дальнейшим улучше-
нием конструкций как самих подшипников, так и подшипниковых
узлов, добиваясь необходимой точности вращающихся деталей и их
балансировки, а также усовершенствования смазки подшипников.
Условия работы подшипников многих высокоскоростных машин
таковы, что оптимальные режимы смазки и необходмимые сорта и
вязкость масел или заменяющих их сред не могут быть обеспечены.
В этих случаях соответственно изменяется параметр [dcpn]
(табл. XI.2).
Достижение приемлемых ресурсов при сравнительно высоких
скоростях при полном отсутствии подачи смазки возможно за счет
использования самосмазывающихся сепараторов.
264
Таблица XI.2
Зависимость скоростного параметра от метода и сорта смазки
Режим смазки Метод подвода сорт смаэки Предельно достигнутые значения скоростного параметра [dcpnJ, мм* об/мин
кратковре- менно с обеспече- нием ресурса в сотнях ч
Масляное голо- дание Твердая смазка и пленки на желобах Смазка материалом самого сепаратора (фторопласт-4, АМАН, ТЕСАН и др.) 300 000 350 000 30 000 30 000
Смазка без принудительной циркуляции Консистентные смазки на ли- тиевой основе Барботажная смазка Погружение в агрессивную жидкость 800 000 1 000 000 1 000 000 500 000 600 000
Циркуляцион- ная смазка Смазка масляным туманом .Прокачка масла с водяным охлаждением масла Форсуночная смазка боль- шой интенсивности со свобод- ным сбросом избытка масла .2 000 000 2 000 000 2 700 000 1 200 000 1 800 000 2 200 000
2. КОНСТРУКЦИИ ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ ПОДШИПНИКОВ
Наиболее пригодными для работы при повышенных и высоких
скоростях являются те типы подшипников, которые обладают
меньшими моментами трения, а следовательно, и меньшим относи-
тельным тепловыделением, более высокой точностью, а также проч-
ным, износостойким, но по-возможности, легким массивным сепа-
ратором.
Сюда относятся следующие типы подшипников:
1. Однорядные радиальные шарикоподшипники с массивным
латунным, бронзовым, дюралевым или текстолитовым сепаратором
(рис. XI.3, а); можно также применять графитизированную сталь,
древесные пластики, полиэтилен низкого давления, фторопласт
и др.
2. Сферические двухрядные шарикоподшипники с таким же,
как указано выше, сепаратором; скоростной параметр их несколько
ниже, чем у подшипников, указанных в п. 1.
265
3. Радиально-упорные шарикоподшипники с углами кон-
такта 12, 18 и 26° с массивным текстолитовым сепаратором
(рис. XI.3, б, в, г, д, е).
4. Четырех- и трехточечные радиально-упорные шарикопод-
шипники с беззаклепочным массивным сепаратором из бронзы,
анодированного дюраля или текстолита (рис. XI.3, ж, з).
5. Прецизионные роликоподшипники с короткими цилиндри-
ческими роликами, имеющие массивный сепаратор из бронзы или
дюраля.
Рис. XI.3. Конструкции быстроходных шарикоподшипников
6. Совмещенные опоры и подшипники специальных конструк-
ций (рис. XI.3, и, к).
На нижнем диапазоне скоростей до dn 400 000 мм-об!мин
пригодны также подшипники со штампованным змейковым или
корончатым сепаратором, особенно при коротких ресурсах.
Радиально-упорные шарикоподшипники оснащены, как правило,
текстолитовыми и пластмассовыми, иногда самосмазывающими,
сепараторами (см. рис. XI.3, к); диаметры их лежат в пределах
5—80 мм (по валу). Реже применяются трехточечные одноряд-
ные радиальные, а также двухрядные сферические шарикопод-
шипники (с массивными сепараторами) и многорядные шарико-
подшипники без желобов на кольцах, допускающие регулировку
износа за счет осевого смещения шариков по кольцам. Класс точ-
ности этих подшипников зависит от назначения и скорости враще-
ния и выбирается в пределах между классом В и классом выше С,
т. е. с допусками вдвое и втрое более жесткими, чем это предусма-
тривается классом точности С по ГОСТу. Шарики для таких под-
шипников сортируют иногда с точностью до 0,25 и даже 0,1 мк.
263
Только при этих условиях возможна надежная работа шарикопод-
шипников в диапазоне скоростей 120 000—200 000 об1мин.
На рис. XI.4 показаны некоторые характерные типы высоко-
скоростных шарикоподшипников отечественного и зарубежного
производства. Это радиально-упорные шарикоподшипники с тек-
столитовым сепаратором, центрирующимся по бортам внутренних
или наружных колец. В первом случае момент трогания (стати-
ческий момент трения) несколько снижается, так как плечо силы
Рис. XI.4. Радиально-упорные и магнетные шпиндельные шарикоподшипники
отечественных и зарубежных конструкций: а — шпиндельный шарикоподшипник
обычного вида (серия 36200 и др.); б — шарикоподшипник новой шпиндельной
серии (СССР; ГДР); в — подшипник с утолщенным наружным кольцом (ГДР;
Италия); г — магнетный шарикоподшипник с текстолитовым сепаратором;
д — радиально-упорный шарикоподшипник без внутреннего кольца с желобом,
вышлифованным на валу (СССР, ГДР, ФРГ); е — двухрядный радиально-упор-
ный шпиндельный шарикоподшипник типа «Эксцелло» (США); ж — сдвоенные
радиально-упорные шарикоподшипники по схеме «тандем»; з — четырехточечный
радиально-упорный шарикоподшипник VKF (ФРГ)
трения определяется здесь расстоянием от оси подшипника до
направляющих бортов внутреннего кольца. Во втором случае,
несмотря на большую величину плеча силы трения и соответ-
ственно больший момент трогания, кинематический момент трения
при быстром вращении, как правило, даже меньше, чем в первом
случае. Это достигается за счет лучшего поступления смазки, от-
брасываемой центробежными силами на желоб наружного кольца
и оттуда в «зазор плавания» между сепаратором и его направ-
ляющими бортами. Углы контакта у таких подшипников неве-
лики (10—12°). Для снижения линейной скорости на желобе
внутреннего кольца иногда применяют дорожки качения,
267
непосредственно вышлифованные в материале самого вала, кото-
рый в этом случае закаливается на твердость HRC 62—65.
Сепараторы высокоскоростных подшипников должны обладать
антифрикционными свойствами и достаточной механической проч-
ностью, чтобы противостоять нагрузкам от центробежных сил и
сил надавливания тел качения на их перемычки. Материал сепа-
раторов не должен расслаиваться или наволакиваться на тела
качения и кольца в зонах контакта с ними. В то же время сниже-
ние веса сепаратора за счет использования текстолита (у =
= 1,4 Псм3), полиамидов или анодированного дюраля (у = 2,7—
—2,8 Псм3) позволяет уменьшить напряжения в нем от центро-
бежных сил. Некоторые самосмазывающие свойства пластмасс
также способствуют снижению износа гнезд и тех поверхно-
стей сепаратора, которые прилегают к направляющим бортам
колец.
При высоких скоростях применяются следующие материалы
сепараторов: трубчатый шифоновый или батистовый текстолит;
полиамиды; анодированный дюраль; антифрикционные бронзы
(Бр.АЖМц 10-3-1,5 и Бр.АЖН 10-4-4). При работе в вакууме —
фторопласт-4, фторопласт-4 с глобулярной бронзой, маслянит
вакуумный, ВАМК-1, АМАН-2, ТЕСАН-2, АМАН-24 (жела-
тельно со стальным каркасом), ФН-202, ФН-3, АМИП-15М,
МС-13.
Хорошие результаты в условиях работы без смазки в атмосфере
при повышенных скоростях (до dn^. 300 000 мм-об/мин) полу-
чены при использовании фторопласта-4 с порошком бронзы, мас-
лянита (изготовляемого лабораторией антифрикционных мате-
риалов Новочеркасского политехнического института), а также
материалов АМАН-2, АМАН-24 и ТЕСАН-2, разработанных
ИНЭОС АН СССР, ВАМК-1, серебра и ряда антифрикционных
пленочных покрытий.
Важно отметить, что сепараторы высокоскоростных шарико-
подшипников, несмотря на значительный прогресс в области их
конструирования и изготовления, все еще являются деталями,
лимитирующими ресурсные возможности подшипников, особенно
при переходе за скоростной параметр dcpn = 600 000 мм-об/мин.
Стальные и латунные штампованные сепараторы для вышеуказан-
ного скоростного предела почти не применяются, массивные же
сепараторы из металлов или пластмасс работают как детали,
испытывающие сложную совокупность сил трения скольжения,
а также местные напряжения сжатия и изгиба при общем значи-
тельном напряжении растяжения от центробежных сил.
При работе массивного сепаратора на высоких скоростях на
его поверхностях наблюдаются следующие виды трения: а) трение
в гнездах сепаратора при качении, скольжении и верчении шари-
ков (в условиях возникновения гироскопических моментов);
б) трение направляющих поверхностей сепаратора о борта колец;
268
в) преодоление сопротивления смазки и проходящей через сепа-
ратор газовой или жидкостной среды (аэро- и гидродинамическое
сопротивление вращению).
Таким образом трение в элементах сепаратора представляет
часть общего сопротивления вращению, которую трудно выделить
из него и практически невозможно учесть расчетным путем, тем
более, что оно изменяется во времени в результате подтормажи-
вающего воздействия отдельных шариков, подхватываемых и пере-
мещаемых сепаратором, а также их автоколебаний между противо-
положными стенками гнезд сепаратора. Определенное влияние на
кинематику и динамику сепаратора оказывают также направление
потока циркулирующей в подшипнике смазки и направление вра-
щения шариков, изменяющееся под действием центробежных сил
и гироскопических эффектов. Известно, что гироскопический мо-
мент шарика в подшипнике с углом контакта 0, при диаметре
шарика Лш (мм) и диаметре окружности центров шариков dcp (мм),
и числе оборотов вращающегося внутреннего кольца, равном
п (об/мин), определяется формулой
Мг = 1,15 • 10-1UPn24 sin2 р, Г мм.
Осевая нагрузка А (Г), необходимая для погашения гироско-
пического вращения шарика, определяется выражением
AfdM^ 1,15- 10_,<4pn2<&sin р,
где f = 0,02 4- 0,015 — коэффициент трения скольжения шариков
о желоба, варьирующий в зависимости от скорости вращения и
эффективности смазки.
Если устранение гироскопического верчения при помощи осе-
вой нагрузки или предварительного натяга подшипников, осуще-
ствляемого пружинами, вполне достижимо, то погашение автоко-
лебаний шариков в гнездах сепаратора может быть обеспечено
лишь до некоторой степени за счет: а) повышения точности раз-
мерной сортировки шариков до 0,5 и даже 0,2 мк; б) «развала»
(удлинения) гнезд под шарики в сепараторе на 0,3—1,5 мм в пло-
скости вращения, что удлиняет период каждого автоколебания
и снижает износ гнезд в плоскости вращения.
3. НЕКОТОРЫЕ СИЛОВЫЕ СООТНОШЕНИЯ
В ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ ШАРИКОПОДШИПНИКАХ
Учитывая, что роликоподшипники реже используются при по-
вышенных скоростях (кроме прецизионных роликоподшипников
с короткими цилиндрическими роликами), остановимся только
на конструкциях и расчете высокоскоростных шарикоподшип-
ников.
269
При конструировании подшипниковых узлов с применением
радиально-упорных шарикоподшипников необходимо иметь в виду
наличие осевой составляющей от радиальной нагрузки, действую-
щей на каждый из подшипников. Если рассматривать упрощенно
плоскую схему подшипника, то осевая составляющая от основной
нагрузки или, при отсутствии последней, от центробежной силы
шарика Рц определяется принципиально одинаково: а) от основ-
Рис. XI.5. Кинематические и динамические зависи-
мости для высокоскоростных радиально-упорных ша-
рикоподшипников
ной нагрузки на весь подшипник S — R tg 0; б) от центробежной
силы одного шарика S4 = F4tg 0.
При наличии обеих сил надо определять контактные напряже-
ния от суммы этих сил.
Принимая во внимание пространственное распределение на-
грузок по шарикам, М. П. Белянчиков [8] установил, что
S = 1,214/? tg 0,
где R — радиальная нагрузка на подшипник, кГ.
Учитывая технологическую невозможность точного соблюде-
ния и измерения углов контакта, изменение их под действием
нагрузок и центробежных сил и неравенство их на наружном
270
и внутреннем кольцах, рекомендуется определять осевую состав-
ляющую по формуле
S = 1,3/? tg р.
Для стандартных типов радиально-упорных шарикоподшип-
ников можно пользоваться данными табл. XI.3.
Таблица XI.3
Зависимость нагрузок от угла контакта
Серии подшипников Углы кон- такта 0, град Осевая со- ставляющая S, кГ Рекомендуемая величина осевой нагрузки* А = f (Я)о, кГ
36000 12 0,3/? А > 0,352/?; допустимые пределы (0,35—0,8)/?
46000 26 0,6/? А > 0,807/?; (0,81-5-1,2) /?
66000 1 36 0,9/? А > 1,200/?; свыше 1,2/?
Усилие предварительного натяга, обеспечивающее нагружение
всех шариков радиально-упорного шарикоподшипника, без учета
влияния центробежных сил
1,677? tg Р 1,77? tg р.
Схема сил, действующих в высоко-
скоростном радиально-упорном шарико-
подшипнике, показана на рис. XI.5.
Реакции со стороны колец могут
быть определены по следующим равен-
ствам
Л/ =«
Sin
TV =______d_____I___f
Z sin Рен cos рбЯ
Действие осевой составляющей внеш-
ней нагрузки на подшипник увеличи-
вает угол контакта на наружном кольце
Рис. XI.6. Зависимость цен-
тробежных сил шариков от
чисел оборотов для под-
шипников 36206Е, 36206Б1,
36204Е и 36204Е0.
и содействует уничтожению зазоров
между шариками и кольцами, чем спо-
собствует повышению жесткости под-
шипника. Однако при наличии усилия
предварительного натяга, установлен-
ного согласно вышеуказанной формуле, дополнительного измене-
ния предварительного натяга не требуется. Осевые составляющие
от центробежных сил шариков действуют на вал в сторону,
271
обратную осевому усилию, тогда как на наружное кольцо эти
силы действуют в том же направлении, увеличивая фактическую
величину предварительного натяга.
На рис. XI.6 показана зависимость величины центробежной
силы от числа оборотов для нескольких типов высокоскоростных
радиально-упорных шарикоподшипников.
4. ГИРОСКОПИЧЕСКИЕ ЭФФЕКТЫ В ШАРИКОПОДШИПНИКАХ
ПРИ ВЫСОКИХ СКОРОСТЯХ ВРАЩЕНИЯ
Анализ кинематики шариков в подшипнике показывает, что
гироскопические моменты вызывают появление вредного поворот-
ного ускорения Кориолиса. Последнее обусловливает верчение
шариков и влечет ускоренный износ шариков и желобов колец
с выделением тепла.
Гироскопические моменты не могут возникнуть в радиальном
шарикоподшипнике при действии чисто радиальных нагрузок;
однако в радиально-упорных шарикоподшипниках и в радиальных
подшипниках под комбинированной нагрузкой они существуют, и
нарастают пропорционально sin 0 (0 — угол контакта).
При конструировании сепараторов быстроходных упорных и
радиально-упорных подшипников следует обеспечить их повышен-
ную жесткость и износостойкость против воздействия сил надавли-
вания шариков, которые связаны не только с рабочими нагруз-
ками, но и с инерционными гироскопическими эффектами.
Действие гироскопических эффектов на шарики погашается за
счет моментов трения, обусловленных внешней нагрузкой или
осевым предварительным натягом колец (пружинами или иными
методами). Если невозможно осуществить предварительный натяг,
следует ограничивать осевую игру, т. е. регулировать внутренние
зазоры подшипников.
Величина гироскопического момента Мг (Г-мм), действующая
на шарик радиально-упорного шарикоподшипника (рис. XI.7, а)
определяется по формуле
Мг = 1.15-10-1<4Pn24sln 0.
Величина гироскопического момента М-г (Г-мм), действую-
щая на шарик упорного шарикоподшипника (рис. XI.7, б) опре-
деляется по формуле
Мг= 1,15- 10-10depn2d„,
где dcp — диаметр окружности центров шариков, мм\ п — число
оборотов вращающегося внутреннего кольца в минуту; dM — диа-
метр шарика, мм.
Момент трения Мтр, погашающий гироскопический момент
шарика, определяется по формуле
Л4тр =
272
где Рш — минимальная осевая нагрузка на шарик, необходимая
для устранения гироскопического скольжения, кГ\ f — коэф-
фициент трения скольжения;
Гш Z sin р •
Здесь А — осевая нагрузка.
Чтобы предотвратить гироскопическое скольжение необхо-
димо, чтобы Мтр > Мг.
Откуда получаем для радиально-упорного шарикоподшипника
fPmdu,^ 1,15- 10-10depn24 sin р.
Подставляя сюда значение коэффициента трения, равное 0,02,
а также величину Рш и выражая Мтр в Г-мм, получим
20 -7-4-з-dM 1,15• 10~10depn24 sin 0.
Z sin p — p r
Тогда величина осевой нагрузки А, Г, необходимая для пога-
шения вредного гироскопического верчения в подшипнике, опре-
деляется по формуле
А > 5,75 • 10~12Z4dcp п2 sin р.
Как видно из приведенных формул, центробежные силы и
гироскопические эффекты в высокоскоростных шарикоподшип-
никах растут пропорционально кубу диаметра шариков. Для под-
шипников, установленных без осевого предварительного натяга,
уменьшение этих сил можно достигнуть рациональным уменьше-
нием диаметра шариков и угла контакта.
Для примера определяем гироскопический момент шарика для
следующих двух подшипников.
18 Н. А. Спицын и др. 273
Рис. XI.8. Планы угловых скоростей шарика
и эпюры моментов трения скольжения на
площадках контакта с кольцами:
/—при низкой скорости вращения подшипника;
II -— при высокой скорости
1. Подшипник 126100Б (10x26x8 мм): п = 100 800 об/мин.-,
А — 8 кГ; Z = 8; <1Ш = 4,763 мм; dcp = 18 мм; 0 = 12°.
Гироскопический момент шарика Мг — 1,15- Ю-10^ dcpr^ sin0 =
= 1,15 • 10’10 • 4,7634 • 18 • 100 8002-0,20 791 =2249 Г-л<л<=0,22 кГ -см.
Осевая нагрузка, погашающая гироскопическое верчение ша-
риков, А > 5,75• lO~\Zd3Mdcpn2 sin2(0 = 5,75• 10-15• 8• 4,7633 X
X 18-100 8002-0,20 7912=
= 0,04 кГ.
2. Подшипник Cl 26202Б
(15x35x11 мм): n —
= 60 000 об/мин; А = 45 кГ;
Z = 9; dM — 5,953 мм;
dcp=25 мм; 0 = 20°. Гиро-
скопический момент шари-
ка Мг=1,15-10’ 10-5,9534х
X 25- 60 0002-0,34 202 =
= 4445 Г-мм=0,44 кГ-см.
Осевая нагрузка, пога-
шающая гироскопическое
верчение шариков, А
=г5,75-10‘18-9-5,9533-25х
х 60 0002-0,34 2022 =
= 0,11 кГ.
В табл. XI.4 приведены
уточненные расчетные фор-
мулы сил взаимодействия
тел качения с кольцами.
Как показали исследо-
вания инж. В. А. Кальва-
на, при небольшой скоро-
сти перемещения шарика
по поверхности желоба на
площадке контакта возни-
кают тангенциальные на-
трения упругого скольже-
ния. В случае «чистого» качения (без проскальзывания или верче-
ния шарика) эпюра элементарных моментов трения симметрична
относительно контура площадки контакта, причем направление
средних и боковых участков эпюры имеют противоположные знаки
2 А1=0, как это показано на рис. XI.8, а, например, для внутрен-
него кольца. При этом вектор угловой скорости вращения о>отвн
шарика перпендикулярен к общей нормали шарика и внутреннего
кольца в точке А контакта. В связи с этим качение шарика по
желобу наружного кольца будет сопровождаться одновременным
верчением шарика (a>eepLnH, где <о — скорость верчения шарика
вокруг общей нормали пн в точке 1). Эпюра элементарных момен-
пряжения, уравновешиваемые силами
274
Таблица XI.4
Уточненные расчетные формулы
Изменение углов контакта шари-
ков под действием центробежных
сил
Суммирование нагрузок в зоне
контакта шарика с наружным коль-
цом
ша-
рик
Центробежная
сила, действующая
на
Fl(- 2,92.10-9Л'?у</сХ</,3Л -
CM
dui о
~d~ C0SP
«ср
~~2
dcp — dp
ролик
Fi< = 3A.lO-^ld2plpdcpn2BK^^-
кг см cm cm
Гироскопический мо-
мент
, - d2 — d cos2 p
Л1г=4,6. KH’/C^n2^ sin PXK2 - --------
г—мм
2dcpdm
Осевая составляющая
от центробежных сил
S4 = FqZtgp
кг
Осевая нагрузка для
погашения, Мг
А = 2,3- КГ11 K1K2n2eZd*tu sin р
кг
Предварительный на-
тяг
1 >7/? tg Р Ann <1 Z (Р0 sin р + Гц tg Р)
кг
тов на площадке контакта В перераспределяется и становится
несимметричной (£ М =Ь 0), как это видно из рис. XI.8, б.
В высокоскоростных подшипниках качения эти эффекты про-
являются с большей силой, чем сопутствует также перераспреде-
ление углов контакта за счет центробежных сил, причем для рас-
смотренного выше случая будут происходить следующие явле-
ния. Симметричная эпюра Мтр на внутреннем кольце (точка Л)
18* 275
будет искажаться, а на наружном (точка В), наоборот, — вырав-
ниваться. При определенном соотношении центробежной нагрузки
на шарик и осевого натяга А, а именно при
ф>0,2
эпюры Мтр в точках А и В становятся обратными тем, кото-
рые соответствовали малой скорости вращения подшипника
(рис. XI.8, а и б), а верчение появится на внутреннем кольце.
При достаточно большой скорости вращения, когда, однако,
<0,2, кинематика шарика становится неустойчивой, а
мгновенные оси вращения шарика от ®omeH до (оотвя. Момент
трения верчения может быть определен по формуле
Mee„ = ^PaEf,
vjifi Р — давление на шарик; а — большая полуось площадки
контакта; Е = pv2 — эллиптический интеграл (величины р и
v — см. гл. X); f — коэффициент трения скольжения на площадке
контакта. «Чистое» качение на внутреннем кольце обеспечивается
при
мн ,
Мв
а на наружном — при
мн .
мв *’
где Мн и Мв — трение верчения соответственно на площадках
контакта шарика с наружным и внутренним кольцами.
б. МЕТОДЫ ОЦЕНКИ ПРЕДЕЛЬНОЙ БЫСТРОХОДНОСТИ
ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Определение предельных чисел оборотов для подшипников
нескоростных типов можно выполнить по тепловому режиму
в условиях суточной эксплуатации согласно методике ВНИППа.
Сущность методики заключается в следующем. Отбирают 10 под-
шипников одной технологической партии данного типоразмера.
Подшипники устанавливаются на стенде, допускающем форсиро-
вание по числам оборотов в пределах от 0,75ппр (предельного ка-
таложного для испытуемых подшипников) до 2ппр и, если воз-
можно, более этой величины. Смонтированные на стенде два или
четыре подшипника (в зависимости от его конструкции) первона-
чально работают 24 ч при числе оборотов 0,75ппр. Далее их пере-
водят последовательно на режим ппр, затем l,25nrtp и далее 1,5ппр,
276
1,75п„р 2плр и, если удастся, то на более высокую скорость. На
каждом из этих режимов подшипник должен работать по 24 ч.
При испытаниях подшипников качения на предельную быстро-
ходность по методике ВНИИППа практикуется скачкообразное по-
вышение чисел оборотов при постоянной нагрузке, установленной
исходя из расчетной долговечности h — от 150 до 400 ч с учетом
интенсивности тепловыделения данного типа подшипника. Для
шарикоподшипников можно принимать h до 150 ч, а для кони-
ческих роликоподшипников — порядка 400 ч при максимальном
ожидаемом пределе числа оборотов. При каждом режиме ежечасно
записывают рабочую температуру подшипников, причем с пере-
ходом на более высокую скорость вращения она неуклонно повы-
шается. Тот из режимов, при котором прирост температуры Af
превысит 50° С, соответствует реальному предельному числу
оборотов для испытуемого типоразмера подшипника.
Окончательное заключение о величине ппр производится на
основе сопоставления результатов испытаний десяти подшипников
данной партии. Так, из сопоставления результатов испытаний
двух партий подшипников № 307 класса Н, выполненных ВНИППа
установлено, что ппр для этого типоразмера подшипника равно
14 000 об/мин, что несколько выше ппр каталожного
(10 000 об/мин). Если при испытаниях на одном из скоростных
режимов выйдут из строя по сепаратору два и более подшипника,
то предельное число оборотов должно назначаться ниже того пре-
дела, при котором имели место случаи повреждения сепараторов.
Практика испытаний особо быстроходных подшипников пока-
зала, что целесообразно различать значения ппр кратковремен-
ного, соответствующего ресурсу, исчисляемому в минутах (до
нескольких часов) и ппр ресурсного, соответствующего обычным
значениям ппр каталожного, когда сроки службы получаются
порядка нескольких сотен часов. Соотношение между ними, т. е.
ппред кратковр. Л
------------2, но это соотношение варьируется в зависи-
П-пред. ресирсн.
мости от материала сепаратора, системы смазки и конструкции
подшипника.
Независимр оттого, на какой из параметров [dcpn[ или [dn]
ориентироваться, необходимо различать кратковременно допусти-
мые значения [dcpn]KpamK, при которых обеспечивается срок
службы от десятков минут до нескольких часов, и [dCpn]pecvpcH,
обеспечивающие возможность эксплуатации подшипника в тече-
ние сотен часов и более (в зависимости от условий теплоотвода,
режима нагружения и смазки). Соотношение между [dn]Kpanuc и
Idn [ресурсы устанавливается экспериментально.
Примерные значения параметра ldcpn [ресурс» = const для под-
шипников качения различных типов с определенной конструк-
цией и материалом сепаратора (на основе опытов ВНИИППа)
приведены в табл. XI.5.
277
Таблица XI.5
Значения скоростного параметра подшипников качения,
выпускаемых в СССР
Наименование подшипника Материал и конструкция сепаратора Значение скоростного параметра [dn], ММ-Об/МИН
Шарикоподшипники Радиальный однорядный То же » Радиальный двухрядный Радиальный и радиаль- но-упорный однорядные Радиально-упорный од- норядный Радиально-упорный двухрядный Магнетный с внутрен- ним диаметром 10—12 мм шпиндельный Магнетный Радиально-упорный че- тырехточечный Упорный одинарный Упорный Упорный двойной Упорный одинарный Упорный двойной Стальной штампованный Штампованный с загиба- ющимися усиками или лепестками Бессепараторный Стальной штампованный Бронзовый, латунный, дюралевый (массивные) Стальной штампованный То же Текстолитовый, поли- амидный, из прессованной древесины Стальной штампованный Алюминиевый, бронзо- вый (массивный) Стальной штампованный Без сепаратора Стальной штампованный Бронзовый массивный То же 500 000 400 000 350 000 450 000 900 000 500 000 300 000 1 000 000 350 000 1 800 000 150 000 50 000 120 000 200 000 160 000
Роликоподшипники Радиальный однорядный, с короткими цилиндриче- скими роликами Однорядный, с коротки- ми цилиндрическими роли- ками Однорядный с короткими цилиндрическими ролика- ми Двухрядный, с коротки- ми цилиндрическими роли- ками Стальной штампованный Бессепараторный (с пол- ным заполнением ролика- ми) Бронзовый массивный Бессепараторный 400 000 160 000 1 800 000 120 000
278
Продолжение табл. XI.5
н аименование подшипника Материал и конструкция сепаратора Значение скоростного параметра мм-об/мин
Двухрядный, с коротки- ми цилиндрическими роли- ками Два бронзовых массив- ных сепаратора 380 000
Радиальный двухрядный, с короткими цилиндриче- скими роликами Стальной штампованный 300 000
Конический однорядный Стальной чашечный 300 000
Конический двух- и четы- рехрядный То же 200 000
X Сферический двухрядный Латунный массивный 250 000
X с X Игольчатый Бессепараторный 120 000
эликоподш Игольчатый с массивны- ми кольцами Массивный 130 000
Игольчатый со штампо- ванными кольцами Бессепараторный 60 000
CU Игольчатый Рамочный 200 000
То же Бронзовый массивный 250 000
Упорный сферический с бочкообразными роликами Латунный массивный 50 000
Упорный с цилиндриче- скими и коническими роли- ками То же 100 000
С длинными цилиндри- ческими роликами » 100 000
Однако и параметр dcpn не вполне характеризует факторы,
влияющие на работу подшипников при высоких скоростях, осо-
бенно интенсивность тепловыделения, связанную с системой по-
дачи смазки и конструкцией узлов.
В действительности, некоторые подшипники хорошо работают
при dcpn 1,5-10®, а у других разрушительное влияние высо-
ких скоростей начинает сказываться при dcpn, меньшем
1-10® мм-об/мин.
В табл. XI.6 приведены предельные значения скоростного
параметра шарикоподшипников с жидкой смазкой — в атмосфере
И с твердой смазкой в вакууме.
На рис. XI.9 показаны конструкции высокоскоростных шари-
коподшипников с максимально достигнутым параметром (dcpn).
279
Таблица XI.6
Сравнительные параметры быстроходности подшипников
Тип подшипника Материал сепаратора Значение [^ср^ресурсн* ММ'Об/MUH
ср Стальной штампованный С покрытием Без смазки 0,4-10‘ 0,07-10» 0,05-10»
Корончатый массивный бронзовый 0,3-10»
г 1—-В— J АМАН-24 ФН-202 Фторопласт-4 0,08-10е
Массивный текстолитовый 1,7-10»
Фторопласт-4 Маслянит-В2 АМАН-2 АМАН-24 ФН-202, ФН-З, МС-13 0,1-10е
Нет сепаратора С покрытием MoS2, галлий 0,2-10е 0,04-10е
Чтобы добиться максимальной работоспособности высокоско-
ростных подшипников, следует учитывать возникающие при вы-
соких скоростях инерционные силовые факторы. Центробежные
силы, вызывающие проскальзывание и верчение шариков, внося
компоненты трения скольжения, изменяют характер усталостного
разрушения.
При нормальных условиях работы характер разрушения по-
верхностей определяется питтингом внутренних колец. При не-
больших нагрузках и высоких скоростях характер разрушения
изменяется — разрушаются преимущественно сепараторы и ша-
рики.
Предугадать вероятный характер разрушения высокоскорост-
ных шарикоподшипников трудно из-за наличия трения скольже-
280
зсюое2
С 3620k £0
ЗА 12620662Т2
с1*О*Ьш30*62*1бмм
п-37000 об/мин
dcp П-17М00 мм-Qty мин
Рис. XI.9. Высокоскоростные шарикоподшипники с максимально достигнутым
dcpn мм* об/мин
281
ния и гироскопического верчения шариков. Подшипник в этом
случае является как бы тепловым генератором, выделяющим коли-
чество тепла, пропорциональное эффектам трения скольжения
на его рабочих поверхностях.
Трение скольжения в подшипниках существует и при нормаль-
ных скоростях. Оно зависит от угла контакта 0, от трения сепара-
тора о тела качения и по направляющим бортам колец.
Центробежные силы шариков вызывают уменьшение угла кон-
такта шариков с наружным кольцом и увеличение угла контакта
их с внутренним кольцом. Шарики начинают катиться по большей
окружности на желобе внутреннего кольца, причем их проскаль-
зывание по желобам вызывает повышенное тепловыделение. Этот
нагрев нередко усугубляется низкой теплопроводностью материала
сепаратора и плохим теплоотводом в рабочем узле.
Анализ результатов испытаний большого количества подшип-
ников, проведенных в США, показывает, что выбор высокоско-
ростных подшипников может производиться по формуле
d п? d3
•ср-^ * = const.
cos3p
Указанная формула применяется для подшипников, работаю-
щих при умеренной нагрузке, хорошей соосности, нормальной
рабочей температуре и смазке, надлежащей балансировке узла и
при обязательном наличии осевой нагрузки или преднатяга. Она
дает достаточно надежные результаты при углах контакта 0 равных
от 5 до 26°. При дальнейшем увеличении угла 0 работоспособ-
ность высокоскоростных подшипников резко ухудшается.
Действующая осевая нагрузка (или предварительный натяг)
должна быть достаточна для предотвращения гироскопического
верчения шариков.
Погашение этого эффекта за счет приложения определенной
осевой нагрузки достигается созданием противодействующей пары
трения на каждом из шариков, в первую очередь на те, которые
разгружаются при действии на подшипник радиальной нагрузки.
Повышенное скольжение шариков возникает также в результате
прижатия их центробежными силами к наружному кольцу. Эти
силы пропорциональны сРш. Помимо этого, под осевой нагрузкой
возрастают силы надавливания шариков на сепаратор и соответ-
ственно работа трения в гнездах сепаратора, а также по направ-
ляющим бортам, приводящие к износу, а при полиамидном сепа-
раторе даже к оплавлению гнезд.
Не следует также игнорировать общее тепловыделение в высо-
коскоростных подшипниках, которое происходит на контактных
поверхностях колец и шариков, обусловлено трением скольжения
и верчения, а также упругим гистерезисом контактирующих по-
верхностей. Если отвод тепла за счет смазки масляным туманом
282
Рис. XI. 10. Предельные числа оборотов шарикоподшипников: а — легкой
и сверхлегкой серий (сплошные линии); б — средней и особолегкой серий
(штриховые линии)
283
или прокачивания жидкого минерального масла недостаточен, то
водяное охлаждение корпуса без одновременного отбора тепла
от вала и вращающихся деталей ведет лишь к защемлению под-
шипника вследствие исчезновения в нем радиальной игры.
Влияние серийности подшипников и диаметр шариков на их
предельное число оборотов в минуту иллюстрируется кривыми
на рис. XI. 10, а, б.
6. ВЫСОКОСКОРОСТНЫЕ роликоподшипники
Предельная быстроходность роликоподшипников значительно
ниже, чем для шарикоподшипников ввиду более резко выражен-
ных эффектов трения скольжения (особенно в конических и сфе-
рических роликоподшипниках, где имеет место повышение трения
торцов роликов о направляющие борты колец). То же наблю-
дается и в цилиндрических роликоподшипниках с бортами или
приставными шайбами при восприятии ими осевых нагрузок.
Необходимо учитывать, что подшипники с короткими цилиндри-
ческими роликами, имеющие выпуклость большого радиуса на
роликах, хуже воспринимают осевые усилия, хотя и значительно
лучше работают под радиальной нагрузкой.
При выборе высокоскоростных роликоподшипников с корот-
кими цилиндрическими роликами желательно ставить на том же
валу один или несколько шарикоподшипников для восприятия
осевых усилий, а на шарикоподшипник передавать только ради-
альные нагрузки. При этом безбортовые наружные или внутрен-
ние кольца должны быть надежно фиксированы в осевом направ-
лении во избежание их смещения, которое может вызвать снижение
рабочей длины площадки контакта роликов с соответствующим
кольцом, а при значительном сдвиге кольца —даже аварию под-
шипника и узла в целом. Расчетная формула для определения
эквивалентной нагрузки роликоподшипников, освобожденных от
осевых усилий, имеет вид
Qaiu = RKKK6Km, кГ,
где R — радиальная нагрузка; Кк, Кб и Кт — коэффициенты,
соответственно: кинематический, безопасности и температурный,
выбираемые по каталогу.
Следует также учитывать возникновение у сферических ролико-
подшипников гироскопических эффектов при высокой скорости
вращения.
Нагрузка от центробежных сил роликов на наружные кольца
определяется аналогично тому, как и для шарикоподшипников, но
nD3
вместо массы шарика, тш = наДо вводить в расчетную
284
зависимость массу ролика
тр — I — , Г -сек3/см,
р 4g’
где у — 7,8 Г/см3 — удельный вес стали; g = 981 см/сек3 —
ускорение силы тяжести.
Центробежная сила каждого ролика
=3,42.10-9^/р^Х. кГ,
где диаметр ролика dp, длина его 1Р и диаметр по центрам роли-
ков dcp подставляются в см\ пс — число оборотов сепаратора в ми-
нуту.
За счет силы Рц возрастают контактные напряжения на дорож-
ках качения наружных колец роликоподшипников.
7. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ ШАРИКОПОДШИПНИКОВ
Конструктивные соотношения высокоскоростных радиально-
упорных шарикоподшипников, работающих при скоростях,
отвечающих значению скоростного параметра ldcpn] до 1,5 X
X 10е мм -об/мин, могут определяться по следующим соотноше-
ниям.
Диаметр по центрам шариков при одинаковой толщине наруж-
ного и внутреннего колец определяется по формуле
. D + d
^ср 2
Для повышения жесткости подшипника возможно также
использование утолщенных наружных колец.
Диаметр шарика с учетом требуемой грузоподъемности находят
из выражения
. D~d
du
Для обеспечения снижения центробежных сил и- гироскопи-
ческих эффектов рекомендуется уменьшать диаметр шариков про-
тив обычного
4ш<0,5Я,
где Н — высота <живого сечения» комплектного шарикоподшип
ника
и D~d
Я = -2~-
Это дает возможность расширить продольные перемычки мас-
сивного сепаратора.
Диаметр шарика dM должен быть выбран таким, чтобы дости-
галось значительное уменьшение влияния центробежных сил
285
шариков без заметного снижения общей грузоподъемности с учетом
величины внешних нагрузок, воспринимаемых подшипником.
При выборе шариков должна быть также учтена жесткость
подшипников и возможность установки в них надежных и износо-
стойких сепараторов.
Там, где нужно максимально снизить трение в подшипнике,
следует выбрать радиус желоба до = 0,54dw. При обычной
величине = 0,515dw заметно возрастают потери трения в под-
Рис. XI.11. Конструктивные соотношения высокоскоростных шарикоподшип-
ников: а — выбор dm высокоскоростного шарикоподшипника; б — выбор кон-
струкции высокоскоростного сепаратора; в — выбор зазора^«плавания» для
сепаратора
шипнике, а величина контактных напряжений при этом снижается
незначительно. Однако при 5? 0,54dw значительно растут
контактные напряжения.
Диаметры по дну желоба наружного и внутреннего колец:
Di = dcp + dM cos 0O 4- 27?к (1 — cos 0O);
di = dcp — dM cos 0O — 2Rt (1 — cos 0O).
Пределы начальных углов контакта устанавливаются величи-
нами комплектовочного радиального зазора, которые опреде-
ляются *
gmax 2 (RH min "Ь Rg mln max) 0 ’ COS max)’»
gmln 2 (Rh max R* max min) 0 COS Po mln).
Сепаратор для высокоскоростного подшипника должен иметь
следующие примерные конструктивные соотношения (рис. XI. 11).
* Допускаемые пределы зазоров можно установить по [781, стр. 151.
286
Ширина сепаратора может выбираться равной Ьсеп — (1,9 ч-
4- 2,05)4ш, что дает возможность увеличения продольных пере-
мычек для повышения его прочности.
Диаметр гнезда сепаратора
агя = (о,бч-0,8)
Расстояние между центрами гнезд сепаратора
t = (1,4 ч-2,0)
Для определения рабочего «зазора плавания» £ для сепаратора
можно пользоваться следующей формулой
В = Ь +Л [°C]tgy.
Начальный «зазор плава-
ния» £0 определяется в зави-
симости от диаметра по цен-
трам шариков dcp по суще-
ствующим нормалям
tg V = f (а),
где а — коэффициент линей-
ного расширения материала
сепаратора; — рабочая тем-
пература подшипника, °C.
На работоспособность ско-
ростного подшипника сильно
влияет правильность выбора,
Рис. XI. 12. Изменение радиального за-
зора за счет температурного перепада
внутреннего зазора. Увеличение радиального зазора с ростом
температуры определяется по графику (рис. XI. 12). Центрирова-
ние сепаратора при высоких скоростях более целесообразно по
наружному 'кольцу. Центрирование сепаратора по внутреннему
кольцу применяется обычно в тех случаях, когда нужно снизить
начальный момент трения.
Определение прочих конструктивных размеров подшипника
производится согласно принятым рекомендациям.
Расчет массивного сепаратора. Средний диаметр сепаратора DCt
определяется по формуле
D = + Д2
с0 г ср ’
Наружный диаметр сепаратора
Dc = D^ — е,
где е — величина зазора между направляющей частью • поверх-
ности кольца и направляемой поверхностью сепаратора.
Внутренний диаметр сепаратора определяется по формуле
dc = 2Dc, — Dc.
287
Толщина перемычки гнезда определяется из условия его проч-
ности при надавливании шариком на поперечную перемычку мас-
сового сепаратора усилием Р,пах, вызывая на контуре гнезда
напряжения сжатия и растяжения. Примерный график распреде-
ления этих напряжений в зависимости от соотношения боковых и
поперечных перемычек приведен на рис. XI. 13.
Минимальная толщина перемычки гнезда по внутреннему диа-
метру сепаратора
, л ,180° .
с — dc sin dc max.
Размеры гнезда сепаратора — диаметр dc и большая ось овала
указаны в табл. XI.7.
Рис. XI. 13. График распределения напряжений в продольных и
поперечных перемычках сепаратора с изотропной структурой: а—схе-
ма действия сил на поперечную перемычку; б — тонкие попереч-
ные и широкие продольные перемычки; в — широкие поперечные
и тонкие продольные перемычки
Число шариков определяется по формуле
z =.
с d
v тах
arcsin---з----
dc
Кольца и шарики высокоскоростных шарикоподшипников
должны изготовляться из подшипниковой стали вакуумного или
электрошлакового переплавов.
Класс точности высокоскоростных шарикоподшипников дол-
жен быть не ниже С (ГОСТ 520—55), причем шарики берутся нуле-
вой группы точности (ГОСТ 3722—54).
Шероховатость поверхности желобов принимается по 13—14
классам (ГОСТ 2789—59). Волнистость желобов колец должна
быть минимальной с амплитудой волн не свыше 0,3 мк и длиной
волн не менее
у ^1
1 4
288
Таблица XI.7
Предельные числа оборотов экспериментальных высокоскоростных
шарикоподшипников, об/мин
Обозначение подшипника Формула Климена ппред~ 2,224-10e-cos g 3 /т ХР 47 Приближенная формула ппред = 1160-10‘х X 1/ cosS у dcpdtu xl Уточненная формула ппред = 10,48-10*
(К cos 0) cos 0; K = -7“
И248 221 600 139 600 139 400
И249 244 200 146 600 152 100
И254 264 300 158 600 187 800
И255 274 300 158 600 187 800
И276 277 800 166 000 203 800
И277 261 500 151 600 175 500
И278 261 500 151 600 175 500
И279 362 500 185 800 204 400
И280 379 000 199 500 226 600
Подшипники должны подвергаться проверке на шумность.
Предельную быстроходность (число оборотов вращения) высо-
коскоростного радиально-упорного шарикоподшипника можно
определить по формуле Климена или по формулам табл. XI.6.
8. ВЫБОР ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ шарикоподшипников
При наличии радиальной нагрузки и отсутствии больших
постоянно действующих осевых усилий (при отношениях нагрузок
д
-£-^0,36) следует применять однорядные радиальные шарико-
подшипники.
В условиях постоянно действующей осевой нагрузки (при на-
личии отношения 0,36) лучше применять радиально-упор-
ные * шарикоподшипники с углом контакта 0 = 12°; можно при-
менять также и трехточечные шарикоподшипники.
При наличии отношения 0,76 следует использовать
обычные радиально-упорные, трех- и четырехточечные шарико-
подшипники с углом контакта до 26°.
* Здесь и в дальнейшем рекомендации относятся к подшипникам с наруж-
ным диаметром до 65 мм.
19 Н. А. Спицын и др.
289
Применение однорядных радиальных шарикоподшипников
здесь нежелательно; не рекомендуется использование шарико-
подшипников с углом контакта (3О>26°.
Предварительный натяг здесь совершенно обязателен, так как
гироскопические эффекты, а также смещение наружных колец под
действием центробежных сил шариков, значительно возрастают.
Магнетные подшипники становятся уже малопригодными, исполь-
зование же однорядных радиальных шарикоподшипников, хотя
и возможно (особенно при освобождении их от восприятия ради-
альных нагрузок), но менее желательно.
При выборе угла контакта и серии для высокоскоростных ша-
рикоподшипников в зависимости от величин действующих нагру-
зок и рабочих чисел оборотов следует руководствоваться данными
табл. XI.8.
Средние и тяжелые серии подшипников при высоких скоростях
не рекомендуется применять вследствие возникновения в них зна-
чительных внутренних инерционных сил.
Если от подшипника не требуется снижения начального (стати-
ческого) момента трения, то базирование сепаратора следует про-
водить по наружному кольцу, что облегчает при прокачивании
доступ масла на желоб внутреннего кольца, улучшает смазку тел
качения и базирующих поверхностей сепаратора при высоких
скоростях, а также содействует лучшей балансировке и меньшему
искажению формы сепаратора под действием центробежных
сил.
При необходимости малого начального момента трения центри-
рование сепаратора следует проводить по внутреннему кольцу, так
как плечо силы трения относительно оси вала при этом умень-
R -
шается в отношении °°рта в- к. ( где в. к. — индекс внутрен-
К борта н. к
него, а н. к. — наружного кольца.
За счет уменьшения числа шариков высокоскоростного под-
шипника на 1—2 шт. по сравнению с шарикоподшипниками,
рассчитанным в соответствии с рекомендациями, обеспечивается
увеличение размеров перемычек сепаратора, а следовательно,
их прочности и износостойкости. Там, где прочность материала
перемычек сепаратора достаточна, возможно облегчение веса сепа-
ратора уменьшением толщины сепаратора в радиальном направле-
нии при сохранении ширины перемычек.
Кроме того, гнезда сепаратора можно выполнять удлиненными
в средней плоскости подшипника для облегчения погашения авто-
колебаний шариков в гнездах сепаратора.
Во всех случаях, когда ldcpn] 500 000 мм-об/мин, необходим
массивный сепаратор. Выбор материала сепаратора определяется
условиями работы узла (скорость вращения, характер нагруже-
ния, температурные воздействия, способ смазки, наличие агрес-
сивной среды и т. п.).
290
Выбор угла контакта р0 и серии для высокоскоростных шарикоподшипников
оо
сз
ч
о
Л
Осевая составляющая от радиальной нагрузки S с учетом осевой состав- ляющей от центробежных 1 сил шариков, кГ S = 0, если один за- креплен, а другой пла- вающий S - 0,3/? 1 ZSu. S =- 0,6/? 4- ZSu, S -= 0,9/? + ZSu, S 0,9/? + ZSu, Примечание. Дано значение параметра [dCpnK], где пк — предельное кратковременное число оборотов; пп — ресурсное предельное число оборотов. р
Рекомендуемые углы контакта и серии подшипников От 0 до 12°; легкая серия диаметров 2, се- рия ширин 0; особолег- кая серия диаметров 1, серия ширин 0 12°; легкая серия диа- метров 2, серия ши- рин 0 26°; легкая серия диаметров 2, серия ши- рин 0 36°; легкая серия диа- метров 2, серия ширин 0 от 12 до 26°; предпо- чтительно особолегкая серия диаметров 1, се- рия ширин 0
Значение параметра №СрпрУ> мм °°/мин 450 000 (при сталь- ном штампованном се- параторе) 1 200 000 । 1 200 000 900 000 (при массив- ном сепараторе из цвет- ных металлов) 1 200 000—2 500 000 (при массивном сепара- торе из цветных метал- лов)
Предельное значение А, кГ В отдельных случаях возможно использова- ние при чисто осевой нагрузке >0,36 + ZSl{ >0,8 + ZSu >1,2/? + ZSu >1,2/? + ZSq
Рекомендуемое А отношение—=- й § 2 « Igo ° । i - is а 8 S 8 Xxgo 4 о о § o о® ю н 5S О Ч
19*
291
При выборе той или иной конструктивной разновидности высо-
коскоростных подшипников руководствуются отношением вели-
чины, действующей на опору осевой нагрузки А к радиальной —/?.
Чем больше угол контакта радиально-упорного шарикоподшип-
ника, тем больше значения для него допустимы. В табл. XI.9
Таблица XI.9
Высокоскоростные шарикоподшипники для шпинделей
Схема подшипника Тип подшипника Характеристика подшипника
12-26° Радиально-упорный 4-= 0,35+0,5 i\ С замком и текстолитовым сепаратором, базирующимся по внутреннему кольцу
Радиально-упорный 4-0.3 С текстолитовым сепарато- ром базирующимся по наруж- ному кольцу
к
I гп
^*12-26° Наружное кольцо повышен- ной ширины. Сепаратор тек- столитовый, базируется по внутреннему кольцу
12 э Магнетный 4-0.35 Сепаратор текстолитовый*
ь >/?|
ВЯ L-O-J pm А ' 2 Трехточечный 4-0,25
292
Продолжение табл. XI.9
Схема
подшипника
Тип подшипника
Характеристика подшипника
Схема „0“ А А
Сдвоенный радиаль-
но-упорный
д
ТГ = 1,2-ьЗО
Применяется при значитель-
А
ных — для опор большой
жесткости. При обратном рас-
положении углов контакта —
с меньшей жесткостью
Многорядный ра-
диальный
4 = °
Безжелобный, осевую на-
грузку не воспринимает
Радиально-упорные
д
Л. 0,354-0,5
R
Сдвоенный по типу «Тан-
дем», для восприятия больших
осевых нагрузок и повышения
жесткости опоры
указаны оптимальные значения отношения когда применение
данного типа подшипника наиболее эффективно с точки зрения
снижения величин, действующих на его рабочие элементы кон-
тактных напряжений (естественно при прочих равных условиях).
9. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ
РАДИАЛЬНО-УПОРНОГО ШАРИКОПОДШИПНИКА
Приведенная статическая нагрузка на радиально-упорный
шарикоподшипник может быть в необходимых случаях проверена
по формуле
Qcmam = 0,23 (qR + A ctg fc),
где
<7 = f(4ctg₽»)-
Можно использовать и другую зависимость
Qcmam = xR + 0,23Л ctg ро,
где
х = 0,2288<?,
293
При расчете стандартных шарикоподшипников серии 36 000,
46 000 и 66 000 соответственно
Qcmam = 0,5/? -f- 1ДЛ;
Qcmam = 0,5/? -|- 0,5Л;
Qcmam — 0,5/? 4* 0,ЗЛ.
По приведенной статической нагрузке выполняется проверка
на контактную выносливость.
Приведенная нагрузка для вращающегося радиально-упор-
ного шарикоподшипника без учета дополнительных нагрузок от
центробежных сил и гироскопических эффектов
Q,Ke = X/? + ^ctgp.
Коэффициенты X и Y для радиальной и осевой нагрузок опре-
деляются в зависимости от величины ctg р.
Для подшипников стандартных серий приведенная нагрузка
определяется по следующим формулам:
серия 36 000 (ро = 12°)
Q3K3 = 0,39/? + 1,77 А,
рекомендуется при 0,34;
серия 46 000 (ро = 26°)
Q3K3 = 0,43/? + 0,75Л,
желательно применение при 0,76;
серия 66 000 (р0 = 36°)
Q3K3 = 0,47/? + 0,48Л,
д
применение целесообразно при 1,1.
При парной установке радиально-упорных шарикоподшип-
ников обычно по схеме враспор
<?эм = Х/?4-У(Л + 52-51),
где и S2 — осевые составляющие от радиальных нагрузок
подшипников данной пары.
В соответствии с величиной Q3Ke при заданном числе оборотов п
определяется расчетная долговечность подшипников по формуле
где С — коэффициент работоспособности подшипника, выби-
рается по каталогу.
294
Расчет на долговечность при п > 30 000 об!мин, как правило,
наследует производить.
При выборе шарикоподшипника по заданным значениям A, R,
п И h
Qpac« = (XR + YA ctg 0) Mm-
Здесь не учтены преднатяг, осевые составляющие и влияние
центробежных сил.
Затем находят
C = QpaCT(nft)0-3,
а по нему подбирают подшипники.
Проверка величины гироскопического момента, действующего
на шарики радиально-упорного шарикоподшипника, производится
по формулам при вращающемся внутреннем кольце
/ d2 \
М = 1,15- lO-’Wn?d 1--------%-cos20 sinB, Г-мм;
\ ср •
при вращающемся наружном кольце
/ а2 \
мг = 1,15 • 1О"1^2dcp I 1 + cos2 0 sin 0, Г мм.
' “ср
Величина погашающей гироскопическое-верчение осевой на-
грузки определяется по формулам:
при вращающемся внутреннем кольце
/ d2 \
Аг > 5,75 -10-12d3(n2dcpZ 1 - cos2 0) sin2 0, кГ;
“ср
при вращающемся наружном кольце
Аг > 5,75 • 10~12d^n2dcpZ (1 + cos2 ₽) sin2 P- кГ-
' “ср
Центробежная сила, приложенная к каждому стальному ша-
рику при вращающемся внутреннем кольце, определяется по фор-
муле
= 57 -1О-10^2 ^p~^C0SP)2 , кг.
4 dcp
При вращающемся наружном кольце по формуле
= 57 • 10~п4л1{dcp + C°S Р)2. кГ.
ц dcp
Здесь dw, dcp, см.
295
Для шарика из любого материала при вращающемся внутрен-
нем кольце
F,. = 73- 10~nyd^ (^-rffa cos p)^ кГ
4 “ср
где у — удельный вес материала шарика, Г1смй.
Осевая составляющая центробежных сил шариков
S1 = F4Ztgp.
Минимальная величина предварительного натяга определяется
по формуле
Лга1п = 1,7/?1ё₽4-ДЛ,
где ДА — большая из двух следующих осевых нагрузок; Sr —
осевой составляющей центробежных сил всех шариков; Аг — осе-
вой нагрузки, погашающей гироскопическое верчение.
10. ПРИБОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
Опоры механизмов приборов имеют незначительные нагрузки,
поэтому для приборов, как правило, не применяются роликопод-
шипники, а используются мелкие шарикоподшипники, которые
подразделяются на стандартные и на подшипники специального
назначения.
Классификация приборных шарикоподшипников показана на
рис. XI.14.
К шарикоподшипникам специального назначения относятся
скоростные, чувствительные, вакуумные, бесшумные, миниатюр-
ные, насыпные и др.
Рассмотрим некоторые особенности подшипников специаль-
ного назначения.
Скоростные приборные шарикоподшипники. К этой группе
относятся шарикоподшипники, рабочее число оборотов которых
выше, чем у аналогичных стандартных подшипников. Такие шари-
коподшипники отличаются высокой точностью геометрических
размеров и изготовляются: по классу точности (В), по особовысо-
кому (А), сверхвысокому (С), или выше класса С по точности.
Для скоростных приборных шарикоподшипников имеет боль-
шое значение также точность геометрической формы посадочных
мест и особенно соосность опор. Чем выше число оборотов подшип-
ника, тем выше эти требования. Следует отметить, что угловые
смещения осей гнезд в корпусах под скоростные подшипники,
вращающиеся с числами оборотов 30 000 в минуту, не должны
превышать 2 мин. На рис. XI. 15 показаны наиболее распростра-
ненные типы высокоскоростных приборных шарикоподшипников.
Для обеспечения точности вращения подшипники устанавли-
ваются с некоторым осевым предварительным натягом, который
296
297
Рис. XI. 15. Наиболее распространенные конструкции приборных подшипников
Рис. XI. 16. Конструкции сепараторов быстроходных под-
шипников: а — сепаратор массивный из текстолита; б — се-
паратор из листовой латуни Л62; в—сепаратор легкого типа;
г ~ сепаратор облегченного типа
29*
часто осуществляется посредством упругих крышек, тарирован-
ных или регулируемых пружин.
Быстроходность приборных шарикоподшипников в значитель-
ной степени зависит от материала и конструкции сепаратора
(рис. XI. 16). Как видно из данных табл. XI. 10, подшипник с тек-
Таблица XI.10
Скоростной параметр
подшипника при различных
материалах сепаратора
Материал
и конструкция
сепаратора
столитовым сепаратором имеет пре-
дельную быстроходность более чем
в два раза высокую по сравнению
с подшипником со стальным сепара-
тором.
Стальной А
штампованный
Массивный А
металлический
Текстолито- А
вый сепаратор
8’ 10е
1,8-10е
2,0-10е
Рис. XI. 17. Насыпные шарикоподшипники
Насыпные шарикоподшипники. Насыпные шарикоподшипники
не имеют внутреннего и наружного колец, а также сепаратора,
поэтому размеры их удается уменьшить. Они применяются в при-
борах, где по габаритным соображениям нельзя применить стан-
дартные подшипники.
Рис. XI.18. Чувствительные шарикоподшипники
Конструктивное оформление таких подшипников весьма разно-
образно (рис. XI. 17).
Чувствительные подшипники. При проектировании чувстви-
тельных опор иногда применяют шарикоподшипники без вну-
тренних колец (рис. XI. 18), которые заменяются канавкой на
валике. Отсутствие внутреннего кольца позволяет при надлежащей
точности изготовления повысить точность трения вращения и
299
быстроходность опоры. За счет уменьшения радиуса трения потери
в таких подшипниках значительно ниже, чем у стандартных.
Шарикоподшипники, не имеющие желоба на одном из колец
(цилиндрическая поверхность), могут быть использованы, как
«плавающие», в приборах, работающих при резко изменяющихся
Рис. XI. 19. Подшипники с принудитель-
ным вращением или качением промежу-
точных колец для уменьшения потерь на
трение
температурных режимах.
К таким подшипникам от-
носятся опоры карданных
подвесов точных приборов,
где требуется максимально
снизить момент трения и обес-
печить стабильность его сред-
ней величины. В отличие от
других типов, чувствитель-
ные подшипники имеют более
легкие сепараторы, что также позволяет уменьшить величину
момента трения. Вопрос прочности сепаратора играет здесь мень-
шую роль, чем для скоростных шарикоподшипников, поэтому
материал сепаратора может быть менее прочным и износостойким.
Характерной особенностью чувствительных подшипников является
необходимость обеспечения в них радиального зазора порядка
0,005—0,010 мм, что гарантирует легкость вращения.
Для уменьшения момента трения в чувствительных подшип-
никах производится предварительная обкатка и приработка под-
шипника с маслом малой вязкости. Этим достигается сглаживание
микронеровностей поверхностей и стабилизация момента трения.
Уменьшение момента трения можно также осуществить исполь-
зованием трех- и многокольцевых шарикоподшипников с принуди-
тельным вращением про-
межуточных колец или со-
общением наружным коль-
цам противостоящих под-
шипников опоры колеба-
тельного движения вокруг
оси цапф посредством ме-
ханических или электри-
ческих устройств (рис.
XI. 19). Аналогичный эф-
Рис. XI.20. Миниатюрные шарикоподшип-
ники
фект можно получить пу-
тем возвратно-поступательного колебательного движения подшип-
ника по оси цапфы при помощи электромагнитного устройства.
Миниатюрные шарикоподшипники. На рис. XI.20 показаны
некоторые типы миниатюрных шарикоподшипников, выпускаемых
промышленностью, с наружным диаметром 1—6 мм. Миниатюр-
ные подшипники применяются в опорах приборов, где необходимо
иметь малые моменты трения порядка 0,1—0,05 Г-см при мини-
мальных размерах опор. Такие подшипники применяются при
300
нагрузках до 20Q Г и сравнительно высоких числах оборотов.
Они изготовляются как с сепараторами, так и без них, с внутрен-
ним и наружным кольцами или без внутреннего кольца, но с жело-
бом непосредственно на оси прибора.
Приборные шарикоподшипники с буртом на наружном кольце.
Наличие бурта у подшипника позволяет упростить конструкцию
опоры и ее изготовление, а также контроль и сборку. Применение
такого подшипника дает возможность повысить соосность опор
за счет обработки отверстий напроход. Подшипник с буртом ис-
Рис. XI.21. Шарикоподшипники с буртом в диффе-
ренциалах точного прибора
пользуется в миниатюрных зубчатых передачах, например, в диф-
ференциалах точных механизмов (рис. XI.21).
У таких подшипников иногда внутреннее кольцо шире, чем
наружное (для более удобной регулировки радиального зазора
и осевого преднатяга).
Материалы колец, шариков и сепараторов приборных высоко-
скоростных подшипников. Одной из основных задач, возникающих
при проектировании скоростных приборных шарикоподшипников,
используемых при высоких температурах, является выбор тепло-
стойкого материала. Обычные шарикоподшипниковые стали ма-
рок ШХ6, ШХ9, ШХ15 для этих целей непригодны в связи с тем,
что с увеличением температуры резко изменяются физико-меха-
нические свойства этих сталей: снижается предел текучести, что
вызывает понижение предела выносливости; изменяется модуль
упругости; снижается твердость и возникают термические напря-
жения. Деформация, вызванная структурными изменениями мате-
риала, резко увеличивает момент трения.
В настоящее время созданы несколько марок теплопрочных
сталей, используемых для изготовления колец и шариков, рабо-
тающих при температурах 500° С (стали марок 11Х18М, ЭИ347,
9Х18Ш и др.). Детали из теплопрочной стали марки ЭИ347 (ваку-
умного переплава) сохраняют высокую твердость (HRC 61—63),
301
необходимую для обеспечения требуемой грузоподъемности, при
температурах до 400—500° С.
С использованием твердых смазок для работы подшипников
в условиях сухого трения наметилась тенденция изготовления
шариков из самосмазывающих материалов, а также из стекло-
кристаллических материалов, в частности из ситалла. Этот мате-
риал обладает достаточной контактной прочностью при работе
с твердой смазкой; твердость его выше, чем у закаленной стали,
я удельный вес ниже, чем. у алюминия.
Если при высоких температурах к материалу шариков и колец
предъявляются требования в отношении высоких физико-меха-
нических свойств, то от материала сепаратора требуется: высо-
кая износостойкость при больших скоростях; теплостойкость;
антифрикционность; сопротивление окислению и коррозии,
а также малый удельный вес и высокий коэффициент теплопро-
водности. При работе в вакууме сепаратор в большинстве случаев
должен быть самосмазывающим, обладать низким газоотделением
и быть стойким к радиационному облучению.
Изыскание материалов, удовлетворяющих такой гамме требо-
ваний, — весьма сложная задача, но в то же время она является
необходимой, так как поломки сепараторов высокоскоростных
подшипников чаще всего являются причиной низкой долговеч-
ности подшипников, работающих в вакууме, особенно при по-
вышенных скоростях.
Для изготовления сепараторов приборных подшипников об-
щего назначения применяются следующие материалы: латунь;
текстолит; нейлон и пористые материалы порошковой метал-
лургии.
Армированные конструкции самосмазывающих сепараторов.
Изучение размерной стабильности сепараторов, а также стендовые
испытания подшипников выявили некоторые недостатки сепара-
торов, изготовленных из самосмазывающих материалов АМАН,
а именно: относительно невысокую механическую прочность и
значительную хрупкость материала.
Эти недостатки особенно сказываются при механической обра-
ботке сепараторов приборных подшипников. Как правило, даже
незначительные трещины, видимые лишь под микроскопом, яв-
ляются концентраторами напряжений и приводят при повышен-
ных температурах и скоростях вращения к разрушению сепара-
тора.
Для увеличения прочности сепараторов, изготовленных из
материалов АМАН, на кафедре «Детали машин и приборов» МИЭМ
было разработано несколько конструкций армированных сепа-
раторов (рис. XI.22).
Испытание таких сепараторов показало возможность исполь-
зования их в приборных шарикоподшипниках для работы в усло-
виях повышенных температур и в вакууме.
302
Ряд типов подшипников уже оснащены такими сепараторами
и используется в приборостроении. При этом повышается как
механическая прочность сепаратора, так и работоспособность под-
шипника в целом.
Конструкция скоростных опор для работы при повышенных
температурах. Работа машин в условиях повышенных температур
всегда сопровождается появлением тепловых деформаций в дета-
лях, оказывающих значительное влияние на опорные узлы изделий.
В условиях большого перепада температур, а также при работе
изделий при переменных тепловых режимах возможно заклини-
вание подшипников, особенно при достаточно жестких крышках
или пружинах осевого нагружения подшипников.
Рис. XI.22. Радиально-упорный шарикоподшипник
с сепаратором из самосмазывающего материала АМАН:
а — сепаратор неармированный; б — сепаратор арми-
рованный
С особой силой сказывается изменение теплового режима из-
делий на приборных радиально-упорных шарикоподшипниках,
работающих с предварительным натягом.
В результате неправильного выбора материалов деталей по
величинам коэффициентов линейного расширения, а также ввиду
появления «схватывания» сопряженных деталей или их закли-
нивания продуктами износа возможны либо полная потеря натяга
подшипников, либо значительное его увеличение. В обоих случаях
нормальная работа подшипников, особенно при высоких скорос-
тях, нарушается.
Для создания предварительного натяга радиально-упорных
шарикоподшипников используются различные упругие элементы.
Известна конструкция, состоящая из нажимного поршня и винто-
вой цилиндрической пружины. Широко используется также тарель-
чатые пружины (шайбы Бельвиля), либо крышки, выполненные
303
в виде таких пружин. В качестве упругого элемента иногда приме-
няются мембраны различных типов, например, в опорных узлах
некоторых электрошпинделей. Они выполняются в настоящее
время в виде плоскопараллельных пружин из нескольких после-
довательно установленных мембран. В гиромоторах в качестве
элемента, создающего осевой натяг подшипников, используются
корпусные крышки, также представляющие собой мембраны за-
данной жесткости. Однако применение этих конструкций для соз-
дания осевого натяга подшипников, работающих в условиях по-
Рис. XI.23. Конструкция опор для работы при повышенных температурах
вышенных температур и вакуума, в ряде случаев невозможно.
При работе изделия в условиях повышенных температур часто
наблюдается явление защемления наружного кольца подшипника
в корпусе изделия. В условиях вакуума возникают эффекты схва-
тывания в контакте металлического наружного кольца подшип-
ника и корпуса изделия.
Применение мембран в опорных узлах может устранить эти
недостатки. Однако для изделия, опорные узлы которых работают
в условиях вакуума, и особенно для изделий малых размеров
использование в качестве упругого элемента торцевых крышек
или плоскопараллельных пружин не всегда возможно. Увеличе-
ние посадочных зазоров для наружных колец с целью устранения
заклинивания подшипников не всегда дает положительные резуль-
таты, а для высокоскоростных опор оно нежелательно в связи
с возможностью их перекоса.
На рис. XI.23 показаны некоторые конструкции опор, обеспе-
чивающие компенсацию тепловых деформаций при повышенных
температурах.
304
Опора с упругой мембраной (рис. XI.23, а), В корпусе 1 поме-
щена упругая мембрана 2, в которой расположен радиально-упор-
ный шарикоподшипник 3, являющийся одной из опор вала ротора#.
Предварительный натяг создается крышкой 5, которая своим тор-
цом деформирует мембрану. Необходимый натяг обеспечивается
деформацией мембраны за счет соответствующей подшлифовки
торца крышки. Вторая опора вала ротора может быть выполнена
аналогично, если требуется невысокая осевая жесткость, или же
без мембраны, если требуется большая жесткость. В случае за-
клинивания при работе одного или двух подшипников в корпусе
изделия и мембране осевой натяг подшипников будет поддержи-
ваться самой мембраной.
Жесткость мембраны целесообразно устанавливать в несколь-
ко раз ниже жесткости подшипника, что дает возможность ком-
пенсировать тепловые деформации деталей опорного узла, обес-
печивая относительно небольшие изменения величины натяга
подшипников.
Однако по условиям работы подшипника в изделиях это не
всегда возможно. Так, существуют конструкции приборов, где
для повышения точности их работы крышки выполняются практи-
чески абсолютно жесткими и тепловая компенсация осуществ-
ляется за счет осевой податливости самих подшипников.
Радиально-упорный шарикоподшипник с пониженной осевой
жесткостью (рис. XI.23, б). Дорожка качения наружного кольца
такого подшипника выполняется в виде сферы, а внутреннего —
в форме конуса. Центр сферы лежит на пересечении оси подшип-
ника с нормалями, проходящими через точки контакта шариков
с дорожками качения колец. Такой подшипник, помимо возмож-
ности компенсации осевых деформаций, является самоустанавли-
вающимся и обладает пониженным моментом трения.
Опора с регулируемым осевым зазором (рис. XI.23, в). Такая
опора может применяться в изделиях, к которым не предъяв-
ляется специальных требований по осевой жесткости вала. Тол-
щина прокладки выбирается расчетным путем, при условии
положительного распределения тепловых деформаций. В исход-
ном состоянии ротор свободно перемещается в осевом направлении
на величину 6.
Опоры с радиальным шарикоподшипником и подшипником
с безжелобным наружным кольцом (рис. XI.23, г). Осевые тепло-
вые деформации здесь свободно распределяются плавающей опо-
рой, каковой является подшипник с цилиндрической дорожкой
качения.
Опора с пружиной (рис. XI.23, д). Она может применяться
при использовании смазывающей прослойки между наружным
кольцом и посадочным местом или с посадочной втулкой из мате-
риала, не обладающего свойством «схватывания» в контакте с ма-
териалом наружного кольца.
20 Н. А. Спицын и др. 305
11. ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ И ПУТИ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ
ВЫСОКОСКОРОСТН ЫХ ШАРИ коподши п ни ков
В современной технике определился целый ряд направлений,
где непрерывно расширяется использование высокоскоростных
подшипников качения, преимущественно шариковых радиально-
упорных (табл. XI. 11). Предельные значения скоростного пара-
метра dcpn мм-об/мин из года в год повышаются.
Достижение более высоких пределов скоростей сочетается
с требованием повышения долговечности подшипников и их на-
дежности в пределах гарантированного ресурса. Удовлетворение
этих требований осуществляется за счет одновременного развер-
тывания работ по следующим направлениям:
а) теоретическое исследование кинематики, динамики и жест-
кости подшипников для уточнения расчетных зависимостей и
выяснения влияния отдельных факторов на рабочий ресурс под-
шипников;
б) изыскание оптимальных (для определенных режимов ра-
боты) материалов деталей подшипников: теплоустойчивых, анти-
фрикционных, износоустойчивых, самосмазывающих и т. п.;
в) изменение конструкции деталей подшипников, системы
смазки и охлаждения, а также экспериментальная проверка из-
менений методами стендовых и производственных испытаний;
г) усовершенствование технологических процессов изготов-
ления деталей, комплектовки, сборки и контроля подшипников
качения, направленных на обеспечение однородности структуры
и высокого качества металла, повышение точности геометрической
формы деталей подшипников и чистоты их рабочих поверхностей.
Кроме того, весьма существенно повышение стабильности каче-
ства выпускаемой продукции и получение максимально высокой
точности по параметрам, имеющим решающее значение для обес-
печения работоспособности и надежности подшипников при высо-
ких скоростях вращения.
На рис. XI.24 показаны перспективные конструкции высоко-
скоростных шарикоподшипников.
Для суждения о том, какая из конструкций высокоскоростных
шарикоподшипников обладает наибольшей работоспособностью,
мы можем базироваться только на результатах отечественных
стендовых и производственных испытаний, поскольку данные за-
рубежных исследований не публикуются в литературе в сколько-
нибудь подробном виде, а даются в виде несопоставимых общих
рекомендаций, без уточнения режимов и условий проведения
экспериментов.
Обобщая результаты отечественных и зарубежных исследо-
ваний, следует признать наиболее перспективными следующие
конструкции особобыстроходных шарикоподшипников для диапа-
зона наружных диаметров от 30 до 65 мм.
306
Области использования высокоскоростных подшипников качения заданных параметров
Сорт и способ подвода смазки, охлаждение Консистентные ♦ смазки высокого качества, масля- ный туман Консистентные приборные смаз- ки высокого ка- чества Смазка масля- ным туманом или легким минераль- ным маслом Консистентные и жидкие смазки, масляный туман
Скорост- ной параметр, мм- об/мин со О о До 0,5- 10е со О О ~ До 1,0- 10е
Порядок вели- чин нагрузок От долей килограмма до десятков килограммов 1 От долей килограмма до 10 кГ От долей килограмма до 50 кГ
Материал и кон- струкция сепаратора Легкие массив- ные сепараторы из текстолита или полиамидов Облегченные и массивные тек- столитовые сепа- раторы Массивный текстолитовый сепаратор
Класс точности В, АВ, А, С и выше С и выше С, СА и А в, АВ, А
Тип устанавливаемого подшипника Мелкие одноряд- ные радиальные и радиально-упорные шарикоподшипники Совмещенные опо- ры, радиально-упор- ные шарикоподшип- ники с преднатягом Радиально-упор- ные шарикоподшип- ники с преднатягом и специальные ра- диальные шарико- подшипники Радиально-упор- ные и однорядные радиальные шарико- подшипники
Наименование машин, инструмента и их узлов Мелкий пневмати- ческий и электри- ческий инструмент Гироскопические электродвигатели и пневмодвигатели Внутришлифоваль- ные и полировальные шпиндели Электродвигатели тока повышенной ча- стоты
20*
307
о Продолжение табл. XI. 11
Наименование машин, инструмента и их узлов Тип устанавливаемого подшипника Класс точности Материал и кон- струкция сепаратора Порядок вели- чин нагрузок Скорост- ной параметр. мм- об/мин Сорт и способ подвода смазки, охлаждение
Турбохолодильники и вентиляторы Совмещенные опо- ры, радиально-упор- ные шарикоподшип- ники А, СЛ, С и выше Текстолитовые или бронзовые сепараторы Десятки килограммов До 0,6- 10“ Фитильная или центробеж- ная смазка мине- ральными масла- ми
Супер- и ультрацен- трифуги Радиально-упор- ные шарикоподшип- ники, однорядные радиальные шарико- подшипники С и выше Массивные об- легченные тек- столитовые сепа- раторы От долей килограмма до десятков килограммов До 1- 10“ Консистентные смазки и масля- ный туман
Герметизированная химическая аппарату- ра В, АВ, А Массивные бронзовые и дю- ралевые сепара- торы До 0,3- 10“ Маслоподъемные конусы и винты, центробежная смазка
Насосы для пере- качки агрессивных жидкостей Однорядные ра- диальные и радиаль- но-упорные шарико- подшипники с мас- сивным сепарато- ром, работающие в жидкостях А Фторопластовые или массивные бронзовые сепа- раторы, иногда с покрытиями От десятков до сотни ки- лограммов При очень корот- ком ре- сурсе Смазка перека- чиваемой жидко- стью
Продолжение табл Х\.И
Наименование машин, инструмента и их узлов Тип устанавливаемого подшипника Класс точности Материал и кон- струкция сепаратора Порядок вели- чин нагрузок Скорост- ной параметр, мм- об/мин Сорт и способ подвода смазки, охлаждение
Газотурбинные дви- гатели и компрессоры Трех- и четырех- контактные радиаль- но-упорные шарико- подшипники с ко- роткими цилиндри- ческими роликами А, СА Массивные бронзовые и дю- ралевые сепара- торы От сотен килограммов до 10 Т на подшипник До 2,5- 10“ Прокачка ми- неральных масел до 8 л!мин со сво- бодным сбросом
Молекулярно-ваку- умные насосы Однорядные ра- диальные и радиаль- но-упорные шарико- подшипники В, АВ, А Самосмазываю- щий сепаратор из ФН-202, ФН-3, АМАН-24, маслянита и дру- гих материалов До 20 кГ на опору До 0,2- 10“ Смазка мате- риалов самого се- паратора, покры- тия
Приводы, работаю- щие в вакууме Однорядные ра- диальные и радиаль- но-упорные шарико- подшипники В Самосмазываю- щий сепаратор из ФН-202, АМАН-24, ТЕСАН-2 и дру- гих материалов Нагрузки порядка 0,25 от каталож- ных До 0,1- 10“ Смазка мате- риалом самого сепаратора, по- крытия
Приводы, работаю- щие в дистилл ате Однорядные ра- диальные и упорные шарикоподшипники из нержавеющей стали В Сепараторы из нержавеющей стали или бронзы До 0,01- 10“ Смазка водой
Однорядные радиальные и радиально-упорные шарикопод-
шипники (с углом контакта 0О = 26°) с усиленным текстолитовым
сепаратором и направляемыми бортами наружного кольца, из-
готовленные по классам А, СА, С и выше, сверхлегкой, особо-
легкой или легкой серий. Для разъемного сепаратора заклепки
должны быть усиленными (см. рис. XI.7, а, б).
Радиально-упорные шарикоподшипники без замков, со съем-
ным наружным и внутренним кольцами, уменьшенным диаметром
Рис. XI.24. Перспективные конструкции высокоскоростных шарикоподшипни-
ков: а — радиальный; б — радиально-упорный; в — радиально-упорный с утол-
щенным наружным кольцом, с сепаратором из полимерного материала; г — ра-
диально-упорный с сепаратором из полимерного материала; д — радиально-
упорный со специальными канавками в кольцах; е — радиальный трехточечный
с разъемным внутренним кольцом; ж — радиальный четырехточечный с разъем-
ным внутренним кольцом
шариков, широким облегченным сепаратором, изготовленные по
классу С и выше, при угле контакта не более 26° (пригодны для
предельновысоких скоростей при преобладании осевой нагрузки).
Радиально-упорные шарикоподшипники с замком на внутрен-
нем кольце, имеющие массивный сепаратор с проточной по наруж-
ной поверхности, охватывающей гнездо для шариков (для улучше-
ния распределения потока смазки) и кольцевым ребром на внутрен-
ней поверхности сепаратора, изготовленные по классам А, СА, С
и выше.
Радиально-упорные шарикоподшипники с маслосбрасываю-
щим буртом на внутреннем кольце (см. рис. XI.24, д) и карманом
для смазки на наружном, пригодные при фитильной смазке и
310
смазке прокачкой, в случае изготовления по классам А, СА, С
и выше; сепаратор текстолитовый.
Совмещенные опоры изготавливаются по классу С и выше с же-
лобами, вышлифованными на валике, и массивными текстолито-
выми сепараторами.
Трех- и четырехконтактные радиально-упорные шарикопод-
шипники с углом контакта не свыше 26° (см. рис. XI.24, е, ж),
изготовленные по классам А, СА, С и выше, обладающие массив-
ным текстолитовым, бронзовым или дюралевым сепаратором с анти-
фрикционными покрытиями.
Перечисленные конструкции подшипников, испытанные во
ВНИИППе и других организациях, могут работать при скоростном
параметре dcpn, превышающем 1,5-10® мм-об!мин, но с разными
рабочими ресурсами в зависимости от класса точности, нагрузки,
сорта и способа подачи жидкого минерального масла. Максималь-
ные значения, полученные в лаборатории газотурбинных тепло-
стойких подшипников ВНИИПП на опытных шарикоподшипниках
И-280 с габаритами dDb = 8x24x7 мм при п = 180000 об!мин
и осевой нагрузке А = 6,5 кГ, соответствуют dcpn = 2,7 • 10е,
причем гарантированный ресурс составляет в этом случае не-
сколько часов, а средняя долговечность не превосходит 50—80 ч.
Повышение скорости обеспечивается здесь использованием
конструкции, показанной на рис. XI.24, в, причем диаметр шари-
ков резко уменьшен = 2,38 мм).
Выбор сорта смазки и метода ее подвода производится с учетом
скорости вращения, рабочей температуры подшипникового узла
и характера окружающей среды. Чем выше рабочие скорости и
нагрузки, тем большее значение приобретает смазка, как мера,
обеспечивающая отбор и отвод тепла от быстронагревающихся
элементов подшипника.
При высоких скоростях вращения применяются следующие
методы смазки подшипника: а) консистентные смазки высокого
качества (при относительно меньших скоростях); б) смазка масля-
ным туманом для легконагруженных опор быстроходных валов
и шпинделей; в) фитильная смазка (если нельзя использовать
другой способ подачи масла); г) струйная смазка с распылением
масла сжатым воздухом, или с центробежным распылением (для
опор с повышенными нагрузками); д) смазка масляным туманом
при одновременном водяном охлаждении корпуса подшипника —
для наиболее высоких скоростей при легких нагрузках; е) про-
качка или струйная форсуночная смазка тяжелонагруженных
быстроходных шарикоподшипников с циркуляцией и водяным
охлаждением масла или подача масла через отверстие в кольце
на желоб, при обеспечении интенсивной регулируемой подачи
и легкого сброса или интенсивного отсоса масла (с полным устра-
нением скопления его в корпусе). Предельная интенсивность про-
качки до 1 л!мин на тонну эквивалентной нагрузки, действующей
311
на подшипник; ж) работа подшипника с полным погружением
в жидкость, являющуюся одновременно смазывающей средой, при
резко сокращенных ресурсах (в связи с повышением сопротив-
ления вращению, возникновением кавитации и коррозионным
эффектом, создаваемым агрессивными средами); з) ускоренное
усталостное выкрашивание на желобах, возникающее в зоне
чистого качения.
Глава XII
СОВМЕЩЕННЫЕ ВЫСОКОСКОРОСТНЫЕ ОПОРЫ
1. ФОРМЫ КОНСТРУКЦИЙ СОВМЕЩЕННЫХ ОПОР
В настоящее время требования ряда отраслей промышленности
к повышению быстроходности и надежности подшипниковых
узлов привели к необходимости улучшения конструкции и мате-
риалов рабочих элементов подшипников, ужесточения точности
изготовления подшипников до наиболее достижимых техноло-
гических возможностей, создания совмещенных опор.
Совмещенной называют подшипниковую опору, элементы каче-
ния которой совмещены с отдельными деталями подшипникового
узла изделия. Все совмещенные опоры можно разбить на группы.
Группа I. Совмещенные опоры, имеющие обычные наруж-
ные кольца и желоба на валу, заменяющие внутренние кольца
(рис. XII. 1, а).
В опорах этой группы исключены: а) эксцентриситет, возни-
кающий в результате разностенности внутренних колец; б) непер-
пендикулярность торца внутреннего кольца к оси отверстия;
в) неперпендикулярность заплечика вала к его оси.
Группа II. Совмещенные опоры, имеющие обычные внутрен-
ние кольца и желоба на деталях изделия, заменяющие наружные
кольца (рис. XII, 1, б);
Здесь исключены: а) эксцентриситет, возникающий в резуль-
тате разностенности наружных колец; б) неперпендикулярность
торца к образующей наружного диаметра наружного кольца;
в) неперпендикулярность заплечика корпуса к оси отверстия.
Группа III. Совмещенные опоры, имеющие желоба на валу
и на деталях изделия, заменяющие наружные кольца, или желоба
в корпусе и на деталях изделия, заменяющие внутренние кольца
(рис. XII. 1, в).
Опоры третьей группы объединяют преимущества первых
двух групп.
Группа IV. Неразборные совмещенные опоры, имеющие
желоба на валу и в корпусе (рис. XII. 1, г); отличаются от третьей
группы тем, что дают возможность полностью исключить допол-
нительные переходные элементы типа крышек.
312
Совмещенные опоры дают возможность уменьшить суммарную
погрешность подшипникового узла в целом, что наиболее четко
выявляется из расчета суммарного взаимного перекоса дорожек
качения наружного и внутреннего колец шарикоподшипника.
Поэтому в высокоскоростных подшипниках, кроме конструкции,
обычно рассматривают уровень точности их изготовления.
Улучшение технологии изготовления подшипников привело
к повышению их точности в габаритах отверстия до 10 мм. Точность
изготовления соответ-
ствующих элементов по-
садочных мест под под-
шипники в изделиях
обычно находится на
уровне изготовления
прилегающих элементов
подшипников. Результа-
ты сравнения точности
Рис. XI 1.1. Разновидности совмещенных опор
изготовления высокоскоростных шарикоподшипников в габари-
тах отверстия до 10 мм по наивысшим стандартам и[эксперимен-
тальным данным СССР и США приведены в табл. XII. 1.
Несмотря на высокие точности изготовления отдельных эле-
ментов подшипникового узла, суммарный взаимный неконтроли-
руемый перекос дорожек качения наружного и внутреннего колец
получается весьма большим. Это приводит к неравномерной/
односторонней загрузке тел качения, к концентрации напряжений
в узкой рабочей зоне, что снижает грузоподъемность, работоспособ-
ность, долговечность и надежность подшипниковых узлов, вызы-
вает дополнительные повышенные вибрации, износ и перегрев.
2. РАСЧЕТ ОПОР
Расчет высокоскоростных шарикоподшипников следует про-
водить с учетом центробежных сил шариков по контактной вынос-
ливости как внутренних, так и наружных колец, что требует
в каждом конкретном случае расчетного определения величины
313
Таблица XII.1
Точность изготовления высокоскоростных шарикоподшипников
в СССР и в США
Размеры сравниваемых подшипников Наименование сравниваемого параметра Точность изго- товления по стандартам Точность изготовления по экспериментальным данным
СССР ГОСТ 520—55 Класс точ- ности С США АВЕС-9 СССР ТУ 5017 США фирма «Бар- ден»
Внутренний диаметр отвер- стия подшипни- ков до 10 мм Диаметр 6 5 2,5 4 — 1 1
Овальность 10 9 2,5 4 2 2 Некруг- лость 0,5 0,5
Конусообраз- ность 3 2,5 — 3 2 0,5 0,5
Ширина —60 — 10 — — 10
Непараллель- ность торцов 4 4" 1,25 1,25 0,5 0,5
Торцевое бие- ние для внутрен- них колец (Кв) 4 1,25 — 0,5
Радиальное бие- ние (р«/рн) 3 3 1,25 2,5 2 2 0,5 0,5
Некруглость дорожки качения Оваль- ность 2 2 — Оваль- ность 1 1 0,5 0,5
Непараллель- ность дорожки ка- чения к торцу ($в/бн) 4 6,5 1,25 2,5 1,6 2 0,5 0,5
Неперпендику- ляркость торца от- носительно на- ружного диаметра (для наружных ко- лец) (Кн) 4 3 1,25 0,5
Примечание. В числителе указаны отклонения в мк для внутренних
колец, в знаменателе — для наружных колец.
314
контактных напряжений смятия и числа циклов нагружения на
внутренних и наружных кольцах и их сопоставления.
Расчет опор произведем в такой последовательности.
1. Перекос подшипника ЗС100Е1 (10x26x8), установленного
враспор от неточностей изготовления его
tg«i = # = = 0,00006; ах = 12",
I DU
где ах — угол перекоса от эксцентриситета, возникающего в ре-
зультате разностенности внутренних колец (радиальное биение
получается за счет эксцентриситета желоба к отверстию). Расстоя-
ние между подшипниками I = 50 мм
tga2 = = 0,00067; а2 = 2' 19",
где а 2 — угол перекоса от непараллельное™ дорожки качения
внутреннего кольца к торцу и неперпендикулярности торца к оси
отверстия. Средний диаметр внутреннего кольца dcp — 12 мм
tgas = # = = 0.00006; а3 = 12",
где а3 — угол перекоса от эксцентриситета, возникающего в ре-
зультате разностенности наружных колец (радиальное биение по-
лучается за счет эксцентриситета желоба к наружному диаметру)
tga4 = дн-^н = = 0,00044; a4.= 1' 31",
где а4 — угол перекоса от непараллельности дорожки качения
наружного кольца к торцу и неперпендикулярности торца к обра-
зующей наружного диаметра. Средний диаметр наружного кольца
Dcp = 24 мм.
Суммарный перекос
a = ax + a2 + a, + a4 = 4' 14".
2. Перекос от неточностей изготовления посадочных мест в пред-
положении, что элементы узла изготовлены с точностью, равной
точности соответствующих элементов подшипника:
tg Pi = -7- = = 0,00006; 0Х = 12",
I du
где 0Х — угол перекоса внутреннего кольца от эксцентриситета
посадочных мест вала (е, = 0,003 мм};
tg ₽2 = = 0,00033; ₽2 = 1' 09",
йер 12
где рг — угол перекоса внутреннего кольца от неперпендикуляр-
ности заплечика вала к его оси (К,);
tg 0з = 4 = = 0,00006; 0з = 12",
t DU
315
где pg — угол перекоса наружного кольца от эксцентриситета по-
садочных мест корпуса (&н = 0,003 мм)\
tg 04 = = 0,00017; 04 = 34",
где 04 — угол перекоса наружного кольца от неперпендикуляр-
ности заплечика корпуса к оси отверстия (К„).
Суммарный перекос
0 = 014- 0а Ч- 0з + 04 = 2' 07".
При наличии дополнительных переходных элементов (крышки,
прокладки и пр.) суммарный перекос колец от неточностей из-
готовления посадочных мест увеличивается. Общий перекос а +
+ 0 = 6'21".
Приведенный расчет показывает, что уменьшение суммарных
взаимных перекосов колец может быть достигнуто исключением
отдельных переходных элементов, что может быть осуществимо
только при применении совмещенных опор. Для подтверждения
этого приведем расчет перекосов для совмещенных опор различных
групп, спроектированных на базе шарикоподшипника ЗС100Е1.
Общий перекос для совмещенной опоры группы I
0^2 + «3 + а4 + 01 + 08 + 04 =
= 1' 09" 4- 12" + Г 31" 4- 12' + 12" 4- 34* = 3' 50".
Общий перекос для совмещенной опоры группы II
а1 + а2 + а4 + 01 + 02 + 08 =
= 12" + 2' 19" + 56" + 12" 4-1' 09" + 12" = 4' 24".
В расчете не учитывается влияние дополнительных переходных
элементов.
Общий перекос для совмещенной опоры группы III
аг + щ + 0i + 0з = Г 09" + 56’ + 12" + 12" = 2' 29".
В расчете не учитывается влияние дополнительных переход-
ных элементов.
Общий перекос для совмещенной опоры группы IV равен пере-
косу опоры группы III (2'29"), но в этом случае полностью исклю-
чено влияние дополнительных переходных элементов.
Для иллюстрации эффективности применения совмещенных
опор группы IV приведем расчет общего перекоса колец в подшип-
никовом узле с точностью изготовления подшипников и посадоч-
ных мест в 1 мк «кругом».
tgai = = 0,00002; cq = 04";
DU
tga2 = -2^- = 0,00017; a2 = 34";
316
tgas = = 0,00002; a3 = 04";
tga4 = = 0,000082; a4 = 17";
a = «1 + «2 + «3 + ®4 = 59";
tg Pi = = 0,00002; p4 = 0,4";
tgp2 = = 0,00008; p2 = 17";
tg Рз = = 0,00002; p8 = 0,4";
tg p4 = = 0,000042; p4 = 09".
Суммарный перекос P = Pi + P2 + Рз + P4 = 34".
Общий перекос a 4- 0 = ГЗЗ".
Из расчета видно, что при теоретически точных подшипниках
и посадочных местах общий перекос в 1,6 раза меньше перекоса,
возникающего в совмещенной опоре группы IV, изготовленной
по классу точности С (ГОСТ 520—55). Следует учесть, что получе-
ние точности в 1 мк для подшипников труднодостижимо, а для
посадочных мест практически недостижимо.
С другой стороны, конструкция совмещенных опор обеспечи-
вает достижение высокой точности изготовления. Эго происходит
за счет лучшей технологичности и жесткости соответствующих
деталей. Поэтому изготовление совмещенных опор с точностью,
близкой к 1 мк, более реально, чем подшипников обычных кон-
струкций.
В табл. XII.2 приведены допуски, характеризующие точность
изготовления размеров совмещенных опор группы IV, спроектиро-
ванной на базе шарикоподшипника ЗС100Е1. Детали обрабатыва-
лись с применением обычных технологических приемов и оборудо-
вания.
На качество подшипникового узла совмещенные опоры оказы-
вают существенное влияние:
1. Перекос дорожек качения совмещенной опоры:
tg 71 = -^ = 0,00004; 71 = 0,8",
где ух — угол перекоса дорожек качения на валу от эксцентри-
ситета относительно оси вала;
tg 72 = = 0,000083; у2 = 17",
317
Таблица XII.2
Отклонения размеров деталей опор, мк
Дорожки качения на валу Дорожки качения в корпусе
Эксцентриситет Неперпендикуляр- кость к оси вала Эксцентриситет дорожки качения относительно наружного диаметра Неперпендикуляр- кость к образую- щей наружного диаметра
2,0 1,0 1,0 1 »
где ?2 — угол перекоса дорожек качения на валу от неперпенди-
кулярности относительно оси вала;
tg Vs = т = 0,00004; у3 = 08",
□и
где уз — угол перекоса дорожек качения в корпусе от эксцен-
триситета относительно наружного диаметра;
tg = 0,000042; у4 = 0,9",
где — угол перекоса дорожек качения в корпусе от неперпен-
дикулярности к образующей наружного диаметра.
Общий суммарный перекос дорожек качения у = 42".
2. Уменьшение диаметра по центрам шариков для увеличения
предельной быстроходности с сохранением существующей окруж-
ной скорости сепаратора
лО0п0 ,
v°~ 60-1000 м!сек'
где Do — диаметр по центрам шариков, мм; п — число оборотов
сепаратора в минуту.
При работе изделий с совмещенными опорами на тех же числах
оборотов, что и с обычными подшипниками, можно снизить окруж-
ную скорость на желобах и шариках, центробежные нагрузки от
шариков на наружные кольца и трение в элементах опоры. Все
это позволяет дополнительно увеличить долговечность подшипни-
кового узла.
3. Уменьшение подшипникового узла ведет к уменьшению
габаритов, веса и объема прибора или агрегата. Кроме того, увели-
чение скоростей в большинстве случаев само по себе позволяет
выполнять изделия меньших размеров и веса при сохранении
основных выходных рабочих параметров.
Например, для гиромоторов кинетический момент ротора
Н = Ja> (со — угловая скорость, J — момент инерции). Увеличе-
ние скорости вращения позволяет пропорционально увеличить Н.
Для некоторых турбомашин диаметр облопачивания при выбран-
318
ной линейной скорости обратно пропорционален числу оборотов.
Увеличение п позволяет пропорционально уменьшить D, а сле-
довательно, объем и вес.
4. Уменьшение суммарной погрешности подшипникового узла
в целом значительно уменьшает вибрации и температуру под-
шипникового узла, которые отрицательно сказываются на работо-
способности и долговечности подшипников. Так, вибрация под-
шипникового узла гиромотора выводит из строя контакты потен-
циометров, накладывает паразитные вибрации на датчики, реги-
стрирующие параметры гироскопа; в шлифовальных шпинделях
вибрация вызывает отклонения от некруглости поверхностей шли-
фуемых деталей, затрудняет динамическую балансировку высоко-
скоростных роторов и т. д.
3. СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ОПОР
Представляет интерес сравнительная оценка по ряду показа-
телей совмещенных опор с обычными.
Рассмотрим результаты сравнительных исследований суммар-
ных вибраций корпусов и температуры наружных колец подшип-
ников изделий с подшипниковым узлом на серийных подшипниках
ЗС100Е1 и с аналогичным узлом на совмещенной опоре*. Измерения
вибраций проводились на измерителе ускорений ИУТ-4 с исполь-
зованием вибродатчика ВДТ-1, который является пьезоэлектриче-
ским акселерометром. Температура измерялась на стрелочном по-
тенциометре ПП-1 или на автоматическом потенциометре ЭПП-09
с использованием термопары хромель — копель, которая при-
жималась непосредственно к наружной поверхности наружного
кольца.
Результаты измерений изменения величины виброускорений
корпуса в зависимости от числа оборотов представлены на
рис. XI 1.2. Как видно из графиков, величина виброускорений
корпуса изделия с серийными подшипниками в рабочем диапазоне
оборотов (66 000 об!мин) достигает 6 g. Величина виброускорений
корпуса изделия с совмещенной опорой в том же диапазоне оборо-
тов находится в пределах 0,4—0,6 g, т. е. в 10—12 раз меньше.
Это позволило не только значительно повысить срок службы изде-
лий, но и дало возможность увеличить число оборотов ротора при
сохранении прежней долговечности.
Результаты измерений изменения температуры наружных ко-
лец подшипников в зависимости от числа оборотов представлены
на рис. XI 1.3. Из графиков видно, что температура наружных
колец подшипников совмещенных опор в среднем на 30° ниже
температуры наружных колец серийных подшипников в аналогич-
ных условиях работы.
* Сравнения проводились канд. техн, наук Ю. И. Блохиным.
319
Уменьшение суммарной погрешности подшипникового узла
также благоприятно сказывается на моменте трения, поскольку
уменьшается зона заклинивания шариков. Уменьшение промежу-
точных стыков приводит к увеличению радиальной и осевой
Рис. XII.2. Кривые изменения сум-
марных вибраций корпуса изделия
в зависимости от числа оборотов:
/ — серийный подшипник ЗС100Е1;
2,3 — совмещенные опоры
Рис. XI 1.3. Кривые роста темпера-
туры наружных колец подшипников
в изделии в зависимости от числа
оборотов:
/ — серийный подшипник 3C100EI;
2 — совмещенная опора
жесткости подшипникового узла. При применении совмещенных
опор облегчается сборка изделий и сокращается количество опера-
ций, требующих селективного подбора. Упрощается применение
подшипников (комплектность, неразборность, взаимозаменяе-
мость при ремонте и т. п.).
4. СОВМЕЩЕННЫЕ ОПОРЫ В ТОЧНОМ ПРИБОРОСТРОЕНИИ
Совмещенные опоры легко поддаются унификации и стандарти-
зации, если они выпускаются специализированными предприя-
тиями. Например, фирма «Goover и «New Departure» выпускают
унифицированные совмещенные опоры, комбинируя концы валов
для разнообразного применения.
При правильно налаженном производстве совмещенные опоры
значительно дешевле, чем подшипниковые узлы с обычными стан-
дартными подшипниками. Это понятно, если учесть, что совмещен-
ные опоры облегчают смазку, уплотнение, охлаждение, создание
предварительного натяга и др.
Перечисленные преимущества совмещенных опор способствуют
широкому их применению, особенно в изделиях с высокоскорост-
ными роторами. Совмещенные опоры за рубежом используются
в шлифовальных шпинделях, турбомашинах, гиромоторах, венти-
320
дяторах и насосах-, веретенах прядильных машин, узлах сельско-
хозяйственных машин, автомобилях и др. (рис. XII.4).
Группы совмещенных опор получили различное применение
в технике. Об этом свидетельствует опыт производства опор раз-
личными зарубежными фирмами (табл. XII.3).
Разработка и применение совмещенных опор в Советском Союзе
пока не носит массового характера. Подшипниковая промышлен-
ность выпускает централизованно опоры I, II, III групп для опре-
деленных видов при
боров (рис. XII.5).
Таблица ХП.З
Зарубежные фирмы, выпускающие совмещенные
опоры
Страна Фирма Конструктив- ные группы совмещенных опор
США «Barden» «New Departure» МРВ «New Hempshire» «Goo ver» I, II, III I II III IV ’ II II IV
Англия EMO I
Швейцария RMB I, n
ФРГ SKF IV
Италия «Fratelli Coppier» IV
Франция ADR III
Япония NTN I
ГДР — I
ЧССР — I
Рис. XII.4. Совмещенная
опора фирмы «New Depar-
ture» для гиромоторов
Особый интерес представляет совмещенная опора группы IV
(рис. XII.6). Эта конструкция, являющаяся типовой, разработана,
изготовлена и испытана под руководством Н. М. Федосеева. Она
широко применяется в высокоскоростных роторах взамен подшип-
никовых узлов с обычными стандартными подшипниками. Весь
подшипниковый узел устанавливается в корпусе, который прак-
тически может быть изготовлен любой конфигурации. В данном
случае важна правильная посадка наружных удлиненных колец
в корпусе с минимально возможным зазором 2—3 мк.
Сравнительные испытания этих опор на долговечность пока-
зали их высокую работоспособность. В табл. XII.4 приведены
данные, полученные при этих испытаниях.
Совмещенные опоры особенно широкое применение получили
в узлах гироприборов и мелких прецизионных электроприводах,
где роторное железо напрессовывается на среднюю утолщенную
часть валика опоры (рис. XII.7). Аналогичные узлы используются
21 Н. А. Спицын и др. 321
3
D
s
Г
1)
Таблица ХП.4
Результаты сравнительных испытаний совмещенных
и стандартных опор на работоспособность
Подшипниковый узел Число оборотов ротора в минуту Долговеч- ность (срок службы), ч Примечания
На стандартных под- шипниках ЗС100Е1 70 000 1000 Разрушение подшип- ников
На совмещенной опо- ре 100 000 2500 Опора в работоспо- собном состоянии
На стандартных под- шипниках С46202Е1 35 000 1500 Разрушение подшип- ников
На совмещенных опо- рах 35 000 5000 Опора в работоспособ- ном состоянии
322
и для карданных подвесов гироприборов. Наружные кольца ра-
диально-упорных шарикоподшипников в целях повышения их
жесткости и точности установки в крышках или корпусах нередко
выполняются утолщенными и расширенными. .Точность изготов-
ления таких опор может быть выше класса С (порядка 0,5 мк по
отклонениям основных размеров, определяющих плавность вра-
щения). Для скоростных шарикоподшипников применяются тек-
столитовые сепараторы, а для опор, работающих при низком
вакууме, — сепараторы из различных полимеров.
Глава XIII
ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
!• ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ О ВЫБОРЕ ПОДШИПНИКОВ
Основным требованием при применении или проектировании
тех или иных подшипников является правильный их выбор, осуще-
ствляемый в зависимости от конкретных условий работы подшип-
ников в машине или приборе. Выбор подшипников производится
по следующим критериям работоспособности:
а) динамическая грузоподъемность, оценивающая усталостную
выносливость материала деталей подшипника в условиях длитель-
ной его работы при достаточно больших периодических контактных
напряжениях, возникающих в кольцах и телах качения подшип-
ника.
б) статическая грузоподъемность, оценивающая стойкость
подшипников по отношению к пластическим деформациям, обычно
21*
323
при невраЩающемся подшипнике или при очень малых оборотах
(п < 1 об! мину,
в) быстроходность, учитывающая скоростные возможности
подшипника;
г) долговечность, определяющая ресурс работы подшипника
в зависимости от величины и характера нагрузки, скорости вра-
щения, температуры и т. п.;
д) теплостойкость, или жаростойкость, учитывающую стой-
кость подшипника к воздействию температур (в первом случае
до 150—200, во втором — более 200° );
е) коррозионная стойкость, учитывающая стойкость подшип-
ника к физико-химическому воздействию окружающей среды;
ж) износостойкость, учитывающая сопротивляемость деталей
подшипника силам трения качения и скольжения, возникающим
между деталями подшипника;
з) точность, выбираемую в зависимости от требований, предъ-
являемых к подшипниковому узлу изделия;
и) жесткость, выбираемую или рассчитываемую в зависимости
от требуемой жесткости подшипникового узла конкретного из-
делия;
к) надежность, определяемую в зависимости от работоспособ-
ности подшипника по тем или иным критериям, перечисленным
выше;
л) специальные требования, к числу которых могут быть отне-
сены условия смазки, среды, характера нагрузки, посадки под-
шипников, периодичности ремонта и контроля подшипника в про-
цессе его эксплуатации и т. п.; данные требования учитывают
специфику работы изделия и подшипника, примененного в нем.
Каждый из указанных критериев оценивается по соответствую-
щим формулам или рекомендациям, указанным в справочной лите-
ратуре на подшипники качения, или специальных технических
условиях на подшипники и подшипниковые узлы изделий. Чаще
всего к подшипнику предъявляются комплексные требования,
в связи с чем оценка его работоспособности производится по сово-
купности перечисленных нескольких (или всех) критериев.
В табл. XIII. 1 указаны общие рекомендации по определению
критериев работоспособности. Способы определения величин,
входящих в основные формулы или рекомендации, показанные
в этой таблице, излагаются в следующем параграфе.
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ВЕЛИЧИН ДЛЯ РАСЧЕТА
ПОДШИПНИКОВ ПО КРИТЕРИЯМ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
Критерии работоспособности подшипников (динамическая и
статическая грузоподъемность, расчетная долговечность, быстро-
ходность и т. п.) определяются в зависимости от следующих пара-
метров: конструкции подшипника; величины и характера дейст-
324
Таблица XIII.1
Основные критерии работоспособности подшипников качения
Критерий Основная формула или рекомендация Примечания
Динамическая грузо- подъемность QnP (nA)013 С Qnp — приведенная на- грузка, кГ п —.число оборотов подшипника в минуту h — требуемый ре- сурс подшипни- ка, ч С — каталожное зна- чение коэффи- циента работо- способности
Статическая грузо- подъемность Qcm. действ Qcm (при п < 1) Qcm. дейст»~ ДвЙСТВИ- тельная статическая нагрузка, *Г; О.ст — каталожное значение статической грузоподъ- емности подшипни- ка, кГ
Расчетная ность долговеч- Обозначения те же, что и для динамической грузоподъемности
Быстро- ходность нормальные подшипники пдейств Ппред п действ ~ действи- и п * тельное и пред предельно допустимое (каталож- ное) значе- ние числа оборотов в минуту
скоростные подшипники [dn] "действили [dcpn] пдейств j [dn] — параметры и №срп] быстроход- ности по ка- талогу
325
Продолжение табл. XIII. 1
Критерий Основная формула или рекомендация Примечания
Точность ПоГОСТу 520—55 или специальным ТУ ВНИИППа Выбору подлежит класс точности подшип- ника в зависимости от требований,предъявляе- мых к точности конкрет- ного подшипникового узла изделия
Посадка подшипни- ков на вал и в корпус По ГОСТу 3325—55 и каталожным данным В зависимости от ве- личины и характера дей- ствующей нагрузки, размеров и скорости вращения подшипника
Тепло- стойкость и жаростой- кость до 200° По специальным ТУ ВНИИППа Теплостойкие под- шипники обозначаются, как правило, индексом | Т (например, 1350 КТ)
свыше 200°
Коррозионная стой- кость По специальным ТУ ВНИИППа из нержа- веющих материалов (например, 9Х18Ш, 11Х18М, ЭИ347 и др.) Подшипники обозна- чаются, как правило, индексом Ю (например, I 1000095Ю)
Жест- кость осевая л Ка = КГ/мк 1 - г. 1 Ли R — осевая и радиальная составляю- , щие ком- । бинирован- ! ной на- грузки (в частном случае А или R лю- гут рав- няться ну- лю) дл и б я — осевое и радиаль- ное смеще- ния одного кольца от- носительно другого
радиальная Kr = -jjp кГ /мк
326
Продолжение табл. XII 1.1
Критерий Основная формула или рекомендация Примечания
Износостойкость Рабочих рекоменда- ций не имеется Определяется экспе- риментально примени- тельно к работе в кон- кретных изделиях и ус- ловиях их эксплуатации
Тип, марка и способ подачи смазки По каталогу Выбирается в зависи- мости от температуры, скорости вращения, дол- говечности и среды (см. соответствующие главы книги)
Потери на трение По каталожным фор- мулам и специальным ТУ ВНИИППа Выбор производится в зависимости от допу- стимого значения ста- тического или кинети- ческого момента, трения по нормативным данным на подшипники или по каталожным формулам (см. соответствующие главы книги)
Уровень вибраций и шумности По специальным ТУ ВНИИППа Определяется в зави- симости от допускаемых величин уровней вибра- ции и шумности, исходя из условий применения подшипника
Надежность По вероятности без- отказной работы по од- ному из законов рас- пределения отказов (нормальному, логариф- мическому, вейбуллов- скому и т. п.). По ниж- ней доверительной гра- нице с учетом требуе- мой надежности Определяется по ре- зультатам испытаний до- статочно большой пар- тии подшипников (см. соответствующие главы книги)
327
вующих нагрузок; условий эксплуатации подшипников. Рас-
смотрим наиболее важные из величин, характеризующие эти пара-
метры.
Коэффициент динамической грузоподъемности С. Под коэф-
фициентом работоспособности С понимается некоторая безразмер-
ная (постоянная для каждого конкретного типоразмера подшип-
ника) величина, учитывающая конструкцию подшипника и уста-
лостную выносливость материала, из которого изготовлены кольца
и тела качения. Соответственно для шарикового и роликового
подшипников:
C = K2°’7du,2i|>cosp; (1)
C = K1Z°-1dplpcos^ (2)
где Z — общее число шариков или роликов в подшипнике; —
диаметр шарика, мм\ dp — средний диаметр ролика, мм\ 1Р — ра-
бочая длина ролика (без фасок), мм\ 0 — угол контакта (по чер-
тежу подшипника или по каталогу); ф = j q02j-------поправоч-
ный коэффициент на размер шарика (dM, мм) — рассчитываются
или выбираются по каталогу; К и Ki — безразмерные коэффи-
циенты динамической стойкости подшипника, выбираемые по ката-
логу в зависимости от типа подшипника.
Величины приведенных коэффициентов колеблются от 60
до 135.
Значения коэффициентов К и Кг приводятся в табл. XIII.2.
Статическая грузоподъемность Qcm. Статическая грузоподъ-
емность подшипника определяется при нулевых или весьма малых
скоростях вращения подшипников (поворотные и опорные устрой-
ства, опоры подвесов, некоторые узлы подъемно-транспортных
машин и т. п.). Выбор подшипника по допустимой статической
грузоподъемности Qcm преследует цель защиты подшипника от
остаточных пластических деформаций. Величина Qcm, кГ для
стандартных подшипников указывается в каталогах. Она опреде-
ляется в зависимости от конструкции шарикового или роликового
подшипников по формулам:
Qcm = К ZdM cos Р; (3)
Qcm = K\Zdplp cos р, (4)
где К и К[ — коэффициенты статической стойкости, опреде-
ляемые в зависимости от типа подшипников по табл. XIII.2;
остальные величины известны из предыдущих формул.
Приведенная нагрузка Qnp- Под приведенной нагрузкой Qnp
понимается условная радиальная нагрузка, эквивалентная по
своему воздействию на подшипник реально действующим ра-
диальной R. и осевой А нагрузкам. При определении приведенной
нагрузки учитывается кинематика и конструкция подшипника,
328
Таблица XIII.2
Значения коэффициентов динамической и статической стойкости К и Кг
Тип подшипника Коэффициенты динамической стойкости Коэффициенты статической стойкости
К К1 1 1
Шариковые подшипники:
радиальные, радиально-упор- ные и магнетные одноряд- ные 65 — 1,25 —
двухрядные сферические 60 — 0,68 —
упорные 95 — 5,0 —
Роликовые подшипники:
радиальные однорядные с ко- роткими цилиндрическими 1 роликами — 70—80 — 2,2
• конические однорядные — 80 — 2,2
радиальные сферические । двухрядные — 135 — 4,4
упорные — 100 — 6,0
а также характер нагрузки (постоянная, переменная и т. п.).
Величина приведенной нагрузки в кГ
Qnp = (RKK + rnA)K6KT. (5)
Кинематический коэффициент Кк, учитывающий, какое из
колец подшипника вращается; определяется в зависимости от
типа подшипника с учетом каталожных данных.
Значения кинематического коэффициента Кк для вращающихся
колец приведены ниже:
Внутреннее кольцо .....................................1,0
Наружное кольцо для сферических подшипников.........1,1
Наружное кольцо для прочих подшипников ..............1,2
Значения динамического коэффициента, или коэффициента
безопасности Кб, учитывающего кратковременные динамические
нагрузки, приведены в табл. ХШ.З.
Значения температурного коэффициента Кт, выбираемого
в зависимости от реальной или расчетной температуры подшип-
ника или подшипникового узла в целом, приведены ниже:
Рабочая температура подшипника, °C Кт
125..............................................................1,05
150....................:..........................................1,1
175..............................................................1,15
200 .............................................................1,25
225 ............................................................ 1,35
250 ..............................................................1,4
329
Таблица ХП1.3
Значения динамического коэффициента Кб
Характер нагрузки Кб Примеры и примечания
Спокойная нагрузка (без толчков) 1 ^Легкие трансмиссии и контрприво- ды. Ленточные транспортеры, рабо- тающие под крышей при непылящем грузе. Мелкие водяные и масляные насосы. Блоки грузоподъемных ма- шин
Легкие толчки. Крат- ковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки 1—1,2 Металлорежущие станки (токар- ные, сверлильные и фрезерные). Эле- ваторы. Машины для обработки хлоп- ка, льна и шерсти. Рольганги мелко- сортных прокатных станов. Внутри- цеховые конвейеры. Редукторы со шлифованными зубьями, работающие в масляной ванне. Электродвигатели и вентиляторы (при точной баланси- ровке их роторов). Ручные подъемные механизмы, краны электрические, ра- ботающие при легком режиме. Буксы вагонеток. Гиромоторы. Пневмотур- бинки. Электрошпиндели 1
Умеренные толчки и вибрации. Кратковре- менные перегрузки до 150% от расчетной на- грузки 1,3—1,5 Редукторы с фрезерованными зубь- ями повышенной точности. Железно- дорожные и трамвайные буксы при челюстных тележках. Краны элек- | трические для среднего режима. ' Электродвигатели с небалансирован- , ными роторами. Валки мелкосортных । прокатных станов. Крановые крюки. | Автомобильные трансмиссии. Карда- ны
1,5—1,8 Буксы бесчелюстных тележек ва- гонов, электровозов и тепловозов. Шлифовальные станки с ручной по- дачей. Строгальные и долбежные станки. Центрифуги и сепараторы. Зубчатые приводы грубого изготов- ления. Грохоты. Трепальные маши- ны. Винтовые конвейеры. Краны электрические, работающие при тя- желом и весьма тяжелом режимах
330
Продолжение табл. XIII.3
Характер нагрузки «б Примеры и примечания
Значительные толчки и вибрации. Кратковре- менные перегрузки до 200% от расчетной на- грузки 1,9—2,5 Валки среднесортных прокатных станов. Дробилки для руды и кам- ней. Кирпичные прессы. Ковочные машины. Копры. Горячие рольган- ги. Галтовочные барабаны
Нагрузка с сильными ударами и перегрузками кратковременными и длительными, достигаю- щими 300% от расчет- ной нагрузки 2,5—3,0 Тяжелые ковочные машины. Вал- ки крупносортных прокатных ста- нов, блюмингов и слябингов. Роль- ганки ножниц и манипуляторов. Дышла лесопильных рам. Подшип- ники в оборудовании, работающем под водой
Коэффициент приведения осевой нагрузки и радиальной Кт
определяется в зависимости от конструкции подшипника
1
где Р — угол контакта по каталожным данным или по
табл. XIII.4.
Таблица XIII.4
Значения коэффициента m приведения осевой нагрузки к радиальной
Подшипники Типы и серии подшипников Значения m
Шариковые однорядные 100, 200, 300 и 400 1,5
Шариковые радиально-упорные од- 36000 1,5
норядные 46000 0,7
Роликовые конические: 66000 0,5
легкой серии 7200, 7500 1,5
средней серии 7300, 7600 1,8
Роликовые конические с большим углом конуса 27300 0,7
Если одна из составляющих А или R равна нулю, то приведен-
ная нагрузка будет:
Qnp = RKkK6Kt (при А = 0); |
Qnp = тАКбКт (при R = 0). | (7)
331
Если подшипник работает в условиях переменной нагрузки
(Л const и R const), то приведенная нагрузка определяется
по формуле
0-зкв — “iPiQi’33 + агРгО!’33 + азРзОз’33 + • • • + a/PiQ3,33 , (8)
где коэффициенты at, a2, . . . a, — учитывают относительную
продолжительность работы на каждом из участков работы под-
шипника
/ _ . ' __ h2 . _ hi
\ 1 ^общ ’ * ^общ ’ ’ hgguf ’
I \
где Лоби4 = S Л,);
Pi» 02, • • 0/ — относительную скорость вращения подшипника
п — число оборотов подшипника при превалирующем по про-
должительности режима работы подшипника).
Частное значение нагрузки Q( определяется по формуле
Q = (RlKK + mAi)K6KTt (9)
где Ri и At — действительные радиальная и осевая нагрузки
на i—т участке работы.
Расчетная долговечность h^. Под расчетной долговечно-
стью hpw понимается время непрерывной работы подшипника
(в течение которого не менее 90% всех подшипников при за-
данных нагрузке и скорости вращения не должны иметь уста-
лостных разрушений — (выкрашивания). Это условие выра-
жается формулой
= O'»
где все величины известны из предыдущих формул (п, об! мин',
Qnpt кГ).
Определение расчетной долговечности производится при по-
верочном расчете подшипника после того, как уточнены реаль-
ные действующие. нагрузки и скорости вращения подшипника.
Данный метод используется обычно к подшипникам, работающим
при числах оборотов не выше предельных каталожных «пред-
Рекомендаций по расчету долговечности скоростных подшипни-
ков (при п >п.пред) в справочной литературе не имеется. В этом
случае производится испытание на долговечность (или на ресурс
с определенным запасом) партии подшипников с последующей
обработкой результатов испытаний методами математической
статистики.
332
Быстроходность подшипника. Под быстроходностью подшип-
ника понимается некоторое предельно допустимое значение числа
оборотов подшипника, исходя из условий кратковременного или
длительного режимов работы. Для стандартных (нескоростных)
подшипников выбор предельно допустимой скорости вращения
определяется условием
Пдейств Ппред , (1 О
где Пдейств — требуемое число оборотов подшипника; ппред —
предельно допустимое каталожное значение числа оборотов
(обычно для внутреннего кольца) применяемого подшипника.
Предельно допустимое каталожное число оборотов подшип-
ника зависит от типа, размеров и серии подшипника, а также от
конструкции и материала сепаратора. В табл. XIII.5 приведены
некоторые данные, характеризующие эти факторы.
Таблица XIII.5
Значения предельного числа оборотов Ппред Для некоторых
типоразмеров подшипников
Подшипники Диаметр отверстия подшипника. мм ппред- «б/мин Примечания
Легкая серия Средняя серия Тяжелая серия
Радиальные, ра- диально-упорные однорядные 20 50 Шар 16 000 8 000 и к о в ы е 13 000 6 300 10 000 5000 —
Радиальные, сферические двухрядные 20 50 16 000 8 000 10 000 5 000 — Широкая серия
Упорные 20 50 6300 4000 2500 — —
Роликовые
Цилиндрические однорядные 20 50 16 000 8 000 «И0 000 6 300 5000 С короткими ро- ликами (узкая се- рия)
Конические од- норядные 20 50 4000 5000 3200 — Широкая серия
333
Определение допустимого числа оборотов высокоскоростных
подшипников производится с учетом параметра быстроходности
[dn] или [dcpn] по формулам:
ftdon ^5 J ,
[depn]
dcp
(12)
Величины параметра быстроходности [dn] или [dcpn] опре-
деляются в зависимости от типа подшипника, материала сепара-
тора, типа, сорта и способа подачи смазки (табл. XIII.6). Таблица
составлена по каталожным и литературным данным. Наиболее
предпочтительным является выбор допустимого значения по
параметру [dcpn], более точно отражающему кинематику под-
шипника. Данные, приведенные в табл. XIII.6, являются при-
мерными и позволяют определять лишь порядок величин допу-
скаемой скорости подшипника пдоп, с последующей его экспери-
ментальной проверкой. Выбор допустимого числа оборотов
подшипников может быть произведен также по графикам
(рис. XIII.1 и XIII.2).
Класс точности подшипника выбирается в зависимости от
требуемой точности вращения узлов машин и приборов, в зна-
чительной степени обусловливаемой точностью вращения под-
шипника.
Примерные значения предельно допу
Подшипники кратковременный Режим смазки
Масляное голо- дание Смазка без при- нудительной циркуляции
Однорядные радиальные шариковые со стальным змейковым сепаратором 50 000—100 000 250 000—500 000
Радиальные, радиально-упорные с мас- сивным латунным, бронзовым или алюми- ниевым сепаратором 120 000—200 000 600 000—1 000 000
То же, с текстолитовым сепаратором 250 000—400 000 120 000—200 000
Радиально-упорные шариковые четы- рехточечные с массивным металлическим сепаратором (кроме стальных) 250 000—350 000 100 000—150 000
334
ГОСТ 520—55' подразделяет подшипники на основные классы
точности: Н, П, В, А и С и промежуточные: ВП, АВ, СА.
В табл. XII 1.7 приводятся для примера допускаемые отклонения
основных параметров для двух крайних габаритных диапазонов
подшипников 307 класса точности Н, В и С.
d-сред, мм Л сред* мм
Рис. XIII. 1. Предельные числа оборо- Рис. XII 1.2. Предельные числа оборо-
тов для однорядных радиальных, ра- тов для сферических и конических ро-
диально-упорных, двухрядных сфери- ликоподшипников, а также для двух-
ческих шарикоподшипников и ролико- рядных радиально-упорных шарико-
подшипников с короткими цилиндри- подшипников
ческими роликами
Таблица XIII.6
стимых величин параметра ldcpn]
[^срп]max’ мм об/мин
Ресурс
длительный
Режим смазки
Циркуляционна я смазка Масляное голо- дание Смазка без при- нудительной циркуляции Циркуляционная смазка
5оо 000—1 ооаооо 1 200000—2000000 2 500000—4 000000 2 500000—3 500000 30 000—50 000 30 000—60 000 10 000—150 000 100 000—150 000 100 000—150 000 150 000—300 000 300 000—750 000 400 000—1 000 000 200 000—300 000 400 000—600 000 800 000—1 200 000 1200000—1 800 000
335
Таблица XIII.7
Допускаемые отклонения по некоторым геометрическим параметрам
подшипника 307
Геометрический параметр Класс точности
Отклонение, мк
Н 1 в ! с
Диаметр отверстия 0-7—12 О-т—12 -34—10
Наружный диаметр Радиальное биение: О-т—15 О-т—15 -44—12
наружных колец Не более 15 Не более 10 Не более 3
внутренних колец Боковое биение по до- рожкам качения: > > 35 > > 17 > > 7
наружных колец Не более 40 Не более 32 Не более 8
внутренних колец > > 45 > > 22 > > 9
В ряде случаев подшипники, исходя из повышенных требо-
ваний к подшипниковому узлу конкретного изделия, изготов-
ляются по специальным ТУ ВНИППа по отдельным параметрам
с точностью, превышающей класс точности С. По отечественным
и зарубежным данным особоточные подшипники могут изготов-
ляться с отклонениями до 1 лыс (и менее) по всем или отдельным
параметрам.
Кроме установленных ограничений метрологического пара-
метра, специальными ТУ могут ограничиваться с требуемой точ-
ностью отклонения от геометрической формы дорожки и тела ка-
чения, углы контакта, величины статического и кинетического
моментов трения, осевая и радиальная жесткость, плавность
хода, уровень вибраций, шумность и т. п., а также чистота рабо-
чих поверхностей деталей подшипников. Стоимость подшипников
в этом случае возрастает в десятки раз.
Рекомендации по выбору таких подшипников базируются на
практическом опыте применения подшипников, использованных
в сходных условиях.
Посадки подшипников на вал и в корпус. Посадки зависят от
габаритных размеров подшипника, величины и характера на-
грузок и реальных условий применения подшипника. Если нет
особых (специфических) требований по посадкам, последние вы-
бираются по ГОСТу 3325—55. Величина натяга или зазора при
посадке подшипника определяется, кроме нагрузок, также в за-
висимости от того, какое из колец вращается. При посадке под-
шипников применяются специальные подшипниковые посадки:
336
а) с гарантированным натягом (глухая — Г1п, Гп)\ тугая — Т1П,
Тп и напряженная — Я1Л, Нп\ б) с переходными посадками,
натягами — зазорами (плотная — /71п, П, скользящая — С1П, Сп
и движения — Dln, Dn)\ в) с гарантированным зазором (ходо-
вая — Хп).
Вопрос о правильном выборе посадок является весьма слож-
ным и ответственным. При этом руководствуются для каждого
частного случая нагружения рекомендациями, подробно изло-
женными в справочной литературе по подшипникам качения.
Жесткость подшипника определяется упругими свойствами
материала и конструкции его деталей. В связи с тем, что жесткость
подшипника является нелинейной (особенно при малых нагруз-
ках), последняя зависит также от величины нагрузки.
В общем виде осевая КА и радиальная жесткость под-
шипника при параллельном смещении одного кольца относительно
другого может быть:
*- = -£• (13)
*« = -£• (Н)
где 6Л и — упругие осевое и радиальное смещения центра
тяжести одного кольца относительно другого.
Величины бл и зависят от сближения 6’j колец с наиболее
нагруженным шариком. Для радиального подшипника при осе-
вой нагрузке А = 0 смещение 6Л = 0, и выражение (13) теряет
смысл.
Упругое радиальное смещение
6л=61 = ср;/*. (15)
где с — упругая характеристика подшипника, вычисленная по
формуле (см. гл. X)
с = (-<-), S Р? + (Я S Р* (16)
Рг—давление на наиболее нагруженное тело качения, напри-
мер, для беззазорного (е = 0) радиального подшипника (см. гл. X)
Р1 = 4,37-у. (17)
Подставляя формулу (15) в выражение (14) и принимая во
внимание (16) и (17), получим
Кц = 0,374 Я7’, (18)
22 Н. А. Спицын и др.
337
а для подшипника с зазором е >0
0,341
(19)
Упругие радиальные смещения центра тяжести одного кольца
относительно другого для обоих случаев равны
(20)
или, используя формулы (18) и (19),
6л = 2,68^г₽’/‘, (е = 0), (21)
6й = 2,93-^7?‘/’, (е = 0). (22)
Общее одностороннее радиальное смещение одного кольца
относительно другого с учетом радиального зазора равно
= + (23)
Значительно сложнее определяется жесткость радиально-упор-
ного шарикового подшипника под действием комбинированной
нагрузки. Опуская выводы и считая в качестве исходных фор-
мулы (13) и (14), можно принять при незначительно изменяющемся
от нагрузок и скорости вращения угле контакта 0:
<2")
<25'
где §1 — сближение с кольцами наиболее нагруженного шарика,
определяемое по формулам:
6, = сР\!- = с (-^ + * =
«s)-;
к А .
4 """ С Sin Р ’
D*/l 7*/1
* О коэффициентах q = /j ctg р) и ctg р) см. гл. X.
(26)
(27)
(28)
338
Коэффициент с здесь определяется также по формуле (16).
При R = 0 осевая жесткость радиально-упорного подшип-
ника
• (29)
Более точное решение задач о жесткости радиально-упорного
подшипника изложены в [8], [104].
В данном разделе не рассматривается вопрос о жесткости пары
подшипников, установленных на концах вала, а также о жестко-
сти дуплексов (сдвоенных подшипников).
Стойкость подшипников по отношению к высоким тепловым
воздействиям, износу, коррозии и ряду других факторов обычно
не может быть рассчитана в связи с отсутствием в современной
практике подходящих методик и нормативных данных. Чаще
всего здесь приходится производить оценку по результатам ими-
тационных испытаний или испытаний непосредственно в реальных
условиях, либо, наконец, путем применения соответствующих
мероприятий, в той или иной мере защищающих подшипник от
указанных воздействий (например, путем применения антикорро-
зийных и теплостойких материалов, покрытий, антикоррозийных
сред, герметизации подшипниковых узлов и т. п.).
Выбор типа, марки и способа подачи смазки изложен в соот-
ветствующих главах книги.
Выбор подшипников по статическому или кинетическому мо-
менту трения, уровню вибраций и шумности производится
исходя из требуемого уровня по каждому из указанных пара-
метров по специальным ТУ ВНИППа, по опыту применения под-
шипника в сходных условиях. Более подробно вопрос о потерях
на трение в подшипниках качения рассмотрен в соответствующих
главах книги.
3. ПРИМЕРЫ ВЫБОРА ПОДШИПНИКОВ
Пример 1. Подобрать шарикоподшипник радиальной одно-
рядный для вала редуктора с радиальной нагрузкой R = 140 кГ,
диаметр вала d = 20 мм, число оборотов вала п = 400 об/мин,
требуемая долговечность h = 5000 ч. Подшипник подвергается
умеренным толчкам и небольшим перегрузкам. Температура
подшипникового узла i < 70° С.
Так как осевых нагрузок нет, то коэффициент работоспособ-
ности
Сра„ = R(nh)0,3 КкК6КТ.
По табл. XIII.3—XIII.7 определяем значения коэффициен-
тов Кк = 1,0 КТ = 1,0, Кб = 1,3. Для нашего случая (nft)0,3 =
= (400-5000)0,3 = 77,7.
22*
339
Коэффициент работоспособности
Ср^ = 140 (400 • 5ООО)0’3 1,3 = 14 500.
По каталогу, согласно ГОСТу 8338—57, для диаметра вала
d = 20 мм при С pan = 14 500 подбираем шарикоподшипник
№ 204 легкой серии, для которого Стабл = 1500, а габариты
dxD X b = 20Х47Х 14 мм.
Пример 2. Подобрать упорный шарикоподшипник для
шпинделя хонинговального станка по следующим данным: осевая
нагрузка на шпиндель А = 600 кГ; л
Рис. XIII.3. Схема к примеру выбора подшип-
ников для шейки вала редуктора
Рис. XIII.4. Реакции опор
от трех составляющих нагру-
зок на зуб шестерни
диаметр вала шпинделя d = 40 мм, необходимый срок службы
подшипника Л = 5000 ч.
Коэффициент работоспособности Ср^ = A (nh)0'3 КТКб-
Корректирующие коэффициенты принимаем равными: Кт —
= 1,0 и Кв = 1,1- Тогда
Ср^ = A (nh)0,3 КТК6 = 600 (400 • 5000)°'3 • 1,0 • 1,1;
и
lg Ср^ = 1g 600 + 0,31g 2 - 10е + 1g 1,1 + 1g 1 = 4,709,
откуда Сра^ = 51 200.
Согласно ГОСТу выбираем упорный шарикоподшипник №8208
легкой серии, для которого Ствбл = 57 000; d = 40 мм-, D =
= 68 мм\ И = 19 мм.
Пример 3. Для шейки вала редуктора (рис. XIII.3) диа-
метром d = 25 мм подобрать подшипник по следующим данным:
окружное усилие на косозубом колесе Р = 141 к.Г\ осевое уси-
лие А = 30 кГ-, радиальное усилие Т = 60 кГ; диаметр шестерни
340
dg = 46 мм; число оборотов вала п = 1000 об/мин-, расстояние
от колеса до опор а = 80 мм; Ь = 40 мм; требуемый срок службы
подшипников h — 5000 ч; внутренние кольца подшипников вра-
щаются вместе с валом; нагрузка спокойная; подшипники рабо-
тают при температуре t < 100° С.
Реакции опор I и II от силы А в вертикальной плоскости
(рис. XIII.4):
RAi(a + b) = A^-;
D —Ра _____ __A_dd_ _ 30*46 __ Е 7Е к г
Ках — КА'— 2(а + Ь) ~ 2(80 + 40) — ’
Реакции в вертикальной плоскости от силы Т:
Ri\ (о + &) — Ть = 0;
«г. = = ТЙГПО - 20 = T-Rr. = 40 кГ.
Реакции от силы Р в горизонтальной плоскости:
Rp,(a + t>)-P, = 0-. Rp, = = >ТТо = 47
—Rpt (cl + b) + Ра = 0;
D _ ?а ______ 141 -80 _Q, р
а + ь “ 80 + 40 " У4 Kl *
Суммарные реакции от сил Л, Т и Р:
Ri = Y(RA, + RT,y + Rp, = ]Л(5,7 + 20)2 + 472 = 53 кГ;
R„ = /(/U-W + Ak = ]/"(5,7 — 40)2 + 942 = ЮО кГ.
д
Так как отношение осевой нагрузки к радиальной — =
30
= 100 = 0’3 < 0,36, то можно принять радиальный однорядный
шарикоподшипник.
Определяем расчетную нагрузку II (правой) опоры, как более
нагруженной
QpacH ~ (R/lKK + mA)K6KT.
Принимая
Кк = 1,0; т = 1,5; Кг=1,0; К6 = 1,0(nh)03 = 102,
имеем Q = (100-1,0 + 1,5-30) 1,0-1,0 = 145 кГ.
Определяем коэффициент работоспособности подшипника
Срася = Q(nh)°-3 = 145(1000-5000)°>3 = 14800.
341
В соответствии с диаметром вала d = 25 мм и коэффициентом
работоспособности = 14 800 по ГОСТу 8338—57 выбираем
радиальный шарикоподшипник № 205 легкой серии, для которого
Стабл = 16 000; dxDxb = 25x52x15 мм.
Пример 4. Подобрать подшипник для вала червяка, если
известны: усилия Q = 25 кГ, Р = 225 кГ, Т = 76 кГ, диаметр
шейки вала под подшипник d = 30 мм, ddnp = 40 мм-, число
оборотов вала п = 935 об!мин\ расстояние между опорами h =
= 150 мм. Передача работает в масляной ванне с легкими толч-
ками при температуре подшипников t 100° С. Желательный
срок службы подшипника h — 5000 ч. Вращается внутреннее
кольцо подшипника.
Определяем реакции от вертикальной силы Т:
Rr,= = 4 = = 38 кГ-
Реакции в вертикальной плоскости от силы Р:
RPtL=P^--
/?p* = 4r- = ^f = 30 кГ’
Rpt = — ^Pi-
Реакции от горизонтальной силы Q:
RQl = RQt = = 12,5 кГ.
Суммарные реакции опоры I и опоры II:
Ri = ]Л(₽г, —/?p.)2 + ₽q. = К(38 — 30)2 + 12,52 = 15 кГ-
R1I = Y(Rt, + Rp,)2 + Rq, = V(38 + 30)2 + 12,52 = 69 кГ.
Определяем возможность установки однорядного радиального
шарикоподшипника, как наиболее дешевого и простого, из усло-
вия -4" 0,36. Однако в нашем случае -4 = -гг~= =
К К К п оУ
= 3,25, следовательно, радиальный шарикоподшипник применить
нельзя.
Выбираем конический роликоподшипник с углом контакта
Р = 12°. Определяем осевые составляющие от радиальных на-
грузок (рис. XIII.5):
на опоры радиальных нагрузок
St= l,3RI tgp = 1,3.15-0,21 =4,1 кГ\
Su = 1,3Rn tg p = 1,3-69-0,21 = 18,7 кГ.
342
Определяем расчетные радиальные нагрузки для опор I и II.
Поскольку Rji S/f >S, в соответствии с табл. XIII.3
(вариант 5), для опоры I:
Qj = = 15-1,0-1,2-1,0= 18,0 кГ.
Расчетная нагрузка для опоры II:
Qu = W* + т[А- (8П - 8/)] I КъКт =
= {69-1,0+ 1,8 [225 —(18,7 —4,1)]} 1,2-1,0 = 546 кГ.
Рис. XIII.5. Расчетные схемы для подбора ^подшипников
вала червяка
В нашем случае А = Ра= 225 кГ. Значение коэффициента т
определяем по формуле
— 1 — 1 — 1 я
т~ 2,6 tg₽ 2,6tgl2° 1,e*
.Определяем коэффициент работоспособности по II (правой)
опоре, как наиболее нагруженной
Срасч = Q2 (nA)0'3 = 546 (935 • 5ООО)0’3 = 53000.
По ГОСТу 333—59 в соответствии с = 53000 и диаметром
вала в месте посадки подшипника d = 30 мм находим ролико-
подшипник конический легкой широкой серии № 7506, для
которого Сщабл = 57 000; d = 30 мм\ D = 62 мм.
Для левой опоры I с целью унификации номенклатуры, учи-
тывая возможность реверсирования, когда нагрузки на опоры /
и II меняются местами, принимаем такой же подшипник.
343
Пример 5. Подобрать шарикоподшипники для вала ко-
робки передач (валы которой работают при переменных нагрузках
и переменных числах оборотов. Диаметр вала d = 25 мм; желае-
мая долговечность h = 5000 ч. Привод работает в условиях
умеренных толчков; вращаются внутренние кольца подшипников,
рабочая температура t < 100° С. Режим работы коробки передач
приведен в табл. XIII.8.
Необходимый коэффициент работоспособности определяется
по формуле
С = Q3K»(n3Mh)°'3 KJMt,
где Q3K» — эквивалентная нагрузка; пзкв — эквивалентное число
оборотов в минуту.
Для рассматриваемого случая
Q3Ke = ’’FaiPiQ?’33 + «2Р2$’33 + азМ!133,
где а! а2, а3 — коэффициенты продолжительности работы при
каждом режиме определяются из соотношений:
Таблица X1II.8
Режим работы коробки передач
Время работы за ресурсный период, ч Нагрузка, кГ Число оборотов, об/мин
hx = 1000 /l2 = 1500 /13 = 2500 Qt = 120 q2 -= 100 Q3 - 60 = 500 п2 — 850 п3 ~ 1300
_ _/h _ 10000 _ АО.
001 h 5000
zy ^2 1500 Л Q
= ~h = 5ббб = °’3’
Лз 2500 л г
“з ='ТГ бббб = °’5-
Принимая число оборотов при
наиболее длительном режиме за
эквивалентную угловую скорость
пэКв=п3— 1300 об!мин, определим
коэффициенты приведения скоро-
стей:
^L- = S = 0’385; p2 = 6T- = S = 0’65;
Пэке 1300 Пжв 13UU
П% ___ 1300 _ 1 Q
Пэке “1300 “
Рз =
Вычисляем значение эквивалентной нагрузки
QJKe = 3f/ 0,2-0,385-1203,33 + 0,3-0,65-1003’33 + 0,5-1,0-603’33 =
= 78 кГ.
Определяем расчетный коэффициент работоспособности, при-
няв значения Кк, Кв и Кт, согласно данным на стр. 329—330.
С^сч = Qsk. (n3Keh)°-3 КкКбКт = 78-1300- 5ООО0,3 • 1,0 • 1,3 • 1,0 =
= 11 400.
344
Таблица X111.9
Вспомогательная таблица для определения величин Q3,33
(к определению (}экв)
3,33 Числовые значения Q3*33 и /Q
Q Q3.33 тыс. 3,33 Q Q3.33 тыс. 3,33 KQ Q q3,33 ТЫС. 3,33 VQ
1 0,001 1 36 154 2,93 71 1480 3,59
2 0,01 1,23 37 169 2,95 72 1550 3,60
3 0,039 1,39 38 185 2,98 73 1630 3,62
4 0,1 1,51 39 201 3,00 74 1700 3,64
5 0,214 1,62 40 219 3,03 75 1780 3,66
6 0,392 1,71 41 238 3,05 76 1860 3,67
7 0,656 1,80 42 258 3,07 77 1940 3,68
8 1 1,87 43 278 3,09 78 2040 3,69
9 1,52 1,93 44 301 3,11 79 2120 3,70
10 2,16 2,00 45 324 3,13 80 2200 3,72
11 2,96 2,05 46 349 3,16 81 2300 3,73
12 3,96 2,11 47 375 3,18 82 2400 3,74
13 5,17 2,16 48 402 3,20 83 2500 3,76
14 6,61 2,20 49 431 3,22 84 2600 3,78
15 8,32 2,26 50 461 3,24 85 2700 3,80
16 10 2,30 51 492 3,26 86 2800 3,81
17 12,7 2,34 52 525 3,28 87 2920 3,82
18 15,3 2,38 53 559 3,29 88 3020 3,83
19 18,3 2,41 54 595 3,31 89 3150 3,84
20 21,7 2,46 55 633 3,33 90 3270 3,86
21 25,6 2,50 56 672 3,34 91 3390 3,87
22 29,8 2,53 57 713 3,36 92 3520 3,88
23 34,6 2,56 58 755 3,38 93 3650 3,89
24 40,5 2,60 59 800 3,40 94 3780 3,90
25 45,7 2,63 60 846 3,42 95 3910 3,92
26 52 2,66 61 849 3,43 96 4050 3,93
27 59,1 2,69 62 943 3,44 97 4200 3,94
28 66,7 2,72 63 1000 3,46 98 4340 3,96
29 75 2,75 64 1050 3,48 99 4490 3,98
30 83,9 2,78 65 1110 3,50 102 4640 4,00
31 93,6 2,80 66 1160 3,51 10s — 8,00
32 104 2,83 67 1220 3,52 104 — 16,00
33 115 2,86 68 1280 3,54 IO6 — 32,00
34 127 2,88 69 1350 3,56 10е — 64,00
35 140 2,90 70 1410 3,58
345
При диаметре вала d = 25 мм этому коэффициенту работо-
способности по каталогу соответствует шарикоподшипник радиаль-
ной однорядный № 105 особолегкой серии, для которого С^л. =
= 11 500.
3 33 3,33z-—
При подсчете Q9M величины Q' и у Q можно опреде-
лять по табл. XIII.9.
4. ОСОБЕННОСТИ ВЫБОРА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО ISO ТК4
Динамическая грузоподъемность. В связи с предстоящим
в ближайшие годы переходом СССР на методику расчета подшип-
ников качения в соответствии с рекомендациями ISO ТК.4, при-
водим краткие сведения об особенностях данной методики, кото-
рая повлечет существенное изменение в подходе к выбору под-
шипников качения.
Базовая динамическая грузоподъемность С по ISO ТК4 опре-
деляется как радиальная нагрузка, которая может восприни-
маться подшипником в течение срока службы, соответствующего
одному миллиону оборотов вращающегося внутреннего кольца
(при неподвижном наружном кольце).
Величина долговечности h' для всех подшипников качения,
кроме подшипников с полным заполнением, связана с динамиче-
ской грузоподъемностью эквивалентной нагрузкой Q' следующими
зависимостями:
Для шарикоподшипников К
3
млн. оборотов
(Сг \10/•
-qt} млн* оборотов
Величина базовой грузоподъемности С для радиальных и
радиально-упорных шарикоподшипников, кроме подшипников
с полным заполнением, вычисляется по формулам:
С' = К' (i cos р)017 Z*7’ di? (dM 25,4 мм)-,
С' = К' (t cos р)0’7 /''3fi47d^ (dM > 25,4 мм).
Здесь dM — диаметр шарика, мм\ Z — число шариков в одном
ряду; i — число рядов шариков в подшипнике; Р — номинальный
угол контакта, град\ К' — коэффициент, зависящий от конструк-
ции и геометрии подшипника, его материала и точности изготов-
ления.
Коэффициент К' изменяется для шарикоподшипников ра-
диальных однорядных и радиально-упорных одно- и двухрядных
в пределах от 4,76 до 6,11;
Для радиальных двухрядных .....от 4,51 до 5,79;
Для сферических ..............................от 1,76 до 4,21;
Для разборных радиальных однорядных (магнет-
ных) .........................................от 1,65 до 4,17.
346
Пределы изменения коэффициента К.' указаны для однорядных
радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников, у кото-
рых радиус желоба на внутреннем кольце Rt 0,52dU4, на на-
ружном кольце RH 0,53^ш и для сферических шарикоподшип-
ников, у которых радиус желоба на внутреннем кольце Re
0,53йш.
Величина базовой грузоподъемности С для радиальных ро-
ликоподшипников вычисляется по формуле
С' = К (Изфф cos p)’z’ Z^d?”.
Здесь dp — диаметр ролика, который для конического ролика
является средним, а для бочкообразного ролика — наиболь-
шим, мм; Z — число роликов в одном ряду; i — число рядов
роликов в подшипнике; 0 — номинальный угол контакта, град",
1эфф — эффективная длина контакта ролика с кольцом, равная
длине ролика без фасок или ширине дорожки качения двух-
бортового кольца без учета ширины проточек для выхода шлифо-
вального круга, мм.
Коэффициент К" аналогичен коэффициенту К', но примени-
тельно к роликоподшипникам его значения находятся в пределах
от 4,66 до 7,98.
Статическая грузоподъемность. Базовая статическая грузо-
подъемность Qcm по JSO TR4 определяется как статическая
радиальная нагрузка, при которой остаточная деформация в кон-
такте наиболее нагруженного тела качения с кольцом равна
0,0001 диаметра тела качения.
Величина базовой статической грузоподъемности для шарико-
и роликоподшипников вычисляется соответственно по следующим
формулам:
Qcm — К iZ dm cos Р;
Qcm = К iZlstptp dp cos p.
Значения коэффициентов R' и R” приведены ниже
Радиальные и радиально-упорные шарикоподшипники, К' . . 1,25
Самоустанавливающиеся шарикоподшипники, К' ...0,34
Роликоподшипники, К” . .......................2,2
Определение эквивалентных нагрузок. Величина эквивалентной
нагрузки Q' для радиальных и радиально-упорных шарикопод-
шипников нормальных конструкций (за исключением подшипни-
ков с полным заполнением) при постоянных радиальной и осевой
нагрузках определяется по формуле
Q' = XRKR + YA,
где X — коэффициент радиальной нагрузки; Y — коэффици-
ент эквивалентности осевой нагрузки; RK — «коэффициент
347
вращения» внутреннего или наружного кольца; 7? — радиаль-
ная нагрузка, кГ\ А — осевая нагрузка, кГ.
Если внутреннее кольцо вращается относительно направления
нагрузки, то Кк = 1. Если же внутреннее кольцо неподвижно
относительно направления нагрузки, то Кк — 1,2.
Значения коэффициентов X и Y определяются согласно дан-
ным табл. XIII. 10 в зависимости от -у с учетом параметра е,
величина которого также дана в табл. XIII. 10.
Таблица XIII.10
Значения коэффициентов X и Y
Типы шарикоподшипников А Однорядные подшипники Двухрядные подшипники е
А KKR - > е С е Кк А KKR >е
Qcmam
х 1 у X У * 1 У
0,014 2,3 2,3 0,19
0,028 1,99 1,99 0,22
0,056 1,71 1,71 0,26
0,084 1,55 1,55 0,28
Радиальные о,н 0,56 1,45 1 0 0,56 1,45 0,3
0,17 1,31 1,31 0,34
0,28 1,15 1,15 0,38
0,42 1,04 1,04 0,42
0,56 1 1 0,44
0,014 1,716 1,968 2,792 0,326
0,029 1,586 1,816 2,58 0,352
0,057 1,432 1,64 2,326 0,388
Радиально-упорные 0,086 1,338 1,53 2,174 0,412
с углом контакта 0,114 0,452 1,280 1 1,466 0,738 2,08 0,428
<12° 0,17 1,186 1,356 1,928 0,464
0,29 1,068 1,218 1,738 0,514
0,434 1,006 1,15 1,636 0,548
0,574 1 1,144 1,63 0,548
Радиально- Р=20° 0,43 1 1 1,09 0,7 1,63 0,57
упорные С в=9А° углом кон- р 0,406 0,848 1 0,89 0,66 1,38 0,7
такта Р=36° 0,366 0,640 1 0,64 0,59 1,04 0,99
348
Для однорядных радиальных и радиально-упорных шарико-
подшипников при е принимается X — к и Y — 0. Другие
значения X, Y и е для нагрузок, не помещенных в таблице, полу-
чают линейной интерполяцией.
При расчете эквивалентной нагрузки для двух сдвоенных
радиально-упорных шарикоподшипников, установленных узкими
или широкими торцами наружных колец одно к другому, пара
одинаковых шарикоподшипников рассматривается, как один двух-
рядный радиально-упорный шарикоподшипник.
При расчете эквивалентной нагрузки для двух или более
однорядных радиальных или радиально-упорных шарикопод-
шипников, установленных последовательно, используются зна-
чения коэффициентов X и Y для однорядных шарикоподшипников.
Эквивалентная нагрузка для конических и сферических роли-
коподшипников обычных типов при комбинированных нагрузках
(радиальных и осевых), постоянных по величине, определяется
по формуле
Q = XKKR + YA,
где при A>R величина X — 0,4, a Y = 0,4 ctg 0, если 0 —
угол контакта для однорядных конических подшипников. Для
двухрядных конических и для сферических роликоподшипников
при A >RX = 0,67, a Y = 0,67 ctg 0.
Более подробные данные по использованию рекомендаций
ISO ТК4 будут опубликованы ВНИИППом в специальном из-
дании.
Глава XIV
КОНСТРУКЦИИ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
И ИХ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
1. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ К ПОДШИПНИКОВЫМ УЗЛАМ
Рациональный выбор схем установки подшипников и точное
соблюдение правил их монтажа является одним из основных
условий надежной и длительной работы подшиипников качения.
Вид передачи и условия ее работы, характер действующих на
опоры осей и валов нагрузок (радиальная, осевая и их соотноше-
ние) определяют выбор схемы установки подшипников и ком-
поновку подшипникового узла в целом.
Конструкция подшипникового узла должна обеспечивать:
а) возможность теплового расширения (удлинения) вала без на-
рушения нормальной работы подшипников, т. е. без нагружения
их дополнительными осевыми нагрузками; б) фиксацию поло-
жения вала в осевом направлении, за исключением передач
349
с шевронными и раздвоенными косозубыми (с противоположным
направлением наклона зубьев) колесами; в) надлежащие усло-
вия для работы подшипника, смазку, предохранение от пыли
и грязи; г) удобство монтажа и демонтажа.
Кроме того, все детали узла должны обладать достаточной
прочностью и жесткостью. Более или менее значительные дефор-
мации валов и стенок корпусов приводят к нарушению нормаль-
ной работы подшипника. Во избежание этого при конструирова-
нии подшипниковых узлов следует добиваться возможно меньших
расстояний между опорами.
Для создания подшипниковых узлов, отвечающих предъяв-
ляемым к ним требованиям, проектирование их следует произво-
дить в такой последовательности: составить эскиз общей компо-
новки узла; определить величину и направление действующих
на подшипник нагрузок; определить тип, размер и класс точности
подшипника; выбрать посадку внутреннего и наружного колец,
а также способ закрепления их на посадочных местах; выбрать
смазку и тип уплотнительных устройств.
2. МЕТОДЫ ОСЕВОЙ ФИКСАЦИИ ВАЛОВ
Наиболее распространен метод осевой фиксации одного конца
вала, т. е. одной опоры. В этом случае одна или несколько других
опор не закрепляются в осевом направлении и являются «пла-
вающими».
Преимущество этого метода заключается в том, что при нагре-
вании вала его удлинение не вызовет заклинивания тел качения
в подшипниках, так как «плавающие» опоры могут перемещаться
в осевом направлении вместе с валом соответственно его удли-
нению. Обычно фиксируют положение более нагруженной опоры
и оставляют «плавающими» менее нагруженные, применяя для
них шариковые радиальные однорядные подшипники. Если на-
грузка на «плавающую» опору значительна, то для нее выбирают
радиальный роликоподшипник с короткими роликами. При этом
одно из колец подшипника (наружное или внутреннее) не должно
иметь буртов; оба кольца жестко фиксируются по отношению
к валу и корпусу, а «плавание» роликов происходит по дорожке
качения одного из колец.
Схемы различной установки фиксирующих и «плавающих»
подшипников показаны на рис. XIV.1.
Другой метод осевой фиксации вала производится за счет
упора каждого из двух подшипников. В этом случае вал фикси-
руется крышками, упирающимися в торцы наружных колец
подшипников. Установку подшипников враспор рекомендуется
производить только для коротких валов при расстоянии между
опорами не свыше 250 мм, а для валов червяков, работающих
при напряженном температурном режиме, — не более 180 мм.
350
Осевая фиксация многоопорных валов. Осевая фиксация
многоопорных валов выполняется различными способами. На
рис. XIV.2, а показана схема трехопорного вала ротора турбины
реактивного двигателя. Левая и правая опоры 1, 3 допускают
осевое перемещение за счет установки роликоподшипников, не
Рис. XIV. 1. Типовые схемы подшипниковых узлов: а — установка парного
комплекта радиально-упорных шарикоподшипников с предварительным натягом
в электрошпинделе; б — установка роликоподшипника в правой «плавающей»
опоре на валу глобоидного червяка; в — правая опора электродвигателя фикси-
рует вал, левая — «плавающая»; г — осевая фиксация вала червяка двойным
упорным шарикоподшипником; д — фиксация вала червяка сдвоенными ра-
диально-упорными шарикоподшипниками с правой «плавающей» опорой; е —
установка червяка на двух конических роликоподшипниках враспор; ж — уста-
новка вала на двух шариковых радиально-упорных подшипниках враспор;
з — установка вала на двух однорядных радиальных шарикоподшипниках
имеющих бортов на одном из колец. Фиксация вала обеспечивается
средней опорой 2 с четырехточечным радиально-упорным шарико-
подшипником.
На рис. XIV.2, б показана схема четырехопорного вала ро-
тора турбореактивного двигателя, выполненного из двух частей
и соединенного установленной между средними опорами 2 и 3
зубчатой муфтой. Обе половины вала имеют справа плавающие
351
опоры в виде роликоподшипников без бортов на одном из колец.
Валы фиксируются от осевых перемещений опорами 1 и 4.
На рис. XIV.2, в показана схема установки промежуточной
опоры на валу турбины турбореактивного двигателя. Опора 2
Рис. XIV.2. Схемы установки многоопорных валов
предназначена для уменьшения прогиба вала. В данной схеме
фиксирующей является левая опора 1 с радиальным или четырех-
точечным шарикоподшипником. Опоры 2 и 3 являются «плава-
ющими».
352
3. ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Точность вращения валов и шпинделей зависит от правильного
конструктивного и технологического оформления подшипниковых
узлов. Спроектированный узел должен обеспечивать строгую
соосность посадочных мест подшипников и достаточную жесткость
узла, устраняющую заклинивание элементов качения.
Защемление тел качения может произойти из-за наличия
дополнительной осевой нагрузки, возникающей в результате
отклонения от заданных линейных размеров вала или сидящих
на нем деталей. Кроме того, причиной защемления могут явиться
удлинения вала в связи с его температурными изменениями; при
длинных валах эти удлинения могут оказаться больше осевого
зазора подшипника.
Чтобы избежать такого заклинивания, между наружным
кольцом и крышкой радиального подшипника оставляют зазор.
Это дает возможность наружному кольцу подшипника переме-
щаться вдоль вала; создается так называемая «плавающая» опора
для компенсирования ошибки в линейных размерах и удлинения
вала от температурных его изменений.
Монтаж и демонтаж подшипникового узла должны быть до-
статочно простыми и удобными.
Рассмотрим некоторые схемы компоновки подшипниковых
узлов в типовых приводах.
На рис. XIV.3 дана схема подшипниковых узлов одноступен-
чатого цилиндрического редуктора (РЦ1-15ОА), выпускаемого
заводом им. Котлякова.
Установка двух радиальных однорядных шарикоподшипников
с гарантированным осевым зазором (рис. XIV.4, а). По такой схеме
подшипники обычно устанавливаются в корпусах со сквозной
расточкой на проход посадочных мест одинакового диаметра
(рис. XIV.4, б).
Чтобы компенсировать температурные расширения вала и
погрешности по длинам при изготовлении и монтаже деталей узла
в осевом направлении предусматривается зазор а = 0,15 -г-1,0 мм
или а = 0,0015/ (Z — расстояние между опорами). Такая уста-
новка подшипников рекомендуется для узлов, где вал испыты-
вает преимущественно радиальную нагрузку и работает при сред-
них числах оборотов (до 3000 в минуту).
Здесь обычно не предусматривается осевое крепление под-
шипников на валу. Внутреннее кольцо подшипника монтируется
на вал по посадке Н, а наружное кольцо в корпусе по посадке Сп,
что позволяет осуществлять под осевой нагрузкой перемещение
вала на величину гарантированного зазора. При наличии на
валу косозубых и червячных колес, а также фрикционных и ку-
лачковых муфт данный способ установки подшипников не реко-
мендуется.
23 Н. А. Спицын и др.
353
Установка радиально-упорных подшипников враспор. Радиаль-
ная нагрузка создает в радиально-упорных шарико- и роликопод-
шипниках осевые составляющие, действующие по оси вала. Для
предотвращения перемещения вала от составляющих сил (при
установке в каждой опоре одного подшипника и небольших рас-
стояниях между опорами) можно устанавливать их враспор.
При установке радиально-упорных подшипников враспор
требуется обработка посадочных мест корпуса одним инстру-
ментом на проход, что обеспечивает соблюдение надлежащей
соосности.
Установка радиально-упорных подшипников враспор обычно
рекомендуется для валов, имеющих расстояние между опорами
не свыше 250 мм, или при соотношении диаметра и длины вала
2—12. При длинных валах, когда тепловые деформации дости-
гают значительных величин, при установке враспор происходит
защемление подшипников.
Рассматриваемые типы подшипников относятся к числу регу-
лируемых. При их монтаже одновременно осуществляется регу-
лировка осевой игры в парном комплексе подшипников, т. е.
установка требуемой величины зазора между телами качения
и наружным кольцом разгруженного подшипника при действии
осевой нагрузки на второй подшипник. Часто такая регулировка
производится набором прокладок из латунной или железной
354
фольги с толщинами 0,05; 0,1 и 0,15 мм при общей толщине ком-
плекта до 1,5 мм.
Необходимую толщину прокладок в процессе регулировки
устанавливают в небольших приводах в такой последовательности:
к подшипнику привертывают торцевую крышку без установки
прокладок; проворачивают вал от руки с периодическим подтя-
гиванием крышечных винтов до момента возникновения тугого
проворачивания; когда вал перестанет проворачиваться от руки,
прекращают подтяжку крышки подшипника; замеряют щупом
зазор между фланцем крышки и корпусом. К величине этого
зазора прибавляют рекомендуемую величину осевой игры под-
шипника, что и составит требуемую толщину прокладки.
Рекомендуемые значения регулировочной осевой игры кони-
ческих и других подшипников даны в табл. XIV. 1. Меньшие
значения зазоров используются для опор повышенной точности
вращения.
После установки и окончательной затяжки крышки с ком-
плектом необходимой толщины прокладок проверяется осевой
зазор индикатором с осевым отжимом вала в обоих направлениях.
23*
365
Таблица XIV.l
Рекомендуемые значения регулировочной игры подшипников
Диаметр вала. Серия подшипника Осевые зазоры для подшипников, мм
радиально-упорных двойных упорных
роликовых конических шариковых
мм
До 30 Легкая 0,03—0,10 0,02—0,06 0,03—0,08
Легкая широкая и сред- няя широкая 0,04—0,11 — —
Средняя и тяжелая 0,04—0,11 0,03—0,09 0,05—0,11
Св. 30 Легкая 0,04—0,11 0,03—0,09 0,04—0,10
До 50 Легкая широкая и сред- няя широкая 0,05—0,13 — —
Средняя и тяжелая 0,05—0,13 0,04—0,10 0,06—0,12
Св. 50 Легкая 0,05—0,13 0,04—0,10 0,05—0,12
До 80 Легкая широкая и сред- няя широкая 0,06—0,15 — —
Средняя и тяжелая 0,06-0,15 0,05—0,12 0,07—0,14
Св. 80 Легкая 0,06—0,15 0,05—0,12 0,06—0,15
До 120 Легкая широкая и сред- няя широкая 0,07—0,18 — —
Средняя и тяжелая 0,07-0,18 0,06—0,15 0,10—0,18
Радиально-упорные шарико- и роликоподшипники, а также
упорные шарикоподшипники на горизонтальных валах при выборе
их по повышенным классам точности могут устанавливаться не
с осевой игрой, а с предварительным натягом.
Опоры со сдвоенными радиально-упорными подшипниками. Вал
червяка может монтироваться на одинарных и сдвоенных радиаль-
ных, радиально-упорных шариковых и роликовых подшипниках
(рис. XIV.5, а). Установка на одном конце вала сдвоенных ра-
диально-упорных шарикоподшипников (рис. XIV.5, б) широко
распространена в общем машиностроении в тех случаях, когда
лри наличии больших осевых нагрузок возможно значительное
удлинение вала ввиду его относительно большой длины.
Сдвоенные шарикоподшипники «Дуплекс» воспринимают как
радиальную, так и осевую нагрузку любого направления и жестко
фиксируют вал. Вторая опора в этом случае выполняется «пла-
вающей».
При установке в качестве «плавающей» опоры радиального ша-
рикоподшипника (рис. XIV.5, б) его наружное кольцо монти-
руется по скользящей посадке в корпус, что дает возможность
356
a)
осевого перемещения конца вала. Внутреннее кольцо в этом слу-
чае устанавливается по напряженной посадке.
Роликоподшипник (рис. XIV.5, в, г) устанавливается при на-
личии значительной радиальной нагрузки на данной опоре.
Для этой цели выбирают роликоподшипники без бортов на наруж-
ном или на внутреннем коль-
цах. Безбортовое кольцо же-
стко закрепляется в осевом
направлении. Монтаж сдво-
енных радиально-упорных
подшипников технологически
удобно производить в стака-
нах, имеющих толщину 5—
7 мм. Если при монтаже тре-
буется перемещать стакан
в осевом направлении, то его
устанавливают в корпус по
скользящей посадке.
Рис. XIV.5. Опоры вала червяка
4. «ПЛАВАЮЩИЕ» ВАЛЫ,
СПОСОБЫ КРЕПЛЕНИЯ
ПОДШИПНИКОВ
В тех случаях, когда необ-
ходимо, чтобы один из валов
машины имел при работе воз-
можность осевого перемеще-
ния в обоих направлениях,
опоры устанавливают с осе-
вым зазором. Такие валы
называются «плавающими».
Здесь нередко используются
роликоподшипники без бор-
тов на одном из колец, пре-
имущественно на наружном
или же на радиальных одно-
рядных, реже на сфериче-
ских шарикоподшипниках.
Установка «плавающих»
и сферических шарикоподшипниках (б) показана на рис. XIV.6.
«Плавающие» валы применяются для валов редукторов с шев-
ронными колесами, обычно при сравнительно небольшом рас-
стоянии между опорами.
Срок службы подшипников качения в узлах машиностроения
достигает 10 000 и более часов. За этот период действующие на
подшипник нагрузки нередко так изменяют характер посадки
колец, что они приобретают возможность свободного проворачи-
валов на роликоподшипниках (а)
357
вания и перемещения в осевом направлении, что создает пред-
посылки для выхода из строя как подшипников, так и узла в це-
лом. Напряженная и даже тугая посадки не могут иногда обеспе-
чить фиксации колец в осевом направлении, в особенности при
значительных осевых нагрузках и при высоких скоростях враще-
ния. Это положение имеет место и в тех случаях, когда на под-
шипники действуют переменные радиальные нагрузки, причем
здесь характерно при высоких скоростях и малых нагрузках
проворачивание колец в-корпусах. Таким образом, осевое креп-
Рис. XIV.6. Установка «плавающих» валов
ление колец повышает надежность работы опор. При выборе того
или иного метода крепления необходимо учитывать характер сил,
действующих на опору, рабочие числа оборотов подшипника и
конструктивные особенности узла в целом.
Если на подшипник действуют незначительные осевые нагрузки,
а скорость вращения невелика, то можно не крепить кольца под-
шипника с одной из сторон. Посадка должна быть наиболее
простой и дешевой.
Способы крепления внутренних колец подшипников на валах.
При действии на опору значительных осевых усилий широкое
применение получил стандартный способ крепления внутреннего
кольца подшипника на валу с помощью гайки с предохранитель-
ной стопорной шайбой. Этот способ относительно дорог, требует
нарезания резьбы на валу и фрезерования паза под зуб стопорной
шайбы, что не всегда можно выполнить. Размеры стандартных
шайб приведены в табл. XIV.2.
Эта конструкция крепления подшипника концевой шайбой
может быть применена при сравнительно небольших осевых на-
грузках.
Крепление подшипника на валу при сравнительно небольших
осевых нагрузках часто осуществляется установкой в проточке
вала пружинного кольца прямоугольного сечения. Этот вид
крепления применяется для малогабаритных приводов с глад-
358
Таблица XIV.2
Предохранительные (стопорные) шайбы для шлицевых гаек,
используемых при осевом креплении подшипников
d Di D е с h т п ь t Соответ- ствую- щая гайка
12,5 20 26 4,5 4,5 1 10,5 2 5 10 12X1,25
14,5 24 30 4,5 4,5 1 12,5 2 5 12 14X1,5
16,5 26 32 4,5 4,5 1 14,5 2 5 14 16X1,5
18,5 28 34 4,5 4,5 1 16,5 2 5 16 18X1,5
20,5 30 36 4,5 4,5 1 18,5 2 5 18 20X1,5
22,5 34 40 4,5 4,5 1 20 3 5 19,5 22X1,5
24,5 36 42 4,5 4,5 1 22 3 5 21,5 24X1,5
27,5 39 45 4,5 5,5 1 25 3 6 24,5 J27X1.5
30,5 42 48 4,5 5,5 1 28 3 6 27,5 30X1,5
33,5 44 52 5,5 5,5 1 31 3 6 30,5 33X1,5
кими валами без бортов для упора. Кольца такого типа изготов-
ляются из пружинной стали для диаметров валов 5—80 мм
(табл. XIV.3).
Крепление наружных колец подшипников в корпусах. Способы
крепления наружных колец подшипников в корпусах весьма
разнообразны. Наружное кольцо подшипника может устанавли-
ваться либо в стаканах, либо непосредственно в гнездо корпуса.
Применение стаканов значительно упрощает и облегчает монтаж
узла, который собирается отдельно и в собранном виде уклады-
вается в корпус. Стаканы изготовляются из чугуна или стали
и закрепляются в корпусе редуктора от осевого перемещения раз-
личными способами. Устанавливать подшипники непосредственно
в гнезде корпуса, т. е. без стаканов, нежелательно, так как это
затрудняет сборку вала и не дает возможности обеспечить требуе-
мой посадки наружного кольца подшипника, а в ряде случаев
усложняет технологию расточки корпуса.
359
Таблица XIV.3
Размеры пружинных стопорных колец для крепления
внутренних колец подшипников на валах, мм
Наружное кольцо подшипника почти всегда закрепляется при-
жатием крышкой к буртику стакана. Крышка закрепляется на
приливе винтами. Применяются также крепление крышек с по-
мощью бурта, входящего в выточку корпуса. Такое крепление
крышек имеют редукторы типа РМ.
Крепление колец подшипников торцевой крышкой, фланцем
или упорным буртом корпуса — надежный и самый распростра-
ненный способ. Недостаток его заключается в необходимости
тщательной расточки корпуса. Поэтому данный вид крепления
чаще применяется при установке подшипника не непосредственно
в корпусе, а в стакане с упорным буртом.
Крепление наружного кольца подшипника в корпусе штампо-
ванным фланцем и упругим разжимным кольцом. Этот вид креп-
ления допускается в том случае, если на опору действуют весьма
незначительные осевые усилия. Недостаток этого метода крепле-
ния заключается в необходимости точно выполнить в корпусе
проточку для разжимного кольца.
В опорах точных узлов, где требуется тщательная регулировка
подшипников, последняя производится резьбовыми кольцами.
360
Сложность изготовления резьбы в корпусах ограничивает при-
менение такого способа крепления.
Широкое применение находит способ крепления наружных
колец регулируемых подшипников в корпусах торцевыми крыш-
ками с комплектом прокладок из фольги, особенно при установке
их враспор в двухопорных коротких валах. Размеры торцевых
крышек приведены в табл. XIV.4.
Таблица XIV.4
Крышки для узлов с подшипниками качения
Крышки глухие
Крышки с отверстием
। Q 1 1 « 1 । ч 1 I 43 1 Количе- ство болтов Q ! । Q । । 1 * I - Q | Количе- 1 ство J болтов | 1
' 40 62 80 1 7 : 4 10 80 105 130 1 12 4 12
42 64 85 э i 4 10 85 ПО 135 i 12 6 12
47 68 90 9 i 4 ; 10 90 115 140 12 6 12
1 52 72 95 9 i 4 j 10 100 125 150 12 6 12
1 62 85 ПО 9 4 1 10 ПО 140 170 14 6 1 12
72 95 120 12 1 4 1 10 120 150 180 14 6 I 14
Примечание, a zz (0,9 4- 1,0) rfy, b s (1.2 4- 1,3)
Для облегчения регулировки наружных колец конических
роликоподшипников при значительных осевых нагрузках и по-
вышенных числах оборотов иногда применяется фасонная шайба
с поджимающим ее винтом. Фиксация наружного кольца под-
шипника при помощи двух установочных колец рекомендуется
при отсутствии буртов в корпусе и на валу, при наличии точной
обработки канавок и ограниченных осевых нагрузках.
361
При наличии осевых усилий установочные кольца можно про-
верить на срез и смятие.
Расчет установочных колец на срез и смятие можно произво-
дить по формулам:
^4 = [т]^ я dj) ; А = [о]см я dfHcp ,
где А — осевая нагрузка; воспринимаемая кольцом; о — тол-
щина колец, изменяющаяся в зависимости от диаметра; Нср —
средняя высота заплечика, создаваемого вставленным в канавку
кольцом; К — коэффициент ослабления соединения стыком (К —
= 1,5-г-1,7 для литья и 1,3—1,35 для изделий из термически
необработанного металла).
Допускаемые напряжения на срез и смятие для установочных
колец:
[т]гр = 1000 кГ/см2-, [о]СЛ = 1800 кГ/см2.
Крепление наружных колец радиальных шарикоподшипников
при помощи установочных колец широко применяется в узлах
планетарных передач, особенно для сателлитов.
В тех случаях, когда по конструктивным или технологическим
причинам неприменимы типовые схемы крепления наружных
колец, используются завальцовка, чеканка и комбинированные
методы.
5. ОПОРЫ ВАЛОВ КОНИЧЕСКИХ ШЕСТЕРЕН
Опоры валов конических зубчатых колес находятся под воз-
действием как радиальных, так и значительных осевых нагрузок,
поэтому здесь часто применяют радиально-упорные подшипники
(рис. XIV.7, а). На рис. XIV.7, б показаны характерные схемы
установки конических роликоподшипников, а на рис. XIV.7, в —
формы конструкций подшипниковых узлов со стаканами кони-
ческо-цилиндрических редукторов КЦ1-250 и КЦ-50, выпускае-
мых ленинградским машиностроительным заводом им. Котлякова.
Диаметр стакана, т. е. расточка под него в корпусе, должен
быть на 2—3 мм больше диаметра конической шестерни. В про-
тивном случае коническая шестерня будет насадкой (см.
рис. XIV.7, а), закрепленной гайкой. При этом монтаж узла
затрудняется.
При наличии осевых усилий, во много раз превышающих
радиальные, подшипниковые узлы проектируются с радиальными
и упорными подшипниками (рис. XIV.8, а, б).
Для получения малогабаритного подшипникового узла иногда
применяют игольчатые подшипники или подшипники с длин-
362
363
Рис. XIV.8. Конструкции под-
шипниковых узлов с радиаль-
ными и упорными подшипни-
ками: а — опора поворотного
крана; б — опора механизиро-
ванного винтового домкрата
364
ными цилиндрическими роликами, которые обладают значитель-
ной грузоподъемностью и воспринимают только радиальные
усилия. Такие подшипники применяются в карданных валах
и других передачах (рис. XIV.9).
в. ЗАЗОРЫ В ПОДШИПНИКАХ
КАЧЕНИЯ
Возможность смещения на-
ружного кольца подшипника
относительно внутреннего коль-
ца определяется радиальным и
осевым зазорами между рабо-
чими элементами подшипника
(рис. XIV. 10, а).
В зависимости от того, на-
ходится ли подшипник в свобод-
ном состоянии или он смонти-
рован на валу, различают три
вида радиальных зазоров: на-
чальный; посадочный; рабочий
(имеющий место, когда подшип-
ник находится под нагрузкой).
Смещение одного кольца от-
носительно другого (рис.
XIV. 10, б) на величину S =
с S
= ~2~ + ~2-* в ДВе СТ0Р0НЫ в
Рис. XIV.9. Вал карданной передачи
с игольчатыми подшипниками
величины осевой игры при парной
Рис. XIV. 10. Начальный радиальный зазор
(а) и начальная осевая игра (б)
осевом направлении называется
осевой игрой, зависящей от величины радиального зазора.
Если расстояние между опорами I 12d, то примерные
установке радиально-упор-
ных и упорных подшипни-
ков можно определять по
кривым рис. XIV. 11.
Величина необходимого
зазора в значительной сте-
пени зависит от пределов
колебания рабочей темпе-
ратуры подшипникового
узла, от длины вала, ре-
жима-нагрузки и угла кон-
такта наружного кольца.
Чрезмерное увеличение за-
зора хотя и способствует предотвращению защемления тел каче-
ния, однако отрицательно сказывается на долговечности подшип-
ника, так как приводит к повышению нагрузки на наиболее
нагруженное тело качения.
365
При установлении необходимой осевой игры для подшипников,
работающих в условиях больших колебаний рабочей темпера-
туры, необходимо учитывать возможные температурные измене-
ния длины вала. Величина осевого зазора при этом не должна
быть меньше удлинения вала, так как возможно заклинивание
тел качения.
Большие радиальные и осевые зазоры в ряде случаев неже-
лательны также и потому, что
в опорах могут возникнуть биения
и вибрации вала. Это в особенно-
сти недопустимо для подшипнико-
вых узлов быстроходных шпинде-
лей точных металлорежущих стан-
ков, валов двигателей и быстро-
ходных механизмов автоматиче-
ских устройств.
Предварительный натяг ради-
ально-упорных подшипников. В тех
случаях, когда необходимым усло-
вием работы узла является полное
отсутствие вибраций, применяются
радиально-упорные подшипники
с предварительным натягом, кото-
рый устраняет осевую и радиаль-
ную игру подшипника. Предвари-
тельный натяг осуществляется
в опорах точных станков, приборов
Рис. XIV.11. Кривые зависимости
осевой регулировочной игры от диа-
метра вала:
/ — конические роликоподшипники;
2—радиально-упорные шарикоподшип-
ники; 3 — двойные упорные шарико-
подшипники
путем осевого смещения под на-
грузкой одного кольца подшипника
относительно другого.
Предварительный натяг двух
одинаковых подшипников, уста-
новленных в одной опоре и раздви-
нутых на некоторое расстояние
один от другого, осуществляется распорными втулками
(рис. XIV. 12). Втулки, установленные между внутренними и на-
ружными кольцами пары подшипников, имеют разную длину,
за счет чего и осуществляется предварительный натяг.
Предварительный натяг подшипников может быть также вы-
полнен при помощи установки очень тонкого шлифованного кольца
или комплекта колец из фольги или папиросной бумаги между
наружным или внутренним кольцами подшипников, установлен-
ных в паре на одной опоре. Изменяя толщину промежуточного
кольца или варьируя прокладки, можно получить различную
величину предварительного натяга.
Предварительный натяг осуществляется также за счет усилий,
создаваемых цилиндрическими винтовыми пружинами сжатия
или тарельчатыми пружинами, действующими на наружное
366
кольцо подшипника. Метод предварительного натяга пружинами
применяется в узлах высокоскоростных агрегатов и шлифоваль-
ных шпинделей. Преимущество этого способа заключается в том,
что в процессе эксплуатации величина предусмотренного натяга
сохраняется постоянной.
Рис. XIV. 12. Схемы предварительного натяга подшипников при
помощи распорных втулок разной длины
Предварительный натяг можно также обеспечить изменением
ширины наружных колец двух сопряженных подшипников, что
достигается сошлифовкой торцов их колец.
На рис. XIV. 13 показаны схемы взаимного расположения
парных комплектов подшипников «Дуплекс» с предварительным
Схема „х“
Цо затяжки
Схема „0“
Схема „Т“
После затяжки
Рис. XIV. 13. Схемы парной установки подшипников с предварительным натягом
натягом: для опор, не требующих пониженной угловой жесткости
(схема «X»); при необходимости большой угловой жесткости
(схема «О»); при большой односторонней осевой нагрузке на опору
(схема «7»).
Приведем методику определения усилия для обеспечения за-
данного предварительного натяга. Его минимальная величина
определится из выражения
Л0(11п = 1,58 tg р/? ± 0,5Л, кГ,
где R — действующая радиальная нагрузка на подшипник, кГ\
А — действующая осевая нагрузка, к,Г\ 0 — угол контакта
(расчетный).
Знак плюс относится к подшипнику, воспринимающему
действующую осевую нагрузку; знак минус — к подшипнику,
367
который под действием внешней осевой нагрузки разгружается
от усилия предварительного натяга. Последнее выбирают по наи-
большему из двух полученных значений.
7. ВИДЫ НАГРУЖЕНИЯ
И ПОСАДОК КОЛЕЦ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
При выборе посадок решающее значение имеет вид и направ-
ление действия нагрузки на посадочные поверхности вала и кор-
пуса подшипника.
Различают три основных вида нагружения колец: местное,
циркуляционное, колебательное.
Местным нагружением кольца называется такой характер
нагружения, когда радиальная нагрузка воспринимается лишь
ограниченным участком дорожки качения и передается на огра-
ниченный участок посадочной поверхности вала или корпуса.
Циркуляционным называется такое нагружение кольца, когда
действующая нагрузка воспринимается всей дорожкой качения
и передается также на всю посадочную поверхность вала или
корпуса. Вид нагружения будет иметь место и в том случае, когда
кольцо и нагрузка вращаются с разными скоростями.
В табл. XIV.5 и на рис. XIV. 14 приведена схема подшип-
ника, на который действуют две радиальные нагрузки — одна
постоянная по направлению 7?„, а другая Rb, меньшая по вели-
чине, — вращающаяся.
Таблица XIV.5
Схемы местного и циркуляционного нагружения
Вид нагружения Вращается вал Вращается корпус
Местное
Циркуляционное
368
Рис. XIV.14. Колебатель-
ное нагружение
Если равнодействующая этих нагрузок будет колебаться
(рис. XIV. 14) на участке дуги угла ±а, не делая полного оборота,
то в этом случае будем иметь вид нагружения кольца, который
называется колебательным. При этом такое же нагружение будет
иметь посадочная поверхность вала или корпуса. Если нагрузка 7?„,
постоянная по направлению, меньше вращающейся Re, то кольца
являются либо местно нагруженными, либо циркуляционно на-
груженными в зависимости от схемы приложения сил.
В табл. XIV.6 указаны виды нагружения подшипника в за-
висимости от схемы приложения действующих сил.
Посадки шарико- и роликоподшипни-
ков нормальной и повышенной точности
на валы или оси и в корпусы производятся
по ГОСТу 3325—55. В соответствии с су-
ществующими стандартами установлена
следующая группа специальных посадок
колец подшипников качения: ходовая
подшипниковая — Хп; движения подшип-
никовая — Дп, Д1п; скользящая подшип-
никовая — Сп, Сщ, С3п; плотная подшип-
никовая— Пп, ПХп\ напряженная подшип-
никовая — Hn, Н1п; тугая подшипнико-
вая — Т„, Т1П-, глухая подшипниковая —
Гп> Г1П.
Правильный выбор посадок для колец
подшипников качения имеет весьма суще-
ственное значение с точки зрения обеспечения их работоспособ-
ности. При выборе посадок следует учитывать, какое из колец
вращается (внутреннее или наружное), величину и характер на-
грузки, скорость вращения, тип подшипника и условия его
монтажа.
Посадка шарико- и роликоподшипников на вал (рис. XIV. 15)
осуществляется по системе отверстия; отклонения внутреннего
диаметра подшипника остаются постоянными, а для разных по-
садок меняются предельные размеры вала. Посадка шарико-
и роликоподшипников в корпус осуществляется по системе вала;
отклонения наружного диаметра подшипника остаются постоян-
ными, а для разных посадок меняются предельные отверстия
корпуса.
Кольцо, вращающееся вместе с сопряженной деталью, должно
иметь неподвижное соединение с ней (посадку с натягом), потому
что при взаимном обкатывании соприкасающихся поверхностей,
в случае если между ними имеется зазор, происходит интенсивный
износ этих поверхностей, что влечет выход из строя подшипника,
иногда после нескольких часов работы.
При монтаже подшипника на вал с большим натягом (посадки
Н, Т и Г) не исключена возможность полного исчезновения
24 н. А. Спицын и др.
369
Таблица XIV.6
Схемы приложения сил и виды нагружения подшипников
Схемы приложения сил Вид нагружения
Наружное кольцо Внутреннее кольцо
Колебательное Циркуляционное
Ягг \ Л Циркуляционное Колебательное
А’,,. >Rb кР/ Циркуляционное Местное
Rn^Rb Местное Циркуляционное
радиального зазора. Это не касается регулируемых подшипников
(радиально-упорных шариковых и конических роликовых), где
зазор устанавливается после регулировки. Уничтожение зазора
при небольших нагрузках, действующих на подшипник, когда
собственные упругие деформации колец и тел качения невелики,
а момент на валу мал, связано во многих случаях с опасностью
заклинивания подшипника из-за защемления шариков или ро-
ликов. Посадки с большими натягами Гп и Тп используются
сравнительно редко и только при больших нагрузках для колец,
жестко связанных с вращающимися деталями.
370
Некоторые конструктивные схемы опор машин, где вращается
корпус, а вал неподвижен, показаны на рис. XIV. 16. В этих узлах
во вращающихся корпусах наружные кольца подшипников
устанавливаются по плотной или напряженной посадке, а внутрен-
ние кольца на вал — по скользящей или плотной посадке.
Выбор посадки подшипника на вал с натягом определяется
по формуле
Л - i3NR
10е (6 —2г) ’
где Д — натяг, мм; R — радиальная нагрузка, кГ; Ь — ширина
внутреннего кольца, мм; г — радиус закругления (фаска), мм.
Корпус (стакан)
Рис. XIV. 15. Схемы посадок колец подшипников
Величина N для подшипников легкой серии принимается рав-
ной 2,78, средней — 2,27, тяжелой — 1,96.
Чистота посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов
при осуществлении посадок должна быть не ниже классов чи-
стоты, указанных в табл. XIV.7.
Возможные сочетания посадок подшипников на вал и в корпус
приведены в табл. XIV.8.
При выборе посадок можно использовать рекомендации, со-
держащиеся в табл. XIV.9 и XIV. 10.
Подавляющее большинство высокоскоростных подшипников
работают в условиях восприятия относительно невысоких радиаль-
ных и более значительных, но далеко не предельных, осевых
нагрузок, иногда при больших температурных перепадах, в усло-
виях ограниченной радиальной и осевой игры или предваритель-
ного натяга. В этих случаях посадки с большими натягами
24* 371
Рис. XIV. 16. Подшипнико-
вые узлы с вращающимися
наружными кольцами:
а — барабан ленточного
конвейера; б — натяжной
ролик; в — шкив клиноре-
менной передачи
372
Таблица XIV.7
Качество обработки посадочных поверхностей подшипников
Посадочные поверхности Классы точно- сти шарико- и роликоподшип- ников Номинальные диаметры, мм
до 80 более 80 до 500
Классы чистоты
Н и П 7 6
Валов В и А 8 7
С 9 8
Отверстий корпусов Н и П В, А и С 7 8 6 7
Торцов заплечиков валов Н и П 6 6
и корпусов В, А и С 7 6
Таблица XIV.8
Сочетание посадок для диаметров валов и отверстий
Посадки Вал вращается Вал не вращается
На вал Нагружение циркуля- ционное Нагружение местное
Н П С д
В корпус • П — для нерегулир; упорных подшипников. Нагружение местное Нагружение циркуля- ционное
с | с уемых циркуляционно нагру П* женных колец 1 н радиально-
противопоказаны, а регулируемые кольца радиально-упорных ша-
рикоподшипников должны быть смонтированы с жестко ограни-
ченными по величине, но строго гарантированным зазором. Для
подшипников класса С и выше, устанавливаемых в узлах пре-
цизионных шпинделей и на роторах особо быстроходных электро-
двигателей, посадка внутренних колец выполняется с натягом
от нуля до нескольких микрон, наружные же кольца монтируются
с зазором от 3—4 до 10 мк. Из числа стандартных посадок этим
условиям наиболее близко соответствуют посадки П1п для вну-
тренних колец и С1П Для наружных. Повышение нагрузок вызывает
необходимость некоторого увеличения посадочных натягов для
373
Oi
>
X
CQ
Cf
X
-ю
CQ
Посадки « е с НпП пП 1П С Е: ас S с 4: с
I Диаметры подшипников | радиально-упорных ролико- вых Подшипники всех диаметров До 40 До 100 До 100 До 180
шарико- вых До 100 Св. 100 о о § Св. 100
' радиальных ролико- вых До 40 До 100 До 40 До 100 1
1 шарико- вых До 40 До 100 До 100 Св. 100
Наименование машин и подшипниковых узлов Ролики ленточных транспортеров, конвейе- ров и подвесных дорог Колеса автомобилей, тракторов, вагонеток и т. д. Центрифуги, турбо- компрессоры, центро- бежные насосы, венти- ляторы, электродвига- тели, редукторы, короб- ки скоростей станков 1 Электродвигатели мощностью до 100 кет, станки, турбины, криво- шипно-шатунные меха- ! низмы, коробки передач автомобилей и тракто- ров, шпиндели станков, редукторы
Характеристика условий, определяющих выбор посадки Режим работы Легкий или нормальный Нормальный или тяжелый Легкий или нормальный Нормальный или тяжелый
Нагружение внутреннего кольца Местное Циркуля- ционное
Вращается или не вра- щается вал Не вра- щается CQ CQ СХ №
374
Таблица XIV.10
Выбор посадок шарико- и роликоподшипников в корпусы
(по ГОСТу 3325—55)
Общая характеристика условий, определяющих выбор посадки Посадки Наименование машин и подшипниковых узлов
Вращается вал или кор- пус Вид нагруже- ния наруж- ного кольца Режим работы
Вращается корпус Циркуляционное Тяжелый (при тонко- стенных корпусах) Колеса самолетов, перед- ние и задние колеса автомо- билей и тракторов
Нормальный тп, Нп Ролики ленточных транс- портеров, натяжные роли- ки (лениксы), сельскохо- зяйственные машины
Нормальный или тя- желый Гп Ролики рольгангов, под- шипники коленчатых ва- лов компрессоров, ходовые колеса мостовых кранов
Нормальный или тя- желый (для точных уз- лов) Подшипники шпинделей тяжелых станков (расточ- ных и фрезерных)
Вращается вал Местное Нормальный Пщ. Пп Центробежные насосы, вентиляторы, центрифуги, подшипники шпинделей станков (металлорежущих)
Нормальный или тя- желый (перемещение вдоль оси невозможно) Тп. Нп. Пп Конические роликопод- шипники коробок передач, задних мостов автомобилей и тракторов
Нормальный или тя- желый Сп Большинство подшипни- ков общего машинострое- ния, редукторы, железно- дорожные и трамвайные буксы
Местное или колебательное Нормальный или тя- желый Н1П, Г1щ Подшипники шпинделей шлифовальных станков, ко- ренные подшипники колен- чатых валов двигателей
Легкий или нормаль- ный (разъемные кор- пуса) Нп. Пп Трансмиссионные валы и и узлы, не требующие точ- ного вращения; сельскохо- зяйственные машины
375
вращающихся колец, однако переход за Н1п и Нп почти не прак-
тикуется. Увеличение посадочных натягов неизбежно усложняет
монтаж и демонтаж прецизионных подшипников, вызывая опас-
ность их повреждения в процессе монтажа.
Максимальная .величина посадочного натяга при действии
на подшипник заданной радиальной нагрузки может быть рас-
считана по формуле
и 1,ЗЯ£
Птах => |04(^ —2г) ’ ***’
где R — наибольшая радиальная нагрузка на подшипник; £ —
коэффициент, учитывающий жесткость сечения кольца, равный
соответственно 2,78 — для подшипников легкой серии; 2,27 —
для подшипников средней серии (тяжелая серия для высоко-
скоростных узлов не применяется); b — ширина подшипника, мм\
г — радиус фаски на кольце, мм.
По найденной величине минимального натяга выбирается
нужная посадка для внутреннего циркуляционно-нагруженного
кольца.
Максимальный натяг рассчитывается по следующей формуле:
гт ___ Snav — I Краб
Птах — ~ ’
где т — коэффициент податливости кольца.
В этой формуле SHa4 — начальный зазор в подшипнике в мм,
определяемый расчетом по контрольному зазору полу-
ченному при лабораторных замерах под измерительной нагрузкой
(5 или 15 кГ), по формуле
Shm = SK0Hm5 [кГ]--^г
VrdM
где Z — число шариков в подшипнике; dtu — диаметр шарика
в подшипнике, мм\
Последняя формула используется лишь для крупных подшип-
ников. При проектных расчетах, когда конкретный подшипник
еще не выбран, SK0Hmp (расчетный контрольный зазор) следует
брать как среднее значение его из нормальной на эту величину
для намеченного типоразмера подшипника.
Температурное уменьшение зазора imeM между элементами
качения в подшипнике (мм) определяется по формулам:
^тем = ^жел^
в. к.
D+_L_d
2
, мм,
^же-i
в. к.
где а — коэффициент линейного теплового расширения для стали,
равный 1М0’в; А/ — температурный перепад между кольцами,
376
лежащий обычно в пределах 5—10°, и лишь у тяжело нагруженных
газотурбинных двигателей достигающий 40°; D — наружный
диаметр подшипника качения, мм-, d — внутренний диаметр под-
шипника качения, мм.
Для расчета натягов при посадке наружного кольца в корпус
подшипника, если вал неподвижен, а корпус вращается, причем
нагрузка постоянна по направлению, диаметр желоба наружного
кольца можно определить по формуле
Г) __ D -f- d , J
Чжел — 9 ‘ “<"•
н.к л
Коэффициент К. локальной жесткости сечения кольца равен 0,8
для шарикоподшипников. Этот коэффициент определяется харак-
тером распределения нагрузки между шариками и формой бортов
сечения кольца подшипника. Контактная деформация колец
и шариков под действием рабочей нагрузки определяется по фор-
мулам Г. Герца.
Для шарикоподшипников
ipa6 ^96-10 6 , см,
Р о — нагрузка на наиболее нагруженный шарик (на участке
наибольших деформаций поверхностей желобов и шарика), опре-
деляемая по формуле Штрибека
Ро = -^-. кГ,
где R — коэффициент податливости кольца, учитывающий, какая
доля посадочного натяга по монтажной поверхности переходит
на рабочую поверхность желоба, вызывая соответствующее уве-
личение диаметра желоба по поверхности качения.
Обычно принимают т = 0,81 для шарикоподшипников легкой
и т = 0,76 — для средней серий.
При отсутствии осевого преднатяга в подшипнике максималь-
ный радиальный натяг должен быть таким, чтобы при нормальной
нагрузке на подшипник между кольцами и шариками оставался
зазор величиной 0,2^, как определяющий наилучшее распре-
деление нагрузки между шариками.
Расчетные значения Ят|п и Ятах при выборе посадки колец
на вал нуждаются в поправке на шероховатость монтажных
поверхностей вала и отверстия кольца подшипника на величину
ДЯ^ОДЯ^.
Рабочие натяги определяются по формулам:
Я шах раб = Ящах 4" ДЯ,
Ящ1п раб ~ Япид 4“ ДЯ.
377
Предельные диаметры вала будут равны:
^max = ^т!п “Ь ^Апах раб»
^т!п = ^тах 4" ^тШ раб*
Здесь Лт1п — наименьший предельный размер внутреннего диа-
метра (отверстия) внутреннего кольца подшипника; Лтах — наи-
больший предельный размер внутреннего диаметра (отверстия)
внутреннего кольца подшипника; он всегда совпадает с номиналь-
ным размером.
В табл. XIV. 11 в качестве примера приведены номинальные
диаметры радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников,
получивших наиболее широкое применение в приборах.
Таблица XIV.11
Номинальные диаметры валов и отверстий гнезд под шарикоподшипники
Диаметр валов, jmjm 3 4 5 6 7 8 9 10 12 15 17 25
Диаметры от- верстий гнезд в корпусе, мм Серии подшипников Сверх- легкая — — 13 15 17 19 — 22 — — — —
Особо- легкая — — — — 19 22 — 26 28 — 35 —
Легкая 10 13 16 19 22 24 26 30 32 35 40 52
Средняя — 16 19 — — — — 35 37 42 47 62
Таблица X1V.12
Допуски внутреннего и наружного колец подшипников качения
Внутренний диаметр подшипника Наружный диаметр подшипника
мм отклонение, мк мм отклонение, мк
свыше ДО верхнее нижнее свыше ДО верхнее нижнее
— 6 0 —10
6 10 0 —10 — 18 0 —8
10 18 0 —10 18 30 0 —9
18 30 0 —10 30 50 0 — 11
30 50 0 -12 50 80 0 —13
50 80 0 —15 80 120 0 —15
80 120 0 —20
378
Допуски внутреннего и наружного колец подшипников каче-
ния нормального (Н), повышенного (П) и высокого (В) классов
точности приведены в табл. XIV. 12.
8. УПЛОТНЕНИЯ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Назначением уплотнений является защита подшипников от
проникновения в их корпуса пыли, грязи, жидкостей и газов,
а также предотвращения утечки смазки из корпусов.
Эксплуатационные сроки службы подшипников качения, в осо-
бенности для узлов, работающих на открытом воздухе, в значи-
тельной мере зависит от надежности используемых уплотнений.
Уплотнения, применяемые на практике, представляют собой ком-
бинацию из нескольких уплотняющих элементов, каждый из ко-
торых может быть использован только при определенных усло-
виях работы подшипникового узла.
Существует несколько форм конструкций уплотняющих ус-
тройств:
1. Контактные, в которых уплотнение создается контактом
между неподвижным уплотняющим элементом и валом либо
между подвижным элементом и корпусом изделия. Уплотняющие
элементы таких устройств изготовляются из эластичного или
твердого материала.
2. Центробежные, в которых грязь и влага от подшипника
отбрасываются центробежными силами, возникающими при вра-
щении деталей уплотняющего устройства.
3. Винтовые, в которых используется транспортирующее дей-
ствие винта на одном из вращающихся элементов уплотняемого
узла или на соответствующей неподвижной части уплотняющего
устройства.
4. Щелевые и жировые канавки, в которых уплотнение и отде-
ление внутреннего объема корпуса подшипника от внешней среды
обеспечивается заполнением канавок и щелевых зазоров между
вращающимися и неподвижными элементами уплотняемого узла
густой смазкой.
5. Лабиринтные, в которых между вращающимися и непо-
движными элементами уплотнения имеется узкий зазор извили-
стой формы, заполненный густой смазкой.
В машинах и приборах находят применение также ком-
бинированные и специальные формы конструкций уплотняющих
устройств.
Наиболее широкое применение в качестве уплотнений под-
шипниковых узлов получили фетровые кольца, резиновые коль-
цевые проточки или севанитовые манжеты, лабиринтное уплот-
нение. В последнее время для быстроходных валов стали исполь-
зовать уплотнения из графитовых антифрикционных материалов.
379
Таблица XIV. 13
Уплотняющие элементы подшипниковых узлов
Типы уплотнений
Условие применения
При скорости скольже-
ния на поверхности тре-
ния кольца не более
5 м/сек
При скорости менее
6 м/сек и при достаточной
чистой и сухой среде
Радиальный лабиринт
Применение по окруж-
ной скорости не ограни-
чено
До скорости 10 м/сек
на цапфе вала
380
Фетровые уплотнения и уплотнения в виде проточек и лаби-
ринтов применяются преимущественно при консистентной смазке
и незначительном перепаде температур подшипникового узла
и окружающей среды. Уплотнения из графитовых материалов
используются при наличии высоких перепадов давлений и тем-
ператур.
Основные модификации уплотнений приведены в табл. XIV. 13.
Их конструктивное разнообразие определяется числом оборотов
вала, типом смазки, температурным режимом и условиями окру-
жающей среды (пыль, пары, кислотность и т. п.).
Уплотнение со смазкой надежно работает только при низком
перепаде давления в корпусе подшипника и при высоких ско-
ростях.
При низком перепаде давления уплотнение с уплотняющей
смазкой обладает большей герметичностью. При повышенном
перепаде давления уплотнение с жировым консталином также
обладает большей герметичностью и надежностью. Например,
при ДР = 500 мм вод. ст. оно повышает герметичность в 7,4 раза
по сравнению с лабиринтным уплотнением при тех же условиях.
Уплотнение со специальным отводом среды и с подводом
сжатого воздуха обеспечивает абсолютную герметичность для
химических машин и других машин с вредной рабочей средой,
ибо оно предотвращает проникновение вредной среды сквозь
зазор.
В подшипниковых узлах со смазкой масляным туманом уплот-
нение со специальным отводом тумана сильно уменьшает расход
потока через зазор уплотнения, поэтому уплотнение между вра-
щающейся и невращающейся поверхностями может быть упро-
щено. Здесь создаются благоприятные условия для применения
уплотнения со смазкой.
Имеются и другие виды уплотнений.
Следует также иметь в виду наличие в практике ряда кон-
струкций подшипников с пристроенными уплотнениями (масло-
уловительные шайбы, фетровые и резиновые манжеты, проточки
в сочетании с отбортованной шайбой в виде зонта и т. п.). Однако
большинство из них непригодно для повышенных скоростей,
а тем более для особо быстроходных подшипников. Применяемые
уплотнения обычно представляют комбинацию из нескольких
разновидностей.
На рис. XIV. 17 показаны схемы комбинированных лабиринт-
ных уплотнений быстроходного алмазнорасточного станка (а)
и особо быстроходного шпинделя внутришлифовального станка (б).
На рис. XIV. 18, а показана схема конструкции уплотняющего
устройства гидромуфты автосамосвала. Основными деталями та-
кого устройства служат трущиеся твердые элементы, упругая
эластичная сильфонная трубка и пружина. Кроме того, в гидро-
муфте дополнительно установлено комбинированное устройство,
381
состоящее из подтягивающего кассетного манжетного устройства
и уплотняющего войлочного кольца.
Другая конструкция комбинированного уплотняющего ус-
тройства ведомого вала коробки передач легкового автомобиля
показана на рис. XIV. 18, б. Такое устройство состоит из фасон-
Рис. XIV. 17. Схемы комбинированных лабиринтных уплотнений
ного грязеотбойного фланца и двустороннего бескаркасного
манжетного устройства, у которого левая манжета снабжена
замкнутой цилиндрической винтовой пружиной. Со стороны ше-
стерен подшипник защищен маслоотражательной шайбой.
Рис. XIV. 18. Схемы комбинированных уплотнений
Лабиринтные уплотнения получили применение в буксах
с роликовыми подшипниками подвижного состава. Однако не
следует забывать, что усложнение уплотнения не только удоро-
жает его, но и нередко увеличивают потери трения в уплотнении
и сопротивление вращению. Поэтому в особо быстроходных узлах
382
предпочитают установку лабиринтных уплотнений, в которых нет
элементов сухого или полужидкостного трения или же, если это
возможно, полное устранение уплотнений (некоторые пневмо-
турбинки, шпиндели со смазкой масляным туманом и т. п.).
Если фетровые уплотнения хорошо работают при скоростях
цапфы вала 3—5 м/сек и могут быть рекомендованы для всех
конструкций редукторов, работающих в обычных, незагрязненных
помещениях, то лабиринтные уплотнения применяются в быстро-
ходных узлах и являются одним из наиболее совершенных и на-
Рис. XIV. 19. Схема гнезда прямоточного (а) и гребенчатого лабиринта (б)
дежных типов уплотнений. Применение этих уплотнений не огра-
ничено окружной скоростью, температурой узла и характером
смазки.
Наиболее широкое применение находят лабиринтные уплот-
нения с продолговатыми зазорами с одно- (рис. XIV. 19, а) и дву-
сторонним (рис. XIV.19, б) расположением гребней.
Потери прямоточного лабиринтного уплотнения состоят из
потерь на расширение струи в камерах и потерь на внезапное
сужение струи при входе в следующий зазор.
Чем меньше зазор Ьо, тем выше герметичность уплотнения,
но он должен быть больше минимального зазора, выполнимого
исходя из условий изготовления и эксплуатации. Чем больше
глубина камеры /, тем выше герметичность уплотнения. Поэтому
/ должна быть больше ЬгР — полуширины полной струи. Опти-
мальная I = (1-5-2). При /> Ьгр чем больше длина камеры, тем
больше герметичность уплотнения.
Когда S = (11-5-19) Ьо (где Ьо — величина зазора), коэффи-
циент сопротивления на единицу Длины имеет максимум. Чем
больше радиус закругления на входе, тем ниже герметичность.
383
Кромка входа должна быть острой, а длина зазора должна быть
больше 2Ь0-
Сопротивление гребенчатого лабиринтного уплотнения зависит
от вихреобразований у внутренней стенки и в углах. Первое
имеет наибольшее значение. Чем меньше зазор Ьо, тем больше
герметичность, но он должен быть больше минимального зазора.
Любой радиус скругления кромок колена у внутренней стенки
поворота сильно понижает герметичность, поэтому кромки
должны быть острыми.
Зависимость коэффи-
циента сопротивления <р
камеры лабиринта от ее
относительной длины
для I > 0,24 + Ьо
при а=0,1 и Ьо=О,5 =
= const приведена на
рис. XIV.20.
Герметичность гре-
бенчатого уплотнения
много выше герметично-
сти прямоточного уплот-
Рис. XIV.20. Кривые зависимости коэффициента нения, поэтому преиму-
сопротивления от относительной длины камеры щественно применяются
гребенчатые лабиринты.
Уплотнения со смазкой обладают большей герметичностью по
сравнению с лабиринтным уплотнением без смазки. Уплотнение
со смазкой может работать при высоких скоростях при наличии
зазора между смазкой и подвижной поверхностью и отсутствии
смазки на вращающихся поверхностях при вращении внутреннего
кольца.
Уплотнение со смазкой надежно работает только при низком
перепаде давления в корпусеподшипникаи при высоких скоростях.
При низком перепаде давления уплотнение с уплотняющей
смазкой обладает большей герметичностью. При повышенном
перепаде давления уплотнение с жировым консталином также
обладает большей герметичностью и надежностью. Например,
при Р — 500 мм вод. ст. оно повышает герметичность в 7,4 раза
по сравнению с лабиринтным уплотнением при тех же условиях.
Уплотнение со специальным отводом среды и с подводом сжа-
того воздуха обеспечивает абсолютную герметичность для хими-
ческих машин и других машин с вредной рабочей средой, так как
оно предотвращает проникновение вредной среды сквозь зазор.
В подшипниковых узлах со смазкой масляным туманом уплот-
нение со специальным отводом тумана сильно уменьшает расход
потока через зазор уплотнения, поэтому уплотнение между вра-
щающейся и невращающейся поверхностями может быть упро-
384
щено. Здесь создаются благоприятные условия для применения
уплотнения со смазкой.
В приборах и механизмах, работающих в условиях повышен-
ного давления (1—2 ат) или разрежения (10“8—10-4 мм рт. ст.),
при необходимости вывода наружу вращающихся или передви-
гающихся валиков, осей и штанг применяется герметическое уплот-
нение.
На рис. XIV.21 показаны уплотняющие устройства манжетного
типа, в которых уплотняющий элемент из кожи или синтетиче-
ских материалов закреплен
в механическом корпусе.
За последнее время более
широкое применение находят
графитовые, нейлоновые и
другие виды уплотнения для
вращающегося вала в среде
газа и жидкости.
Существуют и другие виды
уплотняющих устройств, вы-
бор которых может быть про-
изведен следующим образом.
Выбор высокоскоростных
уплотнений главным обра-
зом определяется совокуп-
ностью следующих факто-
ров.
1. Окружная скорость
Рис. XIV.21. Уплотнения кожаными (а,
б, в) и пластмассовыми (а) воротничками
или фактор
mfn
v~ 60-1000
dn = v ]м/сек] 106.
2. Сорт смазки, способ ее подачи, вязкость и теплостойкость
(в основном это также функция v или dn).
3. Рабочая температура сопряженных с подшипником деталей
(также функция v, нагрузки, особых условий конструкции и
эксплуатации узла).
4. Типом и габаритными размерами подшипника (функция d
цапфы и серии подшипника, особенностей его конструкции),
а также конструкцией подшипникового узла.
5. Условиями окружающей среды (пыль, абразивные частицы,
влага, кислоты, пары, вакуум);
Учитывая, что решающее значение в этом случае имеет окруж-
ная скорость цапфы и, т. е. сочетание величины диаметра тру-
щихся поверхностей d и числа оборотов в минуту, можно восполь-
зоваться номограммой, облегчающей выбор типа уплотнения
25 Н. А. Спицын н др. 385
в зависимости от скорости (рис. XIV.22). Использование трущихся
уплотнений, даже при тщательном полировании рабочих мест
шеек, жестко лимитируется нагреванием и износом контакти-
рующих поверхностей при переходе предельной скорости, ука-
занной ниже.
Рис. X1V.22. Номограмма
для выбора типа уплотне-
ния в зависимости от ок-
ружной скорости вала:
/ — фетровые уплотнения
всех видов; //—лучшие кон-
струкции фетровых уплотне-
ний; /// — уплотнения по
типу поршневых колец; ман-
жетные уплотнения; само-
подвижные уплотнения из
кожи и пластмасс; IV— луч-
шие конструкции манжетных
уплотнений для полирован-
ных шеек валов; V— уплот-
нения на принципе исполь-
зования центробежных сил
(маслосбрасывающие бурты,
отбойные резьбы и т. п.);
VI — лабиринты с заполне-
нием консистентной смазкой;
V//—все виды лабиринтных
уплотнений без иабивки
смазкой; VIII — узлы без
уплотнений со свободным
сбросом струи масла или вы-
ходом масляного тумана;
простые лабиринтные уплот-
нения, не создающие замет-
ного сопротивления враще-
нию; IX — вакуумные уст-
ройства, отсасывающие газы
и масло; X—газовые уплот-
нения за счет противодавле-
ния в корпусах
9. подшипниковые УЗЛЫ ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ ОПОР
Высокоскоростные шарикоподшипники находят широкое при-
менение в различных областях промышленности: в станкостроении
(например, шпиндели с ременным и электрическим приводом),
в самолетостроении (турбохолодильники, компрессоры), в прибо-
ростроении (гироскопы, тахометры и др.), агрегатостроении (на-
сосы, центрифуги и др.), в двигателях различного рода и т. д.
Известно, что наряду с применением шпинделей с ременным
и пневматическим приводом для внутреннего и фасонного шлифо-
386
вания широко используются электрошпиндели, которые обепе-
чивают числа оборотов от 6000 до 180 000 в минуту.
Высокоскоростные пневматические турбошпиндели работают
от сжатого воздуха давлением от 4 до 6 атм и применяются для
внутреннего или фасонного шлифования, сверления отверстий,
доводки штампов и выполнения полировальных и гравировальных
работ. Мощность таких турбинок обычно не превышает 0,5 кет
при числе оборотов 20 000—120 000 в минуту.
Подшипниковые узлы их конструктивно проще, чем у электро-
шпинделей. Обычно в них установлены по два однорядных ра-
диальных или радиально-упорных (магнетных) шарикоподшип-
ника на консистентной или жидкой смазке, а там, где возможно,
используется смазка масляным туманом. Следует отметить, что
условия охлаждения подшипников проникающим в подшипнико-
вые узлы расширившимся холодным воздухом делают ненуж-
ным использование искусственного охлаждения (применяемого
для электрошпинделей), что содействует повышению их стой-
кости.
Рассмотрим несколько примеров конструктивного оформления
подшипниковых узлов пневмошпинделей.
1. Воздушный турбинный шпиндель (рис. X1V.23, а) пред-
ставляет собой лобовую турбинку со ступенчатыми фрезерован-
ными лопатками на дюралюминиевом роторе, с консольным рас-
положением последнего на заднем конце вала. На другом конце
консольно крепится рабочий инструмент — шлифовальный круг.
Нередко желоба для шариков вышлифовывают непосредственно
на валике. Оба наружных кольца (иногда увеличенной ширины)
вставляются в шпиндельную гильзу с заранее заданным пред-
варительным натягом и в эксплуатации не регулируются.
У радиальной пневмотурбинки на 75 000 об/мин (рис. XIV.23,6)
валик смонтирован на двух прецизионных однорядных радиаль-
ных шарикоподшипниках. Передний подшипник закреплен в осе-
вом направлении между заплечиком и торцевой крышкой, а
задний является «плавающим». Внутренние кольца подшипников
фиксированы на валике распорной трубкой и затянуты гайкой,
крепящей ротор турбинки. Воздух, поступающий на лопатки
турбинного колеса сквозь скошенные отверстия сопел, предвари-
тельно захватывает небольшую дозу жидкого масла из специаль-
ного кармана, превращая его в масляную пыль, которая вместе
с охлажденным отработавшим воздухом, попадает в корпус тур-
бинки, где смазывает шарикоподшипники, а затем сквозь зазор
передней крышки выбрасывается наружу. Давление сжатого
воздуха на входе регулируется клапаном игольчатого типа.
Мощность таких турбинок 50—100 вт на валу.
Представляет интерес пневмотурбинка ARO (США), выпу-
скаемая на те же скоростные параметры (рис. XIV.24). Диаметр
ротора 20 мм, окружная скорость 80 м/сек, вес турбины 0,5 кг.
25* 387
Радиальные шарикоподшипники 5x16x5 мм смазываются рас-
пыленным маслом.
Опорные узлы высокочастотных электрошпинделей. Высоко-
частотные электрошпиндели являются наиболее прогрессивным
Рис. XIV.23. Пневматические шпиндели: а — пневматическая
шлифовальная турбина на 80 000 об/мин-, б — пневматический
турбинный шпиндель
типом шпинделей для внутришлифовальных и фасонношлифоваль-
ных станков. Особенно широкое применение они получили на
подшипниковых заводах, где до 60% оборудования составляют
шлифовальные станки.
388
В автотракторной и авиационной промышленности с помощью
электрошпинделей осуществляется шлифование деталей топлив-
ной аппаратуры и многие операции внутреннего шлифования.
Число оборотов электрошпинделей лежит в пределах 6000—
160
Рис. XIV.24. Пневмотурбинка АЛО (США) на 75 000 об/мин
120 000 в минуту, причем наиболее широко применяются модели
электрошпинделей с числом оборотов 18 000—72 000 в минуту.
Электрошпиндель представляет собой асинхронный электро-
двигатель со шлифовальным кругом, ротор которого расположен
или между опорами или (при небольших мощностях) консольно
на конце вала, противоположном абразиву.
На рис. XIV.25 показаны типовые схемы двух-, трех- и четы-
рехопорного электрошпинделя. В двухопорной конструкции ротор
находится между опорами, в трех-
опорном — третья опора является
вспомогательной и предназначена для
поддержания конца вала от прови-
сания.
Иногда встречается четырехопор-
ная конструкция электрошпинделя.
В этом случае как ротор, так и валик
шлифовального круга, имеют свою
двухопорную базу, а крутящий мо-
мент передается на валик через муфту.
Важным фактором, определяющим
Рис. XIV.25. Схемы опор валов
электрошпинделей ВНИИПП-
ГПЗ
жесткость конструкции опор шпинде-
лей, является рациональный выбор
расстояния между опорами В и длины
консоли Л, на которой крепится шли-
фовальный круг. При этом желательно, чтобы конструктивно
было выполнено соотношение Л- > 2,5. Если такое соотноше-
ние не выдерживается и допускается более длимная оправка
389
шлифовального круга, то нельзя получить точной и чистой обра-
ботки шлифуемого изделия, а нагружение подшипников будет
более тяжелым.
В зависимости от назначения электрошпинделя числа оборо-
тов валика, величины передаваемого крутящего момента и мощ-
ности опоры электрошпинделей по конструктивному выполнению
могут быть весьма разнообразными: а) подшипники скольжения
с принудительной смазкой; б) подшипники скольжения с газовой
или воздушной смазкой; в) подшипники качения прецизионного
изготовления.
Для малонагруженных
шпинделей с числом оборо-
тов до 120 000 в минуту
при небольших диаметрах
посадочных мест наиболее
распространены шарико-
подшипники в особенно-
сти радиально-упорные.
Увеличение жесткости
опор можно достичь при-
менением шарикоподшип-
ников с углом контакта
Р — 12°, устанавливаемых
парными комплектами по
схеме «двойной тандем»,
Рис. XIV.26. Схема базирования сепаратора
и пути поступления масла на рабочие по-
верхности радиально-упорного подшипника
с предварительным натягом через наружные кольца цилиндри-
ческими или тарельчатыми пружинами. Подшипники должны
быть выбраны по классам точности А, СА или С и иметь сепара-
тор из текстолита на батистовой или шифоновой основе с сопро-
тивлением разрыву не менее 8 кПсм2.
Сепаратор таких подшипников может базироваться по бортам
наружного (рис. XIV.26, а) или внутреннего кольца (рис. XIV.26,6).
При базировании по бортам наружного кольца (рис. XIV.26, в)
улучшаются условия поступления смазки при использовании
масляного тумана.
На рис. XIV.27 показана конструкция электрошпинделя
швейцарской фирмы RMB, который имеет четыре радиально-
упорных шарикоподшипника без внутренних колец с желобами,
вышлифованными на валу. Электродвигатель расположен кон-
сольно. Смазка подшипников осуществляется масляным туманом.
Конструкция исключает возможность регулирования предвари-
тельного натяга, что требует исключительной точности изготовле-
ния и сборки.
У совмещенных опор желоба вышлифованы непосредственно
на валу, т. е. отсутствуют внутренние кольца, иногда желоба
вышлифованы на деталях, совмещенных с наружными кольцами,
т. е. отсутствуют наружные кольца. Применяются также опоры,
390
5 S я 5-2 §
X QJ * 3 с »
с е IX* СЗ
Illi'S
Ьйй
Skills
3
СП
03
— щ —
Э 1 й
о ч 3 к
3 "5; к 5 х
х £«еёг
. _ I aq ® о
t J ® — I Гт
391
которые имеют желоба, вышлифованные на валу и в корпусе,
а также неразборные опоры аналогичного типа.
Для охлаждения большинство шпинделей имеет водяную
рубашку в корпусе. Как правило, подшипники в шпинделях
работают с предварительным натягом, который осуществляется
пружинами или втулками.
Учитывая небольшие мощности пневмотурбинок, подшипнико-
вые узлы их конструктивно проще, чем у электрошпинделей.
В них устанавливаются по два однорядных радиальных или ра-
диально-упорных (магнетных) шарикоподшипника с консистент-
Рис. XIV.28. Высокочастотный электрошпиндель «Fortuna»
ной или жидкостной смазкой, а также, где это возможно, со смаз-
кой масляным туманом. Условия охлаждения подшипников про-
никающим в подшипниковые узлы холодным воздухом делают
ненужным использование искусственного охлаждения и содей-
ствуют повышению их стойкости (рис. XIV.27, б).
На рис. XIV.28 показана схема двухопорного шпинделя на
120 000 об/мин, у которого желоба внутренних колец вышлифо-
ваны непосредственно на валике, что дает возможность снизить
окружные скорости шариков.
В передней опоре установлен сдвоенный радиально-упорный
шарикоподшипник, а в задней — трехрядный радиальный шари-
коподшипник с цилиндрическим кольцом (без желоба); смазка
подшипников осуществляется масляным туманом.
Опоры высокоскоростных шпинделей с ременным приводом.
Высокоскоростные шпиндели с ременным приводом (рис. XIV.29)
применяются обычно при числах оборотов от 3000 до 100 000
в минуту. Несмотря на ряд недостатков этих шпинделей (увели-
чение габаритов привода и его эксплуатационные неудобства),
шпиндели с ременным приводом продолжают применяться, хотя
и конкурируют с электро- и пневмошпинделями.
В качестве опор таких шпинделей используются радиально-
упорные шарикоподшипники шпиндельной серии по классам точ-
ности А, АС или С, а для мелких особо быстроходных шпинделей—
392
магнетные шарикоподшипники того же класса. При более зна-
чительных нагрузках иногда применяются сдвоенные шарико-
подшипники с предварительным натягом при помощи цилиндри-
ческих или тарельчатых пружин.
При наружном и плоском шлифовании высокую скорость
резания можно получить за счет увеличения диа етра абразив-
^^SSSSS^S^SSSSS^fe
45
370
Рис. XIV.29. Конструкции опор высокоскоростных шпин-
делей с ременным приводом
ного круга при условии прочности последнего. В этом случае
не требуется повышения чисел оборотов шпинделей. К такой
группе шпинделей можно также отнести высоконагруженные
шпиндели для шлифования крупногабаритных деталей при числах
оборотов от 3000 до 6000 в минуту. В опорах таких шпинделей
возможна установка .не только шарикоподшипников, но и под-
шипников других типов, например, игольчатых.
10. ПРИЧИНЫ ВЫХОДА ИЗ СТРОЯ ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ ОПОР
Главной причиной выхода из строя высокоскоростных шпин-
делей является потеря точности вращения, связанная с износом
подшипников и падением предварительного натяга опор. Шпин-
дель начинает вибрировать, оставляет на шлифуемом изделии
«рисунок» в виде волнистых линий или четко очерченных парал-
лельных полос.
Выход высокоскоростных подшипников из строя нередко
связан с плохо смонтированным или неправильно сконструиро-
ванным устройством для предварительного натяга подшипников,
с их плохим сдваиванием и недостаточным отводом тепла от
подшипников. Часто авария происходит вследствие того, что
393
в подшипники подается либо чрезмерно много, либо недостаточно
масла. При смазке масляным туманом аварии возможны из-за
засорения трубопроводов сконденсировавшимся маслом.
При значительном повышении температуры узла происходит
отпуск шариков и желобов колец, после чего следует заклинивание
подшипника. В случае ослабленного предварительного натяга
шарики трутся о «замок», т. е. о край скошенного борта на наруж-
ном или внутреннем кольце подшипника, и на них возникают тон-
кие волосяные царапины (риски).
Авария шпинделя может произойти также вследствие постепен-
ного износа и разрыва гнезд сепаратора подшипника, роста раз-
номерности шариков в результате автоколебаний их в гнездах
сепаратора или разрыва текстолитового сепаратора по средней
плоскости.
11. ИСКУССТВЕННОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ БЫСТРОХОДНЫХ ШПИНДЕЛЕЙ
Искусственное охлаждение подшипников качения достигается
различными методами в зависимости от интенсивности тепловы-
деления и конструкции машин, где они установлены.
Для быстроходных, но малонагруженных шпинделей доста-
точно эффективна смазка масляным туманом, при которой отвод
тепла обеспечивается сжатым воздухом, в котором распылены
мельчайшие капельки масла. Для более сильно нагруженных
шпинделей, при числах оборотов 18 000 в минуту и выше такой
отвод тепла часто не является достаточным. Иногда используется
дополнительное охлаждение небольшим вентилятором, установ-
ленным на валу шпинделя, аналогично тому как это имеет место
у роторов электродвигателей и на валах червяков в редукторах.
Значительно более эффективно применение водяной рубашки на
корпусах или системы отверстий, взаимно соединенных одно
другим и образующих как бы змеевик в корпусе бабки, в которую
вставляется шпиндель.
Подключение водяной рубашки или змеевика к сети город-
ского водопровода в подавляющем большинстве случаев вполне
надежно Обеспечивает теплоотвод от опор всех типов высоко-
скоростных электродвигателей, шпинделей, небольших турбин
и т. п. оборудования. Тепловой расчет проводится на основе
обычных уравнений теплового баланса.
Количество выделенного подшипником тепла
Qt [ккал/ч] = 0.86JV,
где N — мощность, расходуемая на трение, вт.
Количество тепла, отводимого воздухом
Q^KF^-tJ,
где F — теплоизлучающая (наружная) поверхность корпуса под-
шипника, мг; tz — рабочая температура корпуса подшипника, °C;
394
tt — температура окружающей среды (воздуха), °C; К — ком-
плексный коэффициент теплопередачи, учитывающий отвод тепла
за счет конвекции окружающей газовой среды, радиации (луче-
испускания в окружающее пространство) и непосредственной
теплопередачи через констактирующие детали.
Обычно
Д’ = 7 -т- 30, ккал1ч-град м*,
а при водяном охлаждении
К. = 30 -т- 60, ккал1ч-град-м*.
12. ТЕПЛОВОЕ УДЛИНЕНИЕ ВАЛА
И УСТРАНЕНИЕ ЗАКЛИНИВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Обеспечение нормального эксплуатационного режима для под-
шипников качения существенно зависит от теплового расширения
валов, а также корпусов. Удлинение вала за счет нагрева при
работе машины вызывает при установке подшипников «враспор»
уничтожение в них осевой игры, что, в свою очередь, вызывает
дальнейший рост нагрева подшипников и создает условия для
заклинивания тел качения.
Тепловое удлинение вала можно определить по формуле
Д/ = al (t2 — tj), мм,
где а — коэффициент линейного расширения (для сталей ==1,1-+-
ч-1,3-10“6); I — длина отрезка вала между опорами, деде; /2 —
температура вала, °C; /1 — температура корпуса, °C.
На рис. XIV.30, а показана установка однорядных радиальных
шарикоподшипников враспор, когда возможно защемление под-
шипников при удлинении вала, если отсутствует одновременное
расширение корпуса. Этот случай характерен для валов, длина
которых между опорами больше (12—15) d или L >250-*-300 мм.
Устранение теплового защемления опор двухопорного вала воз-
можно установкой одной «плавающей» опоры при жестком закреп-
лении второй опоры. На рис. XIV.30, б «плавающей» опорой яв-
ляется однорядный радиальный шарикоподшипник, «плавание»
которого обеспечивается за счет постановки наружного кольца
в корпус по скользящей посадке без осевой фиксации этого кольца
в корпусе.
Для роликоподшипника правой опоры (рис. XIV.30, в) воз-
можность «плавания» обеспечивается отсутствием бурта на на-
ружном кольце. При этом само наружное кольцо жестко закреп-
ляется в осевом направлении.
На рис. XIV.31, а показан узел высокоскоростного радиально-
упорного шарикоподшипника, который является задней опорой
ротора компрессора турбовинтового двигателя. Компрессор обес-
печивает сжатие воздуха и подачу его в камеру сгорания ГТД.
395
Наружное кольцо подшипника зажато здесь между кольцевой
форсункой 1 и лабиринтной втулкой 2 при помощи гайки 3. Узел
работает при dcpn = 1000 000 мм* об/мин.
На рис. XIV.31, б показана конструкция скоростного подшип-
никового узла турбохолодильника (США) с фитильной смаз-
кой. Здесь: 1 — вентилятор; 2 — турбина; 3 — маслоотстойник;
4 — слив; 5 — фитиль.
Рис. XIV.30. Защемление одно-
рядных радиальных шарикопод-
шипников при значительном
тепловом расширении вала в ус-
ловиях отсутствия расширения
корпусных деталей
Рис. XIV.31. Схемы высокоскоростных под-
шипниковых узлов
13. МОНТАЖ И ДЕМОНТАЖ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Методы монтажа подшипников качения на вал и в корпус весьма
разнообразны и зависят от конструкций опор и подшипников.
Поэтому основные правила монтажа подшипников указываются
в технологических инструкциях применительно к каждому типу
машин.
При монтаже подшипников особое внимание следует уделять
обеспечению соосности посадочных мест на валах и в корпусах.
Нарушение соосности может привести к угловым смещениям вну-
тренних колец относительно наружных, что приводит к повышению
нагрузки на тела качения и снижению долговечности подшипника.
396
Для облегчения монтажа подшипников рекомендуется послед-
ние подогревать в минеральном масле при t = 80-5-100° С. При
этом необходимо учитывать, что подогрев подшипника до более
высокой температуры нежелателен, так как возможен отпуск ме-
талла и снижение твердости элементов качения.
Посадочные места вала должны быть промерены калибром,
микрометром или другим инструментом надлежащей точности
во избежание отступлений от размеров, заданных чертежом,
а также для того, чтобы убедиться, что овальность и конусность
не выходят за допустимые пределы. Проверка должна быть про-
изведена в нескольких точках по длине шейки вала для выявления
конусности и «корсетности».
Необходимо также проконтролировать размера галтели у за-
плечика вала. Если галтель изготовлена с радиусом большим,
чем радиус фаски подшипника, то последняя будет упираться
в галтель, и в результате подшипник может быть перекошен.
Для монтажа подшипников применяются различного рода ме-
ханические приспособления, а где возможно—гидравлические
прессы. Использование для монтажа подшипников ручных и гид-
равлических прессов предпочтительнее, так как при этом усилие
на монтируемый подшипник передается более равномерно, без
ударов. Усилие запрессовки всегда должно быть приложено соосно
кольцу, которое устанавливается с натягом и ни в коем случае
не должно передаваться через шарики или ролики подшипника.
Особенно важным и ответственным является монтаж прибор-
ных скоростных и чувствительных подшипников. Зазоры и натяги
при их монтаже, как правило, исчисляются несколькими микро-
нами, и обеспечение их бывает затруднено. В этом случае чаще
всего необходимая посадка обеспечивается за счет тарированного
усилия при монтаже, которое создается при помощи специальных
динамометров.
Необходимость демонтажа подшипников качения может быть
вызвана отработкой установленного для них ресурса или в ре-
зультате дефектов, допущенных при монтаже.
Основными погрешностями монтажа подшипников, в резуль-
тате чего необходимо их демонтировать, являются: а) прирост
температуры подшипника выше температуры окружающей среды
на 30—40° С; б) шум высокого тона, свидетельствующий о том,
что зазор в подшипнике ниже нормы, и шум со стуком, показываю-
щий наличие повышенного зазора в подшипнике.
Демонтаж подшипников по тем или иным причинам должен
производиться так, чтобы не были повреждены детали узла опоры
или корпуса. Иногда для демонтажа подшипников, посаженных
с натягом, приходится использовать электроподогрев кольца или
поливку его горячим маслом.
Для специальных условий применяются винтовые съемники
различных конструкций, в том числе и универсальные.
397
Иногда для снятия подшипника применяют приспособления
с передачей усилия через смежную деталь, демонтируемую с вала
вместе с подшипником.
Демонтаж подшипников за счет приложения усилия к наруж-
ному кольцу используют лишь в тех случаях, когда конструкция
подшипникового узла не дает возможности снять подшипник с вала
за его внутреннее кольцо. Такой метод демонтажа требует осо-
бой осторожности. Усилие распрессовки должно быть приложено
равномерно, без рывков, строго перпендикулярно торцу наруж-
ного кольца.
Усилие, необходимое для напрессовки внутреннего кольца на
вал с натягом или для снятия его с посадочного места опреде-
ляется по выражению
п — НэрЕлВ
и ~ 2W ’
где Нэ — эффективный натяг, см\ р — коэффициент трения сколь-
жения между сопрягаемыми поверхностями; Е — модуль упру-
гости, кПсм\ В — ширина внутреннего кольца подшипника, см\
КТ 1 л
N =------/ у \~2 — здесь а — диаметр отверстия внутреннего
{~\Ъ)
кольца, мм-, d0 — приведенный наружный диаметр внутреннего
кольца с прямоугольным профилем сечения, площадь которого
равна действительной площади сечения кольца той же ширины
и того же внутреннего диаметра.
Среднее значение N для подшипников легкой серии — 2,78;
средней — 2,27; тяжелой серии — 1,96. Коэффициент трения
при расчетах можно принимать: при напрессовке на посадочные
места р = 0,10-г-0,12, а при снятии кольца с посадочного места —
р = 0,10-^0,25. При наличии коррозии на сопряженных поверх-
ностях значения этого коэффициента увеличивают до 0,3.
Посадочный натяг во избежание разрыва колец не должен
превышать величины допускаемого натяга, который определяется
по выражению
l/7J (2JV —2)10*’ '
VB& [/?] —допускаемое напряжение на растяжение, кПмм2.
Раздел четвертый
НАДЕЖНОСТЬ
И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ОПОР
Глава XV
КОЛИЧЕСТВЕННАЯ ОЦЕНКА
ИЗНАШИВАНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР
1. АНАЛИТИЧЕСКИЙ МЕТОД КОЛИЧЕСТВЕННОГО АНАЛИЗА
ПРОЦЕССА ИЗНАШИВАНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР
Современный этап проектирования и производства машин и
приборов характеризуется тем, что к числу обычных и освоенных
свойств изделий добавляется новое свойство, наиболее полно отра-
жающее его качество — надежность. Характеристика «надеж-
ность» — комплексная и своеобразная. Ее измерение не может
быть осуществлено каким-либо прибором. Для количественной
оценки надежности того или иного изделия каждый раз необхо-
димо устанавливать определенные критерии, разрабатываемые на
основе анализа природы возможных отказов и законов их распре-
деления при заданных условиях эксплуатации.
Теория и практика показывают, что надежность и долговеч-
ность механических систем в значительной степени зависят от
износостойкости элементов их кинематических пар. Изнашиванию
подвергаются детали с трущимися поверхностями: опоры сколь-
жения; подшипники качения; валы по опорным частям; зубчатые
передачи; зубчатые муфты и др.
Разрушения при усталостных явлениях наблюдаются у под-
шипников качения (усталостные выкрашивания), зубчатых пере-
дач, работающих при хорошей смазке, пружинных и эластичных
муфт (со спиральными или пластинчатыми пружинами) и др.
Количественная оценка износа элементов пар трения в машино-
строении стала весьма острой и неотложной. Поэтому от того,
насколько быстро и успешно будет освоено количественное из-
мерение износостойкости трущихСя пар, будет зависеть успех на-
учной разработки проблем качества машин и приборов.
Оценка качества уровня продукции должна производиться по
следующим группам показателей: 1) технические, эксплуатацион-
ные или потребительские; 2) надежность и долговечность; 3) техно-
логичность; 4) степень стандартизации и унификации; 5) соответ-
ствие эстетическим требованиям.
Современная молекулярно-механическая теория трения твер-
дых тел рассматривает срезание микронеровностей на контакти-
рующихся поверхностях, как один из источников трения сколь-
жения, которое, как известно, является основной причиной износа
соприкасающихся поверхностей.
Рассматривая трение скольжения, проф. М. М. Хрущов под-
разделяет все виды изнашивания на три группы: механическое,
молекулярно-механическое и коррозионно-механическое.
На износостойкость пар трения влияют следующие основные
факторы: а) физические и химические свойства материала деталей;
400
б) качество обработки поверхности трения; в) естественная и на-
несенная смазка; г) удельное давление на поверхности трения;
д) скорость относительного перемещения сопрягаемых деталей;
е) прочие факторы (наличие вибрации, люфта и др.).
При качении упругих тел в зоне их контакта также протекают
сложные физико-механические явления, характеризующие трение
качения: а) внутреннее (вязкое) трение материала тел качения
в зоне контакта; б) относительное скольжение отдельных участ-
ков (точек) поверхностей на контактной поверхности; в) атомно-
молекулярное взаимодействие элементарных частиц тел в зоне
их контакта; г) сопротивление среды, в которой происходит ка-
чение.
Теория трения качения разработана еще недостаточно, поэтому
произвести количественную оценку влияния каждого из перечис-
ленных факторов на сопротивление качения и в связи с этим на
изнашивание элементов пары не представляется возможным.
Долговечность любого кинематического элемента при установ-
ленном допуске его износа может быть обеспечена заданными кри-
териями процесса изнашивания. В зависимости от особенностей
взаимодействия трущихся пар той или иной машины или меха-
низма для количественной оценки изменения их геометрических
размеров приняты следующие показатели; скорость, интенсивность
и темп изнашивания.
Первый из этих показателей характеризует величину износа,
отнесенную к единице времени, второй—к единице пути трения,
а последний—к единице работы, выполненной машиной (к моменту
оценки темпа изнашивания той или иной детали). Неравномер-
ность же процесса изнашивания характеризуется соответствую-
щими производными от этих показателей.
Взаимодействие трущихся пар происходит, как правило, при
переменных скоростях их относительного движения и с различ-
ными удельными давлениями по площади контакта. Процесс из-
нашивания, вызываемый взаимодействием элементов кинемати-
ческой пары, всегда будет также неравномерным. Износ деталей
не может быть постоянным из-за неоднородности структуры мате-
риала, различий термической обработки, нестационарности взаимо-
действия трущихся пар в различные периоды движения машин
(пуск, установившееся движение, остановки).
В этих условиях существенное влияние на неравномерность
износа оказывают силы инерции, достигающие в современных ма-
шинах огромных величин.
Будем считать, что изменение размеров деталей машин при их
взаимодействии происходит за счет истирания (АУХ), смятия (АУ2)
и воздействия внешней среды (AVS).
В таком случае изменение объемов детали до износа (Уо) и
после него (V„):
Vo - Vu = AVX + AVa + AV, = A V. (1)
26 H. А. Спицын и др. 401
Скорость же изменения этого объема будет характеризоваться
величиной
AV _ ДЦ ДУа. д. _ 0
Д/ ~ д< + д/ + д/ ПРИ аг и>
получим суммарную скорость изнашивания
dV _ dVi , dV2 , dV3
Vucp— dt — dt + dt "* dt •
Истирание и смятие в верхних слоях поверхности звеньев про-
исходит даже у материалов, подвергнутых термообработке и имею-
щих значительную твердость.
Уравнения деформаций верхних слоев в зоне контакта тру-
щихся пар:
двх I toyx I dTzx IV __ Л.
dx dy dz "г" Р dt2 ’
toxy [ toy I dzZy . у______________ d2Uy ______ „
dx dy "* dz P dt2 ~ U’
toxz । dtyz । toz । 7 „ d2u.z Л
~dT + + ~dT + z - P~diF = °’
(2)
где p — плотность материала; Ux, Uy, Uz — компоненты смеще-
ния; X, Y, Z — компоненты внешних сил; ox, <jy, o2, Xyx, ^zx,
%xy — компоненты тензора напряжений.
Тщательные исследования (46], £118] дали возможность уста-
новить, что никакие способы повышения долговечности не могут
быть оправданы, если при взаимодействии элементов кинематиче-
ских пар имеет место смятие поверхности, т. е. если давление
в зоне контакта превышает допускаемые пределы.
Уменьшение износа элементов кинематических пар за счет
пластических деформаций может быть достигнуто устранением
потери устойчивости материала. Уравнения статического равно-
весия верхних слоев контактирующихся поверхностей детали:
dg* _|_ toyx г tozx I v _ л. ]
dx + dy dz +Л —и-
toxy । toy , drZy ,у___л. ।
dx + dx + dz ~г r — и’
। top. । to*. _|_ 2 = o.
dx 1 dy 1 dz
(3)
Эти условия могут быть обеспечены правильным расчетом,
применением соответствующих материалов, различными видами
упрочнения верхних слоев поверхности и др., оказывающих су-
щественное влияние на повышение срока службы механизмов и
машин.
402
В общем случае износ в заданный интервал времени только за
счет механического воздействия определяется:
G Vo Vo Vo
J vudt = J dvt+ ( dV2. (3a)
t, vu v, v,
Процесс изнашивания материала деталей машин удобнее оце-
нивать линейными размерами (х), отнесенными к соответствую-
щему фактору износа (время, путь трения, единица работы).
А износ от истирания и смятия определяется в процентном отно-
шении. Тогда полное действительное приращение величины износа
определяется:
Дх = Дп„ Д/.
Средняя скорость изнашивания элемента кинематической пары *
______________________________ Дх
v“ ср~ U'
При Д/ —» О
,. Дх dx
Vu=lim —; Vu = w
ИЛИ
х = f + (4)
При vu = const
х = vu j dt 4- Ci = vut -f-
Важной характеристикой неравномерности износа является
ускорение изнашивания
а>и = 'ЧГ> vtt = \wudt + C2. (5)
Тогда
х = J J wu dt2 4- C8; C8 = Cj 4"
Начальные условия износа:
/ = 0; S = 0; Vu = 0,
где 5 — путь, на котором происходило трение.
Из выражения (4) имеем
х = Ср (6)
при
ши = 0 vu = С2. (6')
* Если подынтегральная функция имеет излом или разрыв первого
рода, то следует пользоваться аппаратом обобщенных функций и производных.
26* 403
Износ деталей машин, режим работы которых со временем
строго не связан, целесообразно определять не скоростью, а ин-
тенсивностью изнашивания. Для транспортных машин (локомо-
тивы, автомобили и др.) технический ресурс деталей определяется
значением величины их пробега. У других машин это будет какой-
либо другой обобщенный фактор износа (Ф).
Представим параметры износа в безразмерной форме
' = тЬ * = < <7>
где /0; Фо — принятые за эталон соответственно интенсивность
и фактор износа.
Тогда в общем виде значение износа деталей машин будет
х = J®, (8)
где J — измеритель износа.
Так как J = f (Ф), то х — Ф f (Ф), а интенсивность изнаши-
вания
/ = -£• = J + ^-Ф. (9)
' dt 1 4Ф ' '
Рассмотрим частные случаи:
а) при / = А = 0 J' + -Lj = О
ИЛИ
J = Се~ ЛФ = Се~1п ф+с« = ес* = (10)
б) при j = H= const J' + ±-J =
ИЛИ
•,=4L[eC,fHd0+c] = c»//+
в) при j = j (Ф) линейно, т. e. / = -у- Ф,
тогда
j' I _L j_
J + Ф 7 “ ь,'
где а,, Ь, — соответственно механические свойства материала
верхних слоев передающей и воспринимающей поверхностей.
Выражение (11) принимает вид:
J-g-«Н'Ф4Ф+с],
404
или
eC1 Г ап ес*Ф2
~Ф~ 2
(12)
г) при / = / (Ф) нелинейно, т. е. / = Ф’
тогда
, - I 4; <*ф С ап [ 4 <*ф .
J = е J ф I — Фе^ ф 4-
, J=4LRM<i>2eC,<w>+
+ G Ф |Л J
I л] _ gC‘ “л ес* ф3 I
+ Я~-Ф_ь7 ‘3’ +
I еС,С» _р ап ф2 I С» .
+ ф . — Ч bt ф -г ф ,
J = cj+%. (13)
Важной характеристикой не-
равномерности износа при за-
данной интенсивности является
ее изменение в зависимости от
принятого фактора износа:
<Рх d?J Л . о dJ
wi — аф2 — ~3ф» ® + 2 d® ( 4)
Это дает возможность более
обоснованно устанавливать из-
носостойкость элементов кине-
матических пар для обеспечения
заданной долговечности с учетом
специфических особенностей их
взаимодействия.
Если изменение износа во
времени или пробега машины
представить типичной кривой
(рис. XV. 1, а), являющейся
справедливой для большого ко-
личества сопряжений, то в ре-
зультате последовательного гра-
4<а
Рис. XV. 1. Кривые износа элементов
кинематических пар:
/—износ передающей поверхности; 2—из-
нос воспринимающей поверхности; 5—ско-
рость (интенсивность) процесса изнашива-
ния передающей поверхности; 4—скорость
(интенсивность) процесса изнашивания
воспринимающей поверхности; 5 — уско-
рение (ускорение интенсивности) процесса
изнашивания передающей поверхности:
б — ускорение (ускорение интенсивности)
процесса изнашивания воспринимающей
поверхности
фического их дифференцирования получим кривые изменения
скорости (рис. XV. 1, б) и ускорения (рис. XV. 1, в) изнашива-
ния элементов кинематической пары в различные периоды их
405
приработки (7\), когда происходит износ с увеличивающейся ско-
ростью. По окончании приработки условия трения стабилизи-
руются, и скорость изнашивания становится постоянной, т. е.
наступает нормальный период изнашивания (Т2). Заключитель-
ный период (Т8) характеризуется резким ухудшением условий
взаимодействия трущихся деталей и, как следствие, увеличением
скорости износа.
В этот «аварийный период» машины не должны допускаться
к работе, так как происходит быстрый процесс изнашивания, обус-
ловливающий предельное состояние допусков износа взаимодей-
ствующих деталей, и отказы.
Если принять, что износостойкость материала элементов пары
пропорциональна их механическим свойствам, то равенство сроков
службы деталей может быть обеспечено при соблюдении следую-
щих условий:
!х,) = |х,); ]
!»«.! = Iv.,1. I ( '
где [хх 1, [х2 ] — значения допускаемых износов элементов пары.
Отсутствие же внезапных отказов по износу за тот же период
времени может быть обеспечено при следующих дополнительных
условиях:
wu,^[wu,]. J
2. ИЗМЕНЕНИЕ ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИХ СВОЙСТВ
МАТЕРИАЛА ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР
И ИХ СОЧЕТАНИЯ
Повышение износостойкости элементов кинематических пар
при прочих равных условиях может быть достигнуто двумя основ-
ными путями:
а) улучшением механических свойств материала верхних слоев
соприкасающихся поверхностей деталей;
б) оптимизацией соотношения скоростей износа элементов
кинематических пар.
Механические свойства материалов можно улучшить измене-
нием химического состава, закалкой при различных способах на-
грева (т. в. ч., газовое пламя и др.), а также механическим упроч-
нением (наклеп дробью, накатка роликом и др.). При этом во всех
случаях упрочнение материала достигается за счет повышения
твердости верхних слоев поверхности деталей машин.
Износостойкость — свойство материала, служащее мерой со-
противления изнашиванию. Она зависит не от какой-либо одной
характеристики материала, поэтому по твердости нельзя безого-
ворочно судить о сопротивлении изнашиванию. Однако твердость
стальных изделий имеет важное значение для их износостойкости.
406
В приближенных расчетах для практических целей твердость мо-
жет быть принята за обобщенную характеристику материала. По-
этому важно найти такие количественные соотношения механиче-
ских свойств между материалами элементов пары, при которых
была бы обеспечена их оптимальная износостойкость.
Коэффициент относительной твердости материала передающей
поверхности и воспринимающей равен
Ап = ^, или А' = ±-, (17)
где ап, Ь» — значение механических свойств материала верхних
слоев соответственно передающей и воспринимающей поверхностей
деталей.
Проанализируем выражение (17) при некоторых значениях.
Если Ап = 0, то Ьв = оо, что физически нереально. При
Ап — оо bt = 0, что тоже нереально.
Реальными значениями Ап могут быть:
Лл>1;0<Л„<1. (18)
Однако при условиях Л„ — 1 элементы пар, особенно низших,
работают довольно редко. Из этого неравенства следует, что под-
бор материала для пар трения определяется не только техниче-
скими, но и экономическими соображениями, так как детали,
образующие кинематические пары, по форме конструкций, тру-
доемкости изготовления и ремонта могут резко отличаться одна
от другой. Этим и вызывается необходимость устанавливать опти-
мальные соотношения не только износостойкости трущихся пар,
но и допусков их износа. Это может быть достигнуто различными
путями: установлением кратности допусков износа с учетом при-
нятой цикличности ремонта машин, подбором и упрочнением
материала и другими мерами. Нужно отметить, что повышение
износостойкости элементов высших кинематических пар за счет
упрочнения недостаточно изучено. На практике нередко прини-
маются решения об упрочнении одного из элементов пары без
учета его влияния на другой, тогда как повышение, например,
твердости одного из элементов пары влияет не только на износо-
стойкость упрочненного элемента, но и на элемент, находящийся
с ним во взаимодействии. Поэтому важно определить не только
действительные возможности повышения износостойкости мате-
риалов каждого элемента упрочнением, но и установить оптималь-
ные соотношения механических свойств, при которых данная
пара обладала бы наибольшей работоспособностью.
Оптимизация износостойкости трущихся пар — это назревшая,
хотя и не всеми еще осознанная задача, возникшая вместе с раз-
витием упрочняющей технологии и проблемами надежности и
долговечности.
407
Долговечность (технический ресурс) взаимодействующих дета-
лей механизмов и машин определяется износостойкостью верхних
слоев в интервале предельного допуска износа *. Хотя эти слои
составляют и небольшую долю от всего поперечного сечения де-
Рис. XV.2. Возможные сочетания физико-механических свойств
элементов высшей кинематической пары
тали (5—10%), тем не менее они играют решающую роль в обеспе-
чении заданного срока службы деталей, так как непреложный за-
кон износа трущихся пар состоит в том, что предельное состояние
износа деталей равноценно отказу нормального их взаимодействия.
* Эти слои трущихся пар будем называть элементами кинематических пар,
или кинематическими элементами.
408
Поэтому проблема повышения качества формирования верхних
слоев упрочняющей технологии имеет огромное народнохозяй-
ственное значение.
Пусть высшая кинематическая пара, взаимодействующая при
заданных условиях, образована звеньями 1 и 2 (рис. XV.2).
Свойства исходного материала их элементов характеризуются
зависимостями у^ = <Pi (х); уг = <р2 (•*)• Для повышения долго-
вечности их элементы подвергнуты поверхностному упрочнению.
В результате можно получить четыре случая сочетания механичес-
ких свойств материала.
В первом случае (рис. XV.2, а) зависимость механических
свойств верхних слоев передающей и воспринимающей поверх-
ностей выражается системой уравнений
Уч = ть Уч = т2- (19)
Приближенно оценка износостойкости элементов пары при за-
данных условиях их взаимодействии может быть произведена на
основе условия:
mL = /и2.
Во втором случае механические свойства материала после
упрочнения передающего элемента (см. рис. XV.2, б) будут харак-
теризоваться уравнениями:
’=Ф‘(Х);) (20)
Уч = тч, J
а воспринимающего элемента (см. рис. XV.2, в):
Уч = |
Уч = Ч>2 (*)• J
(21)
Для каждого материала деталей машин после их упрочнения
важно установить оптимальный интервал изменения механических
свойств. Для некоторых деталей многократного действия его зна-
чение будет определяться практической возможностью периоди-
ческой обработки деталей при ремонте. Из рис. XV.2 видно, что
& ^nmax
где a„max — максимальное значение механического свойства
упрочненного слоя; a„mln —минимальное значение механического
свойства, равное исходному.
Для определения максимального значения твердости на задан-
ной глубине упрочненного слоя * необходимо найти экстремаль-
ные точки
|,; = Ф'(х) = 0. (22)
* Под глубиной упрочненного слоя понимается минимальное расстояние от
поверхности, на котором твердость слоя становится равной твердости сердцевины.
409
Для определения аЯпих в выражение у\ = <pi (х) подставляем
найденное из уравнения (22) значение (х), соответствующее макси-
мальному значению функции.
Аналогично находим xmin, подставляя вместо х значение, соот-
ветствующее минимуму. В интервале от 0 до xmln возможно боль-
шое количество сочетаний механических свойств материала эле-
ментов пары трения. Для этого случая количество сочетаний отно-
сительной твердости элементов пары равно
*l~ bt~ bi ’
где а{ — принятая характеристика механических свойств мате-
риала передающей поверхности; d — диапазон изменения физико-
механических свойств упрочнением материала верхних слоев пере-
дающей поверхности; — исходные механические свойства мате-
риала воспринимающей поверхности; i — номер конкретного зна-
чения из совокупности возможных значений механических свойств
материала передающей поверхности.
Рассмотрим третий случай, в котором оба элемента пары упроч-
нены.
На рис. XV.2, г представлены кривые изменения механических
свойств материала упрочненных элементов пары.
В интервале от 0 до хх mln для передающей поверхности и от
О до х2 mln для воспринимающей число сочетаний механических
свойств материала элементов пары значительно увеличится по
сравнению с предыдущими случаями и будет равно
А - ai - ai + d(i- 1)
’ <24>
где Ьк — различные значения механических свойств материала
воспринимающей поверхности; q — принятый интервал изменения
механических свойств материалов воспринимающей поверхности
в результате упрочнения; k — номер конкретного значения из
совокупности возможных значений для воспринимающей поверх-
ности.
3. ОТНОСИТЕЛЬНАЯ ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ МАТЕРИАЛА ТРУЩИХСЯ
ПАР И ОСНОВНЫЕ УСЛОВИЯ ЕЕ ОПТИМИЗАЦИИ
Для возможности расчета трущихся деталей на износостой-
кость и сопоставления ее количественных характеристик целесооб-
разно использовать существующие понятия и произвести некоторые
их уточнения.
Разрушение поверхностного слоя трущихся деталей при их
взаимодействии слагается из множества взаимных повреждений
отдельных микрообъемов материала. Количественной мерой та-
кого разрушения является суммарная величина износа х2 + х2,
410
определяемая по изменению размеров деталей (линейный, объем-
ный износ) или по величине зазора сочленения. Целесообразно
уточнить меру износа трущихся пар.
Коэффициентом износа называется отношение величин износа Xi
и х2 двух находящихся в сочленении деталей
»В1_2=±у-. (25)
Индекс при коэффициенте износа показывает направление, в ко-
тором он определяется. Понятие о коэффициенте износа дает воз-
можность оценить только количественную меру износа трущихся
деталей. С целью указания направления потока энергии, направ-
ления силового взаимодействия в зоне контакта трущихся деталей
целесообразно ввести понятие коэффициента износостойкости. Этот
коэффициент представляет собой отношение износа материала
передающей и воспринимающей усилия деталей.
Например, если передающей усилия является деталь /, а
воспринимающей — деталь 2, то коэффициент износостойкости
равен
>и—±~~~- (26)
Л1
Положительный знак принимается для износа передающей,
а отрицательный — для воспринимающей деталей.
Во всех случаях износ является функцией времени. Исходя из
специфических особенностей работы машин, для характеристики
принимается скорость, интенсивность и темп изнашивания.
В период нормального взаимодействия элементов кинематиче-
ских пар при линейной зависимости от времени износ определяется
по формулам:
х\ = vUtTr,
Х2 = Vu,Ti.
Тогда коэффициент износостойкости
» = = Vu‘ . — Pt. Tj
U *1 vu, Р» 71
(27)
Он может быть выражен и через другие параметры, наиболее
полно отражающие специфические условия работы, например
транспортных, землеройных и других машин
xi — 11Ф11
Х2 = 12^ 2»
где Фь Ф2 — фактор износа передающей и воспринимающей по-
верхностей; /х, It —измеритель износа.
411
Общее выражение для определения коэффициента износостойкости
элементов пар имеет вид:
• __ __ °и» Тг _ Pi ______ Ф» 1г _ tg ил /9Я>
“ ” Х1 “ % ’ Л “ р8 ’ Л “ Фх * Л ~ tga, ’
где tg a„, tg a4 — характеристики нарастания скорости износа
передающей и воспринимающей поверхностей.
Выражение (6) для элементов однократного действия (при
условии равенства ресурсов и измерителей износа имеет вид:
: __ хг _ ___ Р1 _ Ф» _ tg /9Q\
“ “ X! “ % ~ P* “ Ф1 ” tga, •
Следует отметить, что коэффициент износа для различных пар
изменяется в довольно широких пределах. Так, для коленчатого
вала из закаленной стали и подшипника на баббитовой компози-
ции = 5—8, для поршневых хромированных колец и гильзы
цилиндр из чугуна с присадкой никеля iu = 2,5 -j-3,0.
При отсутствии относительного движения элементов скорости
их изнашивания будут равны нулю. В этом случае долговечность
звеньев будет определяться свойствами материалов сопротивляться
внешним воздействиям окружающей среды.
Однако как в покое, так и в относительном движении износо-
стойкость элементов определяется их взаимным влиянием.
Установление неоднородных измерителей износа для элементов
пар затрудняет технико-экономическое обоснование оптимизации
их износостойкости. Для таких обоснований совершенно необхо-
димо разработать условия оптимизации трущихся пар.
Следует заметить, что определить основной параметр износо-
стойкости элементов кинематических пар при неоднородных изме-
рителях их износа весьма затруднительно. Все это не дает возмож-
ности в таких случаях, как, например, железнодорожные колеса
и рельсы, научно обоснованно решить проблемы оптимизации изно-
состойкости элементов пары колесо—рельс при повышении их
долговечности.
К сожалению, даже при однородных измерителях износа эле-
ментов пары еще не разработаны методы оптимизации их износо-
стойкости. Решить эту задачу представляется возможным, исходя
из следующих условий.
Значение суммарного износа элементов кинематической пары
по абсолютной величине определяется выражением
|Xn| + |x.| = |xJ. (30)
Соответственно суммарная скорость нарастания зазора сочле-
нения
,, _ dxc _ dxn । dx,_____1_ । 1 _ 1
Vuc~ dt ~ di "* di ~ pn p, “ pnp •
412
В таком случае приведенная износостойкость рпр элементов
пары
Рпр
рпрв .
Рп + Рв '
(31)
для упрочненных элементов пары равна
Рпр =
рХ
р£ + р?
(32)
Разделив (32) на (31), получим
о Рлр _ РдР« ' Рп 4~ р»
пР Рпр РпРв Рп + Р« ’
(33)
где РЯр — приведенный коэффициент повышения износостойкости
трущейся пары за счет упрочнения ее элементов.
Если в паре упрочнен один из элементов, то в таком случае
приведенный коэффициент повышения износостойкости ее опре-
деляется следующим образом.
При упрочнении передающей поверхности — по равенству
ол Рлру РпР« рп + Р« Рл Рп 4~ Р« /оо \
Р"РлРРп + Р« РяР< Р"‘р£ + Р, ’ '
а при упрочнении воспринимающей поверхности — по равенству
О» Рлрр РдР« ф Рп + Р* Р« . Рл + Рв zоо/г\
пр рпр рп + pV РпРв Рв Рп + Ре
Так как износостойкость упрочненного материала элемента
кинематической пары всегда больше неупрочненного, то коэффи-
циент Р может быть только больше единицы. Его конкретное зна-
чение при прочих равных условиях определяется методами упроч-
нения. Так, упрочнение наклепом дробью или роликом повышает
износостойкость отдельных деталей в 5—6 раз; хромирование —
в 5—7 раз; азотирование — в 2—5 раз; закалка — в 2—3 раза.
Из анализа полученных соотношений (32) следует, что любые
мероприятия по повышению долговечности пары трения должны
быть связаны с оптимизацией показателей износа для обоих из
элементов пары. Такая оптимизация должна удовлетворять сле-
дующим основным критериям износостойкости:
l-«il + |xa| = |xc| = xmln; '
Рпр “ “рГТрГ ~ ртах’
/ _ _ i .
1и — — *«орЬ
(34)
413
Применительно к элементам пары, подвергнутым различным
видам упрочнения, условие (34) имеет вид:
|4| + l4| = |*c|=Xmin;
Р"₽ = Pnp рХ = Ртах: (35)
l“ = = iu opt-
Анализ уравнений (34) и (35) показывает, что проблема повы-
шения износостойкости пар трения сводится к решению задач по
минимизации и оптимизации соотношения скорости износа эле-
ментов кинематических пар.
Только при таком подходе (при прочих равных условиях)
могут быть найдены наилучшие не только технические, но и эко-
номические решения сложной проблемы машино- и приборострое-
ния. Наилучшие решения этой проблемы связаны не только с обос-
нованным выбором материала, расчета и конструирования деталей,
узлов, но и применением соответствующих методов упрочняющей
технологии, а также внедрением надлежащих методов эксплуата-
ции и ремонта машин и оборудования.
В общем виде заданная точность, требования безопасности и
экономичности при соответствующей надежности и долговечности
могут быть обеспечены при условии:
•ч l*i J;
х2<(х21;
Рлр I Рлр! >
= [ip] opt*
Рассмотрим возможные частные случаи, вытекающие из послед-
него неравенства (36). Если iu — 1, то рх = р2. При этих усло-
виях обеспечена равная износостойкость элементов пары. Поэтому
при одинаковых допусках износа, установленных для передающей
и воспринимающей деталей, они будут подлежать одновременной
замене или ремонту.
В случае i < 1; р2>рх передающая деталь при этих условиях
будет изнашиваться быстрее воспринимающей. Поэтому, есте-
ственно, что при одинаковых допусках их износа первую потре-
буется заменить раньше второй. И, наконец, при i > 1, рх > р2
замена второй детали будет произведена раньше первой.
По затратам материала, трудоемкости изготовления и ремонта
и другим соображениям детали значительно отличаются одна от
другой. Поэтому выбор коэффициента износостойкости должен
производиться не только по техническим, но и по экономическим
соображениям, учитывающим затраты на изготовление, замену
и ремонт той или иной детали,
414
4. МАТРИЧНЫЙ АЛГОРИТМ ОБРАЗОВАНИЯ
РАЗНОВИДНОСТЕЙ ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИХ СВОЙСТВ
МАТЕРИАЛА ТРУЩИХСЯ ПАР УПРОЧНЕНИЕМ
Надежность и долговечность трущихся пар при прочих равных
условиях зависят от работоспособности материала их элементов.
Изучение работоспособности (износостойкость, усталостная проч-
ность и др.) связано с проведением различных видов испытаний
нередко с разрушением образцов, а также наблюдением за состоя-
нием технических параметров изделия.
Оценка работоспособности элементов кинематических пар про-
изводится на основе:
а) лабораторных испытаний образцов;
б) стендовых испытаний натурных деталей;
в) наблюдений за работоспособностью трущихся пар в задан-
ных условиях эксплуатации машин, приборов.
Для определения оптимальных свойств материала трущихся
пар А из всей совокупности их возможных значений, получен-
ных за счет упрочнения их элементов, может быть составлен мат-
ричный алгоритм.
В общем случае он имеет вид:
АцАцА»... Ai (n-i)Ai (п)
А21А22А23... Aj (п-i)Аг <Я)
А31А32А33... Аз (п—1>Аз (п)
(37)
AmlAm2Am3 . . . Ат (п—1)Ащ (п)
где т — число строк; п — число столбцов матрицы.
Критерий относительной работоспособности для первого и вто-
рого случаев элементов кинематических пар непосредственно по-
лучается из общего вида, матрицы. Так как А = Allt то А/ соот-
ветственно равно какому-либо значению любой из строк матрицы.
Значения А1к могут быть:
Аа>1; 0<А«<1. (38)
Рассмотрим неравенство (38). Из выражения (24) при условии.
Alk = 1 получим
ах + d (1 - 1) = b + q (k - 1);
• (о, - b) + (q - d) + (di - qk) = О,
откуда
ai = q — d; i = k. (39)
Выражение (39) определяет равнопрочность элементов кинема-
тических пар при заданных условиях взаимодействия.
415
Зная зависимость изменения механических свойств материала
элементов кинематических пар и приравнивая их (для выполне-
ния условия равнопрочности), получим уравнение
Ф1(х) = Ф8(х). (40)
Решая уравнение (40), получим мгновенные значения равно-
прочности. Для совпадения этих зависимостей в интервале пре-
дельного допуска износа, устанавливаемого правилами ремонта
машин, должно выполняться тождество
Ф1 (х) = ф, (х). (41)
Геометрически это означает, что в интервале 0—х1шт0 — х2ш1п
имеем совпадение участков этих кривых.
Однако при подборе пар трения для существующих и вновь
создаваемых машин, исходя из особенностей конструкций сочле-
ненных деталей, различной сложности их изготовления и замены,
критерий относительной работоспособности обычно не равен еди-
нице, а для высших кинематических пар достаточно близок к еди-
нице (например, элементы пары колесо—рельс, тела качения и
кольца подшипников качения и др.).
В низших кинематических парах относительный коэффициент
твердости материала элементов пары может значительно отли-
чаться от единицы (шейки валов двигателей, вкладыши подшипни-
ков и др.).
Перейдем теперь к анализу соотношения > 1
* bi + <?(*—!)’ ' ’
где
ах 4- d(t — \)>bt + q(k — 1);
Oi — &i -j- q — d di -f- qk 1 •
Рассмотрим частный случай. Полагаем Oj = bu q = d. Тогда
d (i — k) > 0. Так как d > 0, то i — k > 0, t. e. i > k.
Наконец, при Aik < 1 имеем:
<?i + d (i — 1) < + q (k — 1);
Oi — + q — d + di — qk = 0.
Рассмотрим следующий частный случай. Полагаем ох = Ьи
q — d. Тогда d (1 — k) < 0. Так как d не может быть меньше
нуля, то i — £ < 0, т. е. i < k.
Так как кинематические пары в реальной действительности
взаимодействуют не только при различных сочетаниях механи-
ческих свойств материала, но и в самых разнообразных условиях
(давление, скорость, температура, относительное проскальзыва-
ние и другие факторы, влияющие на их работоспособность), то
416
возможные критерии относительной работоспособности следует
определять исходя из матрицы (37) в зависимости от числа соче-
таний перечисленных выше факторов.
Главнейшими факторами являются скорость, давление, тем-
пература и коэффициенты относительного проскальзывания. Число
сочетаний для конкретного значения механических свойств мате-
риалов элементов пары будет равно
_ (p + t>+ < + £)!
₽+0+/ - 31 (р + t>+ t + g-3) I ’
где р — количество возможных конкретных значений давления
при взаимодействии образцов; v — скорость качения образцов
при их взаимодействии; t — температура окружающей среды и
верхних слоев взаимодействующих образцов; £ — коэффициент
проскальзывания элементов пары.
Тогда возможные сочетания условий лабораторных испытаний
кинематических пар при различных комбинациях механических
свойств материала с давлениями в зоне их контакта, скоростями,
температурой и коэффициентом проскальзывания определяется
Р _ (Р + о + t + 5 + тп.)! ....
bp+o+Z+6+тл— > V*4/
где тп — количество сочетаний механических свойств материала
элементов кинематических пар.
Изучение влияния физико-механических свойств материала
элементов высших кинематических пар проводилось на машине
МИ-1 для испытания металлов на износ от трения.
Для исследования на износ образцы из среднеуглеродистых
сталей диаметром 40 мм и толщиной 10 и 5 мм подвергались за-
калке при нагреве т. в. ч.
Схема взаимодействия образцов представлена на рис. XV.3, а.
Усилия в 70 кГ прикладывались к оси одного из образцов. Относи-
тельное проскальзывание для всех пар образцов составляло 10%.
Для изучения износостойкости материала элементов высших
кинематических пар могут быть использованы и другие схемы
взаимодействия испытываемых образцов, в том числе и представ-
ленные на рис. XV.3, б, в, г.
Схема (рис. XV.3, б) предназначена для исследования износо-
стойкости материала элементов пары колесо — рельс, в которой
воспринимающий элемент является неподвижным; подвижный со-
вершает извилистое движение с проскальзыванием. На рис. XV.3,
в и г показаны схемы с планетарным движением передающего об-
разца и контактом по наружной и внутренней поверхности не-
подвижных воспринимающих образцов. Необходимая твердость
верхних слоев поверхности катания образцов достигалась отпу-
ском в муфельной печи. Составлялась матрица конкретных зна-
чений сочетания твердости образцов, которые подвергались
27 H. А. Спицын и др. 417
418
испытаниям на износ. До и после испытания образцы тщательно
промывались в спиртовой ванне, просушивались, а затем взвешива-
лись на аналитических весах. По разности веса до и после испы-
тания сравнивалась износостойкость соответствующих пар.
Цикл испытания каждой пары образцов подразделялся на
приработку (продолжительность 8000 оборотов ведущего образца)
и основной этап в три периода (по 40 000 оборотов в каждом).
Взвешивание образцов производилось после каждого периода.
На основании лабораторных испытаний образцов построены
типичные графики зависимости износа от числа оборотов образцов
Рис. XV.4. Износ элементов высших кинематических пар в зави-
симости от постоянного (а) и переменного (б) соотношения твер-
дости материала
(рис. XV.4). При этом максимальный износ имел образец меньшей
твердости. Линейная зависимость износа (рис. XV.4, а) элементов
пар хорошо согласуется с данными других исследований [116,
118]. Скорость износа в период нормального взаимодействия
элементов пары остается почти постоянной. Изменение ее проис-
ходит в период приработки.
Несомненный интерес представляют результаты испытания об-
разцов при фиксированной твердости одного из них и различной
твердости другого. При таком сочетании твердости передающего
и воспринимающего образцов получены типичные кривые зависи-
мости износа от твердости образцов хБ — передающего и хр—
воспринимающего (рис. XV.4, б).
Из рис. XV.4, б видно, что при твердости образцов НВ 300—
350 для дальнейшего повышения износостойкости следует зна-
чительно повышать их’твердость. Об этом свидетельствует характер
участка кривой, начиная от твердости свыше НВ 350.
Для установления оптимального соотношения твердостей, на
основании произведенных экспериментов построены векторные
диаграммы (рис. XV.5). Каждый элемент пары на диаграмме
характеризуется соответствующей точкой, а каждая пара—векто-
27* 419
ром. Предложенная диаграмма может служить основой для уста-
новления оптимального соотношения твердостей материала эле-
ментов кинематических пар при их упрочнении.
В заключение отметим, что повышение твердости верхних слоев
поверхности деталей не приводит к качественному изменению
процесса изнашивания. Упрочнение вызывает лишь снижение
Рис. XV.5. Векторные диаграммы износа элементов пары:
О — передающая поверхность; X — воспринимающая поверхность; — —----с учетом
приработки; « = = — без учета приработки
скорости изнашивания деталей. Таким образом, износостойкость
материалов находится в сложной связи с их механическими и фи-
зико-химическими свойствами. Прямая зависимость между твер-
достью и износостойкостью наблюдается только в строго опре-
деленных условиях взаимодействия трущихся пар.
Следует заметить, что на изнашивание деталей влияет большой
комплекс факторов (удельное давление, температура в зоне кон-
такта, вид смазки, твердость и структура металла, степень окис-
ленности поверхностного слоя и др.). Влияние многих из этих
факторов изменяется в различные периоды движения машин и
420
приборов (пуск, установившееся движение и остановка). Поэтому
добиться идентичности взаимодействия деталей на стенде и в ре-
альных условиях машин весьма трудно. Наиболее достоверные
данные о видах износа и повреждения трущихся деталей могут
быть получены в результате исследования изнашивания деталей
в заданных условиях эксплуатации машин и приборов. Однако
эксплуатационные испытания не дают возможности полностью
вскрыть причины большой или малой износостойкости деталей,
а также выявить преобладание определенных видов изнашивания
без лабораторных исследований качественных и количественных
характеристик износа, смазки и т. д. Поэтому лабораторные и
эксплуатационные исследования изнашивания и износостойкости
реальных деталей машин должны дополнять друг друга.
Оптимальный срок службы машин и приборов определяется
на основе ряда соображений. Прежде всего целесообразно уста-
новить, при каких именно условиях эксплуатации должен быть
выдержан выбранный или назначенный срок службы.
При переменных условиях эксплуатации, что характерно для
транспортных и некоторых других машин и их приборов, необ-
ходимо методами математической статистики и теории вероятности
определить типичные условия их эксплуатации. Затем следует
наметить срок службы, основываясь как на пожеланиях потреби-
теля, так и на опыте эксплуатации аналогичных машин и приборов
в СССР и за рубежом.
б. ВЗАИМНАЯ СВЯЗЬ ГЛАВНЕЙШИХ ПАРАМЕТРОВ
ДОЛГОВЕЧНОСТИ ЭЛЕМЕНТОВ ТРУЩИХСЯ ПАР
Сохранение заданного уровня надежности и долговечности ма-
шин и приборов обеспечивается назначением и поддержанием на
заданном уровне ресурса непредельного состояния элементов кине-
матических пар. Обычно такой ресурс назначается по износу ци-
клической прочности и другим показателям несущей способности
деталей в заданных условиях их взаимодействия.
Долговечность трущихся пар при прочих равных условиях
зависит от величины допусков износа и износостойкости материала
элементов кинематических пар, а также их ремонтопригодности.
Поэтому важно установить связь между этими главнейшими пара-
метрами долговечности для невосстанавливаемых (Я) и восстанав-
ливаемых (В) изделий.
В технике находят применение сочетания элементов пары много-
кратного действия с элементами пары однократного действия, и
наоборот.
Возможны четыре случая сочетания элементов пары:
1. (Hi - Н2у, 3. (В, - Я,);
2. (В, - Ва); 4. (Ht - В2).
421
Примем следующее обозначение: [хХа], [х1в]—допускаемые
износы невосстанавливаемых и восстанавливаемых элементов пер-
вой детали; [х2а], [х2,]—допускаемые износы невосстанавли-
ваемых и восстанавливаемых элементов второй детали; [х1Х], [х12],
[х13] ... — допускаемые межремонтные износы первой детали;
1х211, [х22], [х231. . . —допускаемые межремонтные износы вто-
рой детали.
Коэффициент износа определяется из условия сопряжения и
взаимодействия элементов.
1. Невосстанавливаемые элементы (Ях — Я2)
г; i [Xiw] [Тхн] (UuihI /де\
1 ин1 ~ [*2«1 “ [T2mJ [va2«] •
При равенстве vulH = t>a2a технический ресурс первой детали
равен
= [T2J [*а«], (46)
где [Т2к ] — назначенный ресурс второй детали.
2. Восстанавливаемые элементы (Вх — В2)
г/ 1 _ [*!«]_[Л11 foaul Ч~ [T^iaJ |Р«1г] + * * * + [Лт] [Ццш] (Л7\
1 uti ~ ” [T21J [va2l] + [Ti2] [vU22] + •. • + [Т2„] [va2n] • >
Если при каждом периодическом ремонте, наряду с восстанов-
лением геометрических форм элементов пары, восстанавливается
также и износостойкость их элементов, то можно записать:
= = [уи1з] = •••== )
(48)
— [^и2з1 — — ’ ’ ’ — '
При [vaX4] = [va24], общий коэффициент износа восстанавли-
ваемых элементов определится
г/ 1 (Л11 + [7\г] + (Лэ) + ••• + (Лт) zjqx
luel [Л1) + [Л2) + [Лз) + -->+[Лп] 1 '
Если межремонтные ресурсы второй детали равны
[Лх] = [Т22] = [Л3] = • • • = [ЛЛ = [Т2в],
то
г; ]_ [Л1) + [Л2) + [Лз1 + ---+(Лт) _ [ЛедЛ /елх
l ueJ- (Л.Пп) “ [Л.Пп] ’ (и)
= [т24] и;,] [п], (51)
где [Txwa ] — суммарный ресурс первой детали.
При равных межремонтных ресурсах первой детали имеем:
<52>
где [Т^л] —суммарный ресурс второй детали.
422
(53)
Разделив (52) на (51), получим:
1асуж] __ l^iel tml _ [T7i]
I ?1сум] [М[Ы|7ыНл1 lnJ [*«e] ’
где [m], [n ] — количество межремонтных размеров в интервале
предельного допуска износа первой и второй деталей
3. Восстанавливаемый элемент с невосстанавливаемым
(В1-77а)
(54)
Г;® 1 __Ifi®L____
L weJ ~ ka«] ~ [т2«] •
(55)
4. Невосстанавливаемый элемент с восстанавливаемым
(//х —В2)
(56)
1: 1 _ [*1н] _ [7\н1
1 ив1~ Ы ~ [тгсум) •
Из полученных уравнений видно, что долговечность трущихся
деталей зависит не только от износостойкостей их элементов, но
и от кратности межремонтных и предельных допускаемых износов,
т. е. их ремонтопригодности.
При этом наибольший эффект повышения износостойкости де-
талей за счет применения различных методов упрочняющей тех-
нологии может быть только при условии связи величин установ-
ленных межремонтных и предельных допусков износа с глубиной
упрочнения. Однако выбор оптимального соотношения долговеч-
ности элементов кинематических пар не только техническая, но
и экономическая задача. Коэффициент износостойкости пар трения
в интервале [хх ] [х 8 ] следует определять с учетом не только техни-
ческих соображений, но и относительных допускаемых затрат на
изготовление, ремонт и смену первой [Сх] и второй [С21 деталей,
т-е- = 'йг
На практике это означает, что различные статьи издержек на
изготовление и ремонт являются независимыми и что их составные
части подчиняются законам прямой пропорциональности. При на-
личии в общей совокупности затрат нелинейных зависимостей для
использования линейного программирования следует заменить
действительные (нелинейные) условия соответствующими линей-
ными приближениями. На этом основании в общем виде можно
записать систему уравнений:
г/1 -JIillEaiL.
ll“J “ [Л! (vu»J ’
i - J£iL
13 ~ (c2j *
(57)
423
После перемножения получим
UJ(bl= jpIjMlci-- (58)
Обозначим lirJ] = [tu ] [/»], где [хгэ1—технико-экономический
коэффициент, которым учитывается соотношение технических и
экономических факторов при создании пар трения.
Тогда необходимое условие оптимума с учетом стоимости дета-
лей получит вид:
1 r,J ” ITJluedlC,] “ L (5У)
Очевидно, идеальными были бы такие пары, которые отвечали бы
условиям:
[Л] = 1Т2]; [4J = [и„2]; (CJ = [Ct). (60)
В таком случае детали, составляющие пары, будут обладать оди-
наковой долговечностью по износу. При достижении предельного
состояния общие затраты на их изготовление и замену также будут
одинаковыми. В этом случае отпала бы проблема надежности изде-
лий, а главное внимание конструкторов и технологов было бы
сосредоточено на разрешении проблемы долговечности изделий.
Однако с экономической точки зрения для многих кинематических
пар механических систем это нерационально. Поэтому здесь
должны находиться оптимальные решения.
Следовательно, в конструкции машины желательно выделить
ремонтные узлы. Замена поврежденного узла заранее подготовлен-
ным значительно сокращает простой машин в ремонте. При проек-
тировании необходимо стремиться к равной долговечности всех
деталей или к кратности их долговечности. Если изделие имеет
три группы деталей по долговечности: I группа — срок службы ЗТ,
II группа — срок службы 6Т, III группа — срок службы 9Т, то
при первом плановом ремонте предусматривается замена деталей
I группы; при втором — подлежат замене детали I и II групп;
при третьей — I и III групп и т. д. Однако такого состояния долго-
вечности можно добиться только при условии нормирования изно-
состойкости трущихся пар и поддержания ее на заданном уровне
плановыми ремонтами.
в. ДОПУСКАЕМЫЕ ИЗМЕРИТЕЛИ ИЗНАШИВАНИЯ
ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР
Как известно, скорость и интенсивность изнашивания элемен-
тов кинематических пар зависят не только от механических свойств
материала, продолжительности -их взаимодействия, но и от сте-
пени влияния различных эксплуатационных факторов, которые
обычно являются случайными. Установление долговечности даже
424
для одноименных деталей машин, но находящихся в различных
условиях эксплуатации, связано с большими трудностями.
Тем не менее, для определенных типов машин могут быть уста-
новлены средние измерители износа трущихся деталей при за-
данных условиях эксплуатации. Для сопоставления результатов
изнашивания однотипных деталей, но работающих в различных
условиях, целесообразно разработать систему допускаемых вели-
чин износостойкости трущихся деталей. Это дало бы возможность
одинаково понимать требования к качеству изготовления деталей.
Пользуясь такими нормами и сопоставляя значения средних
измерителей износа одноименных деталей соответствующих машин,
можно установить определенный уровень качества изделий при-
менительно к заданным условиям эксплуатации машин, полнее осу-
ществлять контроль за использованием заданного ресурса дета-
лей, а также поддерживать его на заданном уровне своевременным
и качественным выполнением ремонта.
Основываясь на результатах предварительных исследований,
следует нормировать измерители износа введением соответствую-
щих классов изнашивания по предлагаемой схеме (табл. XV. 1).
Таблица XV.1
Допускаемые значения измерителей изнашивания элементов
кинематических пар
Наименование Кассы износа n
1 2 3
Измеритель изнашивания элементов пары Передающая деталь (вал) Воспринима- ющая деталь (подшипник) Ощ Dei Dn2 De2 Dns Dez Dnn D6n
Скорость коррозии элементов пары Передающая деталь (вал) Восприни- мающая деталь (подшипник) Vnkl Vekl ^nk2 Vek2 Vnk* Vek3 vnkn Vekn.
Для значений измерителя износа каждого класса должны быть
установлены соответствующие отклонения (D±fl, D±6).
В качестве измерителя должен приниматься такой, который
наиболее полно отражает специфические условия взаимодействия
деталей.
425
Допускаемые значения измерителей изнашивания элементов пары вал—подшипник (вкладыш)
сч
>
X
св
Я
X
Ч
ю
I Классы износа 1 о ги 1000 и более 5000 и более свыше 10 000
0> 500 2500 *5000— 10 000
00 250 1250 1000— 5000
125 640 500— 1000,0
<0 64 320 100— 500,0
ю 32 091 50—100
Ср 80 10—50
со 00 о 5—10
04 тГ 20 1—5
Т—> 2 и менее 10 и менее менее 1
1 Наименование пары Вал, скорость изнашива- ния vue при измерении из- носа, мк/ тыс* ч Подшипник, скорость из- нашивания vun при измери- теле износа, мк!тыс* ч Скорость коррозии в со- ответствии с ГОСТом 5272—50 vK, мк,!год
Допускаемые нормы
скорости изнашивания сле-
дует устанавливать с уче-
том качества материала,
размеров допускаемых вз-
носов, условий взаимодей-
ствия трущихся пар, при-
нятых циклов ремонта ма-
шин, затрат на ремонт и
замену изделий и др.
В табл. XV.2 приведены
допускаемые измерители
изнашивания элементов
высшей кинематической
пары вал—подшипник.
Как видно из табл.
XV.2, все пары трения по
скорости износа разделены
на десять классов; пере-
ход из меньшего соседнего
класса в больший указы-
вает на уменьшение изно-
состойкости трущихся пар.
Однако наибольшее
влияние на внезапные от-
казы по износу оказывает
не столько скорость и ин-
тенсивность изнашивания,
сколько его ускорение. По-
этому для обеспечения за-
данной надежности и дол-
говечности многих элемен-
тов кинематических пар
последние должны быть
также нормированы.
Так, применительно
к элементам пары колесо—
рельс в результате ускоре-
ния интенсивности изна-
шивания на поверхности
катания колес образуются
лыски (ползуны) и дру-
гие дефекты, обусловли-
вающие внезапные отказы.
Рассмотрим условия,
при которых не [может
образоваться «ползун» раз-
426
мером больше допускаемого при движении колеса юзом (рис. XV. 6).
Внезапный отказ может быть исключен при условии:
Wj^ [0У;], ) (61)
где ас, [ас) — соответственно фактический и допускаемый раз-
меры «ползунов», измеренные в радиальном направлении колеса.
5)
Рис. XV.6. Схема скольжения колеса (а) и кривые
зависимости ускорения интенсивности изнашивания
колеса от пути его скольжения (б):
1 — ас = 1 мм; 2 — ас = 2 мм; 3 — ас = 3 мм
Установим связь между размерами «ползуна» и радиусом колеса
по кругу катания.
Из рис. XV. 6, а имеем:
Я-ос =
ИЛИ
ac = R — У R* — ^ «S [ас1 •
427
Правилами технической эксплуатации железных дорог Совет-
ского Союза независимо от диаметра колес установлены предель-
ные размеры «ползунов»: для локомотивов и моторвагонных секций
на роликовых подшипниках — 0,7 мм\ то же на подшипниках
скольжения — 1,0 мм. Для вагонов и тендеров на роликовых
подшипниках — 1,0 мм\ то же на подшипниках скольжения —
2,0 мм.
Установим зависимость между ускорением интенсивности изна-
шивания поверхности катания колесных пар и величиной пути
их скольжения.
По определению имеем
О’/ [О’/I. (62)
Ls
Из неравенства (62) можно рассчитать значение ускорения
интенсивности изнашивания колес, при котором будет исключено
образование ползунов
Зная размеры колес и предельные нормы «ползунов», можно
построить график зависимости W/ от Ls (рис. XV. 6, б).
Полученный график дает возможность определить зоны, сво-
бодные от образования «ползунов», больше допустимых размеров.
Из приведенного анализа вытекает, что за счет повышения изно-
состойкости верхних слоев поверхности катания колес (роликов,
катков) образование «ползунов» может быть либо уменьшено, либо
полностью исключено.
Эти выводы хорошо согласуются с экспериментальными дан-
ными, полученными в ЛИИЖТе при эксплуатационной оценке де-
талей, подвергнутых термоупрочнению при нагреве т. в. ч.
Глава XVI
ВЕРОЯТНОСТЬ БЕЗОТКАЗНОЙ РАБОТЫ
ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР И ОПОР
1. ПРИРОДА РАЗРУШЕНИЯ ШАРИКОПОДШИПНИКОВ
Основными видами повреждения поверхности качения деталей
подшипников качения следующие: а) износ тел качения и беговых
дорожек колец при проскальзывании; б) усталостные разрушения
при циклическом нагружении деталей; в) разрушение материала
428
многократным смятием его нормальными силами; г) разрушение
материала в результате пластических деформаций, нагрева и
структурных превращений; д} разрушение материала при наличии
дефектов его производства и дефектов изготовления изделий.
На рис. XVI. 1 представлены типичные примеры повреждения
и разрушения высокоскоростных подшипников качения.
Рис. XVI. 1. Характерные повреждения деталей высокоскоростных шарикопод-
шипников: а — питтинг на желобе наружного кольца; б — питтинг на желобе
внутреннего кольца; в — износ и разрыв массивного сепаратора, направляемого
бортами наружного кольца; г — кольцевой износ шарика бессепараторного ша-
рикоподшипника или подшипника с малыми зазорами; д — риски на шарике
при недостаточном преднатяге от контакта их с замком; е — следы гироскопи-
ческого скольжения на шарике; ж — шарик, испытавший защемление и сильно
пластически деформированный; з — шарик, получивший ускоренный, но равно-
мерный абразивный износ в результате автоколебаний в гнезде сепаратора;
и — шарик, получивший питтинг и отпущенный в результате нагрева
Усталостное выкрашивание на телах и дорожках качения про-
исходит закономерно при обеспечении правильной конструкции и
смазки в эксплуатации или ускоренно, при высоких скоростях,
за счет роста числа циклов контактных напряжений. Кроме того,
разрушения происходят при поверхностных дефектах металла,
волнистости поверхности желоба внутреннего кольца, недостаточ-
ной чистоте поверхности рабочих деталей, недостаточной точности
самих подшипников или их монтажа. Наиболее часто встречается
образование питтинга на желобе наружного (рис. XVI. 1, а) и
внутреннего кольца (рис. XVI. 1, б), а также на телах качения
(рис. XVI.1, и).
429
Как показали многолетние испытания, разрушение особо
быстроходных подшипников происходит также в результате на-
гревания подшипника выше допустимых температур, особенно при
значительных нагрузках и недостаточном охлаждении, сопрово-
ждающимся отпуском с последующим (иногда мгновенным) за-
клиниванием подшипника на ходу. Встречаются шарики, полу-
чившие питтинг в результате нагрева (рис. XVI. 1, и).
Наблюдаются кольцевой износ шарика бессепараторного шари-
коподшипника или подшипника с малыми зазорами (рис. XVI. 1, г),
риски на шарике при недостаточном преднатяге от контакта их
с замком (рис. XVI. 1, д), следы гироскопического скольжения на
шарике (рис. XVI. 1,е), защемление и сильное пластическое де-
формирование шариков (рис. XVI.l.rw). В результате автоколе-
баний в гнезде сепаратора происходит ускоренный равномерный
абразивный износ шарика.
Износ гнезд и направляющих бортов сепаратора (рис. XVI. 1, з)
происходит особенно интенсивно при неудовлетворительной
смазке, наволакивании металла сепаратора на тела качения, на-
коплении продуктов износа сепаратора и заклинивании подшип-
ника.
Механическое разрушение сепаратора (массивного металли-
ческого, текстолитового или из полиамида) происходит при не-
удовлетворительной его конструкции, погрешностях технологии
или дефектах материала, а также при неудовлетворительной
смазке (рис. XVI. 1, в).
Кроме того, в ряде узлов срок службы высокоскоростных под-
шипников лимитируется снижением точности вращения смонти-
рованных на них валов или же повышением шумности подшипни-
ков сверхдопустимого предела. Попытки использовать бессепара-
торные шарикоподшипники при высоких скоростях не привели
к успеху ввиду кольцевого износа шариков. Повышение класса
точности изготовления подшипников и сопряженных с ними дета-
лей подшипниковых узлов, гарантирование соосности посадочных
мест, качественной балансировки вращающихся деталей, надеж-
ной смазки и хорошего охлаждения подшипников приводит к даль-
нейшему росту предельной скорости подшипников.
Основными факторами, ограничивающими создание сверхско-
ростных роторов на опорах качения, являются: достижимая
точность их балансировки; обеспечение надежного теплоотвода;
рост нагрузок на подшипники от несбалансированных быстро-
вращающихся масс и внутренних сил инерции тел качения,
а также напряжения от центробежных сил в материале самих
роторов.
Наибольшая точность балансирования, достигаемая на совре-
менных балансировочных станках, оснащенных электронной аппа-
ратурой, достигает 0,005 Г -см для роторов весом не более 0,5 кг,
но и она в некоторых случаях недостаточна.
430
Повреждение и разрушение сепараторов является основной
причиной, лимитирующей рабочий ресурс тяговых электродвига-
телей железнодорожного подвижного состава.
В настоящее время в СССР для радиально-упорных шарико-
подшипников часто применяются текстолитовые сепараторы, ба-
зирующиеся по бортам наружных колец. Это облегчает доступ
масла и улучшает его распределение по рабочим поверхностям
подшипников.
Упорные шарикоподшипники, обладающие большой осевой
жесткостью, малопригодны, особенно на горизонтальных валах,
так как в них отрицательно сказываются повышенные гироскопи-
ческие эффекты при работе на высоких скоростях. В настоящее
время они используются лишь в тихоходных узлах. Их отчасти
заменяют упорно-радиальные подшипники, быстроходность ко-
торых значительно выше. По известным формулам нетрудно под-
считать нагрузки, развивающиеся в элементах особо быстроходных
подшипников от сил инерции. Так, у шарикоподшипника № 76005
вес шарика G = 0,13 г, а развиваемая им центробежная сила при
100 000 об!мин F = 4200 Г, т. е. она превышает вес шарика
в 32 300 раз.
Иногда выход из строя особо быстроходных шарикоподшипни-
ков происходит из-за ускоренного разрушения рабочих поверх-
ностей шариков. Это заставляет, с одной стороны, обратить особое
внимание на технологию заготовительных операций для устране-
ния выхода на поверхность пучков волокон, а также на класс
шероховатости их поверхности и точность сортировки (желательно
в пределах 0,2 мк). С другой стороны, необходимо принять спе-
циальные меры для отвода тепла от шариков, для чего наиболее
эффективным средством являются использование масляного ту-
мана и струйная форсуночная смазка с рационально направлен-
ным потоком частиц масла и свободным сбросом или отсосом из-
бытка масла из корпуса подшипника.
2. ИССЛЕДОВАНИЕ ДОПУСТИМЫХ ПЕРЕКОСОВ ОСЕЙ КОЛЕЦ
В ОДНОРЯДНЫХ РАДИАЛЬНЫХ ШАРИКОПОДШИПНИКАХ
Для обеспечения высокой надежности работы подшипников ка-
чения в ответственных узлах машин и приборов необходимо исклю-
чить возможность заклинивания их при перекосах, а также обес-
печить ограничение величины перекосов как фактора, повышаю-
щего шумность и износ их сепараторов, особенно при высоких
скоростях.
В связи с наличием радиального зазора однорядные радиаль-
ные шарикоподшипники допускают определенный перекос осей
колец (рис. XVI.2). Предельнр допустимый геометрически
431
определяемый перекос, исходя из отсутствия заклинивания,
можно определить по формуле Б. А. Бурмистрова (МВТУ):
+ (^2 + ^е)2 — а(^и
cosaIliax — 2^ (д2 + 2е) ’
где
Bi = D + d + bd^
В2 == D d — bd^
е — радиальный зазор; D, d — посадочные диаметры подшип
ника для наружного и внутреннего колец; dM — диаметр шарика
а, b — постоянные величины, за-
висящие от геометрии радиуса
желоба (табл. XVI. 1).
Максимально возможный пере-
кос, исключающий защемление
Таблица XVI.1
Значения коэффициентов а и b
для расчета максимально
допустимых перекосов
p a b
0,500 0 0
0,505 0,0016 0,02
0,510 0,0064 0,04
0,515 0,0144 0,06
0,520 0,0256 0,08
0,525 0,0400 0,10
0,530 0,0576 0,12
0,535 0,0784 0,14
0,540 0,1024 0,16
радиус желоба.
Рис. XVI.2. Перекос колец одно-
рядного радиального шарикопод-
шипника
шарикоподшипника, можно определить также из формулы, исклю-
чающей величины а и b
coso&max —
где
D + d+f+ 26 Y + (P + rf~fl* + 4f
cos2 4 /
2lD + d + f + -^— \(D + d-f)
I COS2 y- I
1
2C
COS2 -y-
432
При циркулярных нагрузках перемещение оси ротора на двух
шарикоподшипниках будет складываться из перемещения по кри-
вой, близкой к окружности, в связи с наличием радиального за-
зора и из перемещения, возникающего в результате перекоса
осей колец и «проседания» вала ротора между шариками.
Анализ уравнения перемещения оси ротора по основной гармо-
нике с частотой вращения вала показал, что при наличии радиаль-
ного зазора это перемещение уменьшается до минимальной вели-
чины при выполнении условия
в -- KUтах,
где
/< = 2(1 (гсоз2-^ — 1)cos22 ;
t/max = -J-1(51 cos a — B2) — cos a — B2)2 — 2BXB2 (1 — cos a).
Величина амплитуды колебания недисбалансных гармоник
с увеличением угла перекоса возрастет, причем она будет равной
примерно 8% от основной гармоники в случае соблюдения выше-
указанного условия.
Указанное перемещение оси ротора вызывает появление допол-
нительных нагрузок на подшипники. Для определения их удобно
пользоваться упрощенным выражением дополнительных усилий
в процентном отношении к статической нагрузке
Rdon.max — (7\U max + т^) Пвала> [%],
где
— 9g L \ “ 322*7 S П 22 \ — 16Z3 ) C0S22 J ’
gr = 981 см/сек2-, Т2 =
* cos~Y
У однорядных радиальных шарикоподшипников можно рас-
ширить допустимый перекос осей колец за счет увеличения раз-
вала радиусов их желобов.
При данном расчете не учитывается ряд факторов, могущих
вызвать ухудшение работы подшипника до достижения предель-
ного перекоса (повышение шумности подшипника и ускорение из-
носа его сепаратора), поэтому необходимо обязательно вводить
в расчет определенный коэффициент запаса.
Для ответственных подшипников классов В, АВ, А, СА и С
этот коэффициент может лежать в пределах от 3 до 5.
Экспериментальная проверка расчетных величин перекосов на
стенде, оборудованном Б. А. Бурмистровым в МВТУ, показала
расхождение от 4 до 15%, что вполне приемлемо. Необходимо
28 Н. А. Спицын я др. 433
Рис. XVI.3. Износ торцов роликов кониче-
ского подшипника: а — износ торца ролика,
монтированного с предварительным натягом;
б — износ торца ролика, монтированного
с повышенным радиальным зазором
иметь в виду, что контактная деформация под нагрузкой, умыш-
ленно не включенная в приведенные выше формулы, увеличивает
пределы возможных перекосов.
Выход подшипников качения из строя может произойти также
при значительном тепловом расширении вала в условиях отсут-
ствия расширения корпусных деталей.
Основными путями устранения таких отказов могут быть: уста-
новка подшипников враспор, когда возможно защемление; уста-
новка жестко фиксированного и «плавающего» шарикоподшипни-
ков. При той же схеме рекомендуется использование подшипников
с короткими цилиндриче-
скими роликами.
В подшипниках каче-
ния наряду с усталостным
износом (питтингом) имеет
место абразивный износ
(истирание) рабочих по-
верхностей нагруженных
деталей. Влияние каждого
из этих двух видов износа
особенно наглядно видно
на торцах роликов кони-
ческих подшипников.
При регулировке осевой
игры в рабочем узле могут
быть случаи, когда непре-
цизионный роликоподшип-
ник окажется смонтированным с предварительным натягом. Тогда
имеет место повышенный нагрев, а нередко и отпуск металла,
начинающиеся с торца ролика, где наблюдается повышенное тре-
ние скольжения. Иногда абразивный износ торца ролика при
трении его сферической базы о борт внутреннего кольца сопро-
вождается местной пластической деформацией (рис. XVI.3, а).
Последняя в дальнейшем распространяется и на образующие
конических поверхностей, что влечет заклинивание подшипника
при отпуске поверхностей сопряженных деталей.
В случае регулировки с повышенным зазором (0,15—0,3 и
более мм) износ торцов роликов и сопряженного с ними базового
борта на внутреннем кольце носит усталостный характер. Возни-
кают небольшие трещины с выкрашиванием микрообъемов ме-
талла, которые, примешиваясь к смазке, дают некоторый абразив-
ный износ (рис. XVI.3, б).
При применении выпуклости на коническом наружном кольце
или на образующих конических роликов износ торцов не сни-
жается, а при больших осевых нагрузках имеет даже некоторую
тенденцию к повышению.
434
3. НАДЕЖНОСТЬ И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
ОПОР ВАЛОВ И ОСЕЙ
Механизм и машина работают безотказно, если элементы кине-
матических пар при определенных условиях эксплуатации сохра-
няют свои параметры в заданных пределах в течение определен-
ного промежутка времени. Степень влияния каждого элемента на
надежность определяется оптимальным подбором материала тру-
щихся пар, качеством их обработки, условиями взаимодействия
элементов (давление, скорость относительного проскальзывания,
температура окружающей среды, смазка и др.). При этом суще-
ственное влияние на надежность оказывает способ соединения
звеньев при образовании той или иной механической системы:
последовательное или параллельное.
При последовательном соединении отказ любого элемента яв-
ляется необходимым и достаточным условием отказа изделия в це-
лом. Под параллельным понимается такое соединение звеньев, при
котором отказ изделия происходит лишь при отказе всех входящих
в него элементов.
Применение теории надежности к определению отказов опор
валов и осей машин и приборов только начало развиваться. В ли-
тературе еще не выработался единый взгляд на применение основ-
ных количественных критериев оценки надежности.
Выходы из строя машин и приборов случайны по времени, но
закономерны по существу, так как связаны с нарушениями техно-
логического процесса изготовления, сборки, применением нека-
чественных материалов, а также с недостатками конструкции,
способствующими возникновению отказа. Так как точно пред-
сказать момент его появления невозможно, то такой отказ
является математически случайной величиной, а надежность коли-
чественно оценивается вероятностными характеристиками. Рас-
пределение же отказов удовлетворяет законам математической
статистики.
В таком случае вероятность исправной работы машин и при-
боров, состоящих из многих кинематических пар с различными
сроками службы их элементов, возможна лишь при определении
вероятности исправной работы каждого элемента и общей вероят-
ности.
Исходя из этого, определяется вероятность исправной работы
Р (/) любой машины и прибора, как функция времени. Обозначим
Рк~ ------вероятность исправной работы элементов кинемати-
ческих пар; п — количество элементов до начала испытания; т —
количество элементов, исправно работавших при испытании;
t — время, для которого определяется вероятность исправной ра-
боты; Д/ — tt — tt-1 — принятая продолжительность интервала
времени.
28* 435
Поскольку два события во взаимодействии элементов кинемати-
ческих пар — исправная работа и отказ — противоположны, по-
этому вероятность отказа
<7(0=1-р(0.
Вероятность отказа элемента кинематической пары в интер-
вале времени (0 t + dt) при условии его исправной работы до
момента t равна а (0 dt, где а (0 — заданная функция, которую
в теории надежности называют средней интенсивностью выхода
элемента из строя. Согласно известной из теории вероятностей
формуле условной вероятности,
р(В) = р(Д)р(4);
р (/ + dt) = р (0 р (dt) = р (0 (1 - dt);
q'(t)= [1-<7(0а(0].
Интегрируя это дифференциальное уравнение и учитывая, что
t 0 и поэтому q (0) = 0, найдем функцию распределения момента
отказа элемента. Таким образом может быть определен срок его
службы
t
—J* а (т) dx
q(t)=l-e°
В частности, вероятность отказа элемента в интервале времени
может быть определена
—J а (т) dx
q(t) = l — e tl
Плотность вероятности отказов элементов
t
а (т) dx
q'(t) = a(t)e 6
Очень важную роль играет интенсивность отказов, т. е. отно-
шение плотности распределения к вероятности исправной ра-
боты
Определение вероятности безотказной работы элементов кине-
матических пар той или иной машины может быть произведено на
основании наблюдений с соответствующими замерами и обработки
данных по отказам (износ, усталостные разрушения, трение и др.)
деталей, приводящих к внезапным или постепенным отказам.
436
Практически интенсивность отказов может быть сведена к таб-
личной форме на основе статистических данных (табл. XVI.2).
Статистические сведения, представленные в табл. XVI.2, и их
обработка с помощью счетно-решающих машин дадут возможность
Таблица XVI.2
Форма для статистических сведений об отказах элементов
Номер опоры машины или приборов Интервал (пробег, время) Наработка до наступления отказа Виды дефек- тов, вызвав- ших отказ Количество отказов за интервал
с момента изготов- ления с момен- та послед- Hei о ремонта с момента ввода в действие
произвести глубокий анализ, вскрыть природу появления отказов
и наметить меры по их устранению.
Для этой цели выбираются элементы, которые целесообразно
подразделять по ведущим и второстепенным износам. Ведущими
следует считать такие, которые вызывают ремонт машины, чтобы
привести ее в исправное техническое состояние.
К второстепенным износам будем относить те из них, которые
достигают своей предельной величины позже элементов с веду-
щими износами.
Ведущим износом является для машин и устройств износ са-
мых разнообразных узлов и деталей, требующих замены или их
ремонта.
Так, большинство двигателей внутреннего сгорания подвер-
гается среднему ремонту вследствие износа деталей цилиндро-
поршневой группы, обусловливающих замену или ремонт поршней,
втулок верхней головки шатуна и поршневого пальца. К этому
времени обычно приурочивается очередная замена поршневых
колец и других деталей, определяющих необходимость ремонта
(в том числе и износ других элементов кинематических пар; при
этом одни из таких элементов будут сложные и дорогостоящие,
а другие — мелкие, второстепенные).
Основное внимание при эксплуатации и ремонте должно быть
обращено на те детали, которые обусловливают отказы, связанные
с тем или иным видом ремонта.
Для изучения вероятности безотказной работы элементов пары
могут быть выбраны те или другие интервалы их взаимодействия
и рекомендована последовательность расчета (табл. XVI.3).
Изделия могут быть представлены состоящими из двух услов-
ных элементов. Тогда первую группу отказов можно отнести
к первому условному элементу, а вторую — ко второму.
437
Таблица XVL3
Сводные данные о надежности опор
Определяемая величина Расчетная формула
Количество отказов в промежутках вре- мени t-f-0,5 м Ё Я< <—0,5 Д<
Суммарное количество отказов К Ё ni »=i
Количество исправно работавших деталей * к /=1
Вероятность исправной работы
Частота отказов <4-0.5 д/ = S ni Л0 /—0,5 Д<
Интенсивность отказов
Среднее время исправной работы Tcp=jp(t)dt 0
Среднее арифметическое количество опор, вышедших из строя на пробеге, тыс. км к-1 2 Vi
Математическое ожидание выхода опор из строя на этом же пробеге К-1 м = S vipi
Дисперсия выхода опор из строя на этом же пробеге D (v) = M(v — M)2
Среднее квадратическое отклонение выхо- да опор из строя на этом же пробеге о = V D (v)
438
Для первого условного элемента:
ехр [~5
Для второго условного элемента:
/2 (/) = А, ехр [—А/]; р2 (0 — —ехр [—А/].
Мгновенные отказы опор — явление сравнительно редкое, по-
этому наибольший интерес представляет изучение отказов эле-
ментов первой группы, подчиненных нормальному закону распре-
деления.
Плотность распределения выхода из строя в том или ином ин-
тервале
-(у-М)»
fM = -4=e ™ .
а К2л
Пользуясь полученными выражениями, можно определить веро-
ятность выхода из строя того или иного количества опор в зависи-
мости от выбранного интервала времени работы или пробега ма-
шины.
Вероятность выхода из строя на том или ином интервале
Р (V1 < V < v2) = J f(v) dv,
Vi
где Vj hvs — количество вышедших из строя опор соответственно
в предыдущем и последующем интервалах.
Пользуясь этим выражением и делая замену переменной на
v — М (v) g,
х = —представим его через интеграл вероятности, затабу-
лированные значения которого имеются в справочной литературе.
Тогда можно представить
у8—Af (v)
ст /Г
P(V1<V<V2) = у= J e~x*dx.
Vi—M (у)
ст/Г
Поскольку интеграл вероятности равен
t
Ф(/) = 2л \e~xidx.
О
439
хода из строя опор осей: а — у моторных вагонов;
б — у прицепных вагонов
функций распределения отказов по износу опор
осей:
/ — теоретическая функция распределения: 2 — функция
распределения опор моторных и прицепных трамвайных
вагонов; 3 — функция распределения опор подвижных осей
440
то окончательно вероятность выхода опоры из строя на том или
ином интервале определится как
р (v, < v < v,)=4 [ф - ф )1
2 L \ ° V 2 / \ а V 2 / J
где v — количество вышедших из строя опор; р — вероятность
выхода из строя опор.
В качестве примера на основании статистических данных для
опор осей моторных и прицепных вагонов представлены гисто-
граммы для моторных (рис. XVI.4, а) и прицепных (рис. XVI.4, б)
вагонов и соответствующие им ин-
тегральные кривые вероятности
выхода их из строя (рис. XVI.5).
При исследовании отказов опор
априорно принят закон нормаль-
ного распределения отказов, опи-
сываемый функцией F (L). Про-
верка справедливости принятой
гипотезы производилась на основе
критерия согласия Колмогорова.
На рис. XVI.6 нанесена кри-
вая 1 функции распределения от-
казов принятого нормального за-
кона. На выбранную аппроксими-
рующую функцию распределения
F (L) наложены эксперименталь-
ные кривые функции распределе-
ния отказов р (L) опор валов и
осей (кривые 2, 3).
За меру расхождения F (L) и
р (L) принимается величина
Таблица XVI.4
Зависимость вероятности
согласования функции
распределения от меры
расхождения
Мера расхождения Функция распределе* ния р (А) Мера расхождения Функция распределе* ния р (А)
0,0 1,0 1,2 0,11
0,2 . 1,0 1,4 0,04
0,4 0,99 1,6 0,012
0,6 0,86 1,8 0,003
0,8 0,54 2,0 0,001
1,0 0,27 2,2 0,00
D = mtx\p(L)-F(Lt)\.
Значения’функции р (X) ^зависимости от различных величин
приведены в табл. XVI.4.
Определим % для моторных вагонов
X = D Vn = 0,1 /12 = 0,346,
где п — объем статистической выборки.
Тогда, согласно табл. XVI.4, р (%) 0,99.
Для прицепных вагонов
X = 0,2 /12 = 0,692; р (X) = 0,7.
Полученные данные р (X) для моторных и прицепных вагонов
удовлетворяют критерию согласия Колмогорова, т. е. р(Х)>0,25.
Таким образом, априорно принятый нормальный закон соот-
ветствует действительности.
441
4. НАДЕЖНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
ПРИ ВЫСОКИХ СКОРОСТЯХ ВРАЩЕНИЯ
Газотурбинная техника, авиация, приборостроение, электро-
машиностроение, химическая и текстильная промышленность тре-
буют непрерывного повышения скоростей подшипников качения.
Лучшие образцы высокоскоростных подшипников работают при
[dcpn] = 2000000 мм-об/мин,
. D + d
где аср = —------средний диаметр подшипника, мм; п — число
оборотов вала в минуту.
Если условия смазки и теплоотвода в подшипниковом узле
обеспечены, точность и жесткость подшипника соответствуют ско-
ростному режиму (классы А, В, С и выше), а точность изготовле-
ния, соосность посадочных мест и высококачественная баланси-
ровка вращающихся деталей обеспечены, то критерием выхода
подшипников из строя становится, как и в обычных условиях,
усталостное выкрашивание поверхностей качения.
Опыт показал, что конструктивно «доведенный» шарикоподшип-
ник, улучшенный на базе стендовых испытаний, с прочным и из-
носостойким массивным сепаратором выходит из строя в резуль-
тате большого числа циклов достаточно больших контактных на-
пряжений вследствие усталостных повреждений на желобах вну-
треннего или наружного колец, а также шариков. Случаи отпуска
металла и разрыва сепараторов (с износом их гнезд) являются
показателями неправильного выбора подшипников, неотработан-
ности режимов их смазки и охлаждения.
Под надежностью работы подшипников при высоких скоростях
будем понимать безотказность их работы в условиях заданного
режима в течение всего установленного для них рабочего ресурса.
Обычная методика расчета подшипников качения предусматривает
гарантию долговечности по контактной выносливости для 90% под-
шипников каждой партии. Однако существуют объекты, где тре-
буется 100-процентная гарантия ресурса для всех подшипников.
Математическая статистика показывает, что такая гарантия не
может быть теоретически обеспечена. Тем не менее за счет 100-про-
центного контроля металла, термообработки и геометрических от-
клонений деталей подшипников при аналогичном подходе к де-
талям узлов, где они устанавливаются, можно практически обес-
печить гарантию, близкую к 100-процентной. При расчетах можно
воспользоваться кривой распределения Вейбулла
_т1л7
В = е И/ ’ (1)
где В < 1 — надежность подшипников, т. е. доля общего числа
подшипников в партии, для которых обеспечивается гарантия
442
долговечности в пределах требуемого ресурса h часов; е — основа-
ние натуральных логарифмов, равное 2,718.
В обычных случаях при 90-процентной гарантии Вю = 0,9, при
98-процентной (т. е. практически 100-процентной гарантии (В =
= 0.98. Степенной показатель 1.17 соответствует отношению-^- =
Рис. XVI.7. Значения коэффициента запаса надежности: а — при hcp/hpac^ = 5;
б — при hcplh^paum — 4,08 и 5,0
Постоянная А в формуле (1), характеризующая качественный
уровень высокоскоростных подшипников, зависит от того же от-
ношения, а именно А6 = 6,84 где d' — условная расчетная
долговечность, по которой следует выбирать подшипники, исполь-
зуя обычную методику, необходимую для получения требуемого
ресурса Л часов.
Величина d'=Kh, где безразмерный коэффициент запаса надеж-
ности К берется из табл. XVI.5 или по графикам рис. XVI.7, а и б.
Таблица XVI.5
Зависимость процента гарантии от коэффициента К
Процент гарантии 90 91 92 93 94 95 96 97 98
к 1,0 1,1 1,22 1,38 1,58 1,85 2,25 2,89 4,1
443
Уравнение Вейбулла (1) при этих условиях получит вид
В = е . (2)
При 98-процентной гарантии
Д1-17
Ви = 0,98 = 2,718 <6'84d>1’17- (3)
Зная требуемый ресурс Л, можно найти d', а затем использовать
обычное уравнение выбора подшипников по контактной вынос-
ливости
C=Q,K4M0-3. (4)
Имея значения коэффициента запаса надежности К, можно не
прибегать к решению уравнения (3), а подставлять в уравнение (4)
величину d', полученную как произведение /<Л, поскольку зна-
чения К в табл. XVI.5 вычислены по уравнению (3). Для 98-про-
центной гарантии
^8 = 4, ЮЛ;
С = 1,52 Q3Kt (nh)0-3 1,5 Q3K, (nh)0-3. (5)
Расчетная гарантия свыше 98% для высокоскоростных под-
шипников явно нецелесообразна, так как это ведет к чрезмерному
утяжелению подшипника, к росту в нем инерционных сил и, сле-
довательно, к снижению его быстроходности.
Учитывая выполненные в СССР, ЧССР и США исследования,
приведенные закономерности более точно отражают динамику кон-
тактного износа однорядных радиальных и радиально-упорных
шарикоподшипников, для которых отношение !*ср в среднем
прасч
может быть принято равным 5. Однако пока еще трудно говорить
о точном соответствии этой зависимости, ибо пределы колебания
данного отношения весьма значительны. Так, по стендовым испы-
таниям 28 типов высокоскоростных шарикоподшипников с габари-
тами от 10 X 26 X 8 до 17 X 40 X 12 мм при числах оборотов
от 50 000 до 100 800 в минуту, т. е. при dcpn = от 1 080 000 до
1 814 400 мм-об/мин, экспериментально полученное отношение
-/1ср- = 1,284-10,28 (в среднем около 5). Гарантированная из
П-расч
опыта долговечность heapanm, которая должна соответствовать
расчетной при 100-процентной гарантии, отвечает здесь ресурсу
подшипника, имевшего наименьшую долговечность при испыта-
ниях Лт|п. На рассеивание результатов испытаний могут повлиять
и случайные причины, но это не дает оснований для произволь-
ного выбрасывания хотя бы одной экспериментальной точки, тем
более, что случайности могут в не меньшей мере возникать и в экс-
444
плуатационных условиях. Поданным ВНИППа, коэффициент рас-
сеивания долговечности Кр = от 1,8 до 30 (в среднем 15,2).
При этом исключена из анализа одна из партий подшипников
126100Б из 16 подшипников, работавших при п = 100 900 об/мин
под осевой нагрузкой А = 8 кГ, для которой ftmln = 2,5 ч; =
= 508 ч; Нсредн = 156,6 ч; Кр = 203.
Принцип расчета на удлиненный ресурс d' при заданном более
коротком сроке службы иллюстрируется рис. XVI.8. Кривая рас
пределения сроков службы для Vecmoma Мо подш-
партии подшипников, рассчи-
танная по ресурсу d'=O, рас-
положится со сдвигом вправо
по отношению к кривой, рассчи-
танной по ресурсу h. Соотноше-
ние ординат обеих кривых мо-
жет быть различным, предска-
зать его трудно, поэтому орди-
наты приняты одинаковыми.
Рис. XVI.8. Смещение кривой распре-
деления при расчете подшипника по
удлиненному ресурсу
Аналогичные выводы можно
сделать при изображении ре-
зультатов испытаний по мето-
дике А. Пальмгрена. Формаль-
ное повышение расчетной гарантии выше 98-процентной для вы-
сокоскоростных подшипников может привести к обратным ре-
зультатам. Рост значений коэффициента запаса надежности К за
пределами В=0,98 настолько значителен (см. рис. XVI.7), что для
выбранного в соответствии с повышенным значением К утяжелен-
ного подшипника неизбежно будет происходить его ускоренное
разрушение под действием центробежных сил тел качения, дей-
ствующих на наружные кольца.
5. МЕТОДЫ АНАЛИЗА НАДЕЖНОСТИ ОПОР
И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
Существующие методы анализа надежности можно разделить
на следующие группы.
1. В зависимости от используемого аппарата исследования:
испытания на надежность; расчет надежности; моделирование
процессов взаимодействия опор с валами и осями с целью анализа
их надежности и долговечности.
2. В зависимости от стадии создания и использования опор:
анализ надежности на стадии проектирования и опытного произ-
водства опор; анализ надежности на стадии серийного произ-
водства; анализ надежности опор по результатам наблюдения
за ними в условиях эксплуатации.
3. В зависимости от целевого назначения: определение каче-
ственных показателей надежности; установление действительного
445
уровня надежности для возможности сравнения его с заданным;
выявление «слабых звеньев» конструкции изделия и технологии
его производства; определение влияния на надежность некоторых
факторов или их групп.
4. В зависимости от объектов исследования: анализ надеж-
ности комплектующих деталей; анализ надежности простых и
сложных деталей.
В зависимости от степени точности: приближенный анализ
с целью ориентировочной оценки надежности; подробный анализ
надежности с учетом действия всех основных факторов, опреде-
ляющих надежность опор.
Наличие большого перечня разнообразных методов анализа
надежности и условий их применения свидетельствует, что раз-
решение проблемы надежности является весьма сложным делом.
Выбор того или другого способа анализа надежности и их со-
четаний зависит от целевого назначения предпринимаемого ана-
лиза. Для этого предварительно необходимо совершенно четко
определить, для какой цели необходима оценка надежности.
Совершенно очевидно, что она должна быть средством повышения
качества изделий, указывать пути для достижения этой цели.
Такими путями, например, могут быть новые конструктивные
варианты, новые материалы, изменения технологии производства
деталей, внедрение нового обслуживания и т. д.
Все многообразие видов испытаний на надежность можно
разделить на две основные группы: а) определение показателей
надежности; б) определение годности. Последние испытания не
дают подробной количественной оценки надежности, а устанав-
ливают лишь, что надежность изделия не ниже заданного уровня.
Такие испытания относятся к контрольным. К основным группам
испытаний тесно примыкают испытания и проверки для обеспече-
ния надежности изделий и придания им однородности по техни-
ческим параметрам. К таким испытаниям относятся проверка
химического состава и механических свойств материала деталей,
размерный контроль, качество сборки и др. Эти испытания служат
для предварительной оценки надежности на стадии приемки техни-
ческих проектов и приемки изделий от поставщика.
Определительные испытания служат завершающим этапом
оценки качества изделий. Такие испытания дают возможность
произвести количественную оценку надежности изделия, о кото-
рой на стадии контрольных испытаний высказывалось с некоторой
доверительной вероятностью предположение о том, что она не ниже
заданного уровня.
Теория и практика показывают, что имеются реальные возмож-
ности решения этой сложной проблемы. Для этой цели должны
быть использованы разнообразные виды испытаний и проверок,
их рациональное сочетание в каждом конкретном случае, оптими-
зация системы контроля и испытаний и др.
446
в. ПУТИ ДАЛЬНЕЙШЕГО
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Стандартные подшипники теряют свое универсальное значение
и становятся неприменимыми во многих узлах машин и приборов.
Резко возрастает удельный вес специальных подшипников, удов-
летворяющих конкретным, иногда сравнительно узким, требова-
ниям определенных потребителей.
Существенно изменяются требования к конструкции узлов,
монтажу, смазке и эксплуатации подшипников, т. е. повышается
ответственность потребителей за правильное использование под-
шипников. Повышается уровень требований к материалам, кон-
струкции, технологии и контролю специальных подшипников,
а в ряде случаев и к их точности. Возрастает роль стендовых и
других видов испытаний как комплектных подшипников, так и их
деталей, исходных материалов, конструктивных модификаций под-
шипников и их технологических вариантов.
Проявляется тенденция к срастанию подшипников с элементами
узлов, что обеспечивает большую точность, компактность и быстро-
ходность агрегатов (так называемые совмещенные опоры). От-
сюда вытекает необходимость общего повышения культуры произ-
водства и применения подшипников качения. Однако при этом
надо разграничивать качественный уровень нормальных подшип-
ников и уровень достижимых требований к подшипникам мелко-
серийного производства по техническим условиям ответственных
потребителей. Подшипники массового производства, естественно,
не могут конкурировать с подшипниками, изготовленными по спе-
циальным техническим условиям, особенно по параметрам точ-
ности и легкости вращения, малошумности и предельной быстро-
ходности.
Для получения подшипников с максимально высокими каче-
ственными показателями необходимо параллельное воздействие на
ряд параметров.
Материалы. Для ответственных подшипников применяются
стали повышенной чистоты, полученные методами электрошлако-
вого и вакуумного переплава, с высоким отпуском на 225° С
(твердость HRC 59—62), что дает повышение долговечности под-
шипников на 30 и более процентов.
Для подшипников, работающих при повышенных температу-
рах, используются теплоустойчивые стали и керамические мате-
риалы с определенными диапазонами рабочих температур. Для
работы в резко агрессивных средах применяются нержавеющие
стали, бериллиевая бронза и другие материалы. Для работы в ва-
кууме следует применять твердые смазки, покрытия и самосмазы-
вающие материалы для сепараторов (фторопласт с наполнителями,
маслянит, АМАН, ВАМК и т. п.).
Требуют серьезного изучения, особенно применительно к ра-
боте в вакууме, пленочные покрытия, неметаллические (MoS2,
447
фторопласт) и металлические (серебро, золото), покрытие жидким
металлом — галлием и т. п.
Конструктивные параметры. Принято считать, что качество
подшипников зависит в основном от технологии производства
и контроля, но все же конструкторские проблемы, вопросы вы-
бора, расчета подшипников, дальнейшего улучшения их конструк-
ций, конструкций самих узлов, смазки и эксплуатации подшипни-
ков имеют не менее решающее значение.
Точность подшипников. Повышение уровня точности подшип-
ников связано с большими трудностями и дополнительными за-
тратами. При этом нельзя забывать, что точность деталей и сборки
узла должна быть на уровне точности устанавливаемых в этом
узле подшипников.
Тем не менее имеются сверхскоростные и сверхпрецизионные
узлы, для которых действительно нужны подшипники с отклоне-
ниями в пределах 0,5 мк, с сортировкой шариков через 0,1 мк.
Поэтому необходимо правильно использовать существующие
группы зазоров, соблюдать расчетные натяги и применять в от-
дельных случаях селективную подборку.
Для смонтированных подшипников приходится иногда прак-
тиковать бесступенчатую и, по возможности, автоматическую ре-
гулировку их предварительного натяга.
Жесткость и вибростойкость подшипников. Жесткость как
отношение нагрузки к деформации (кГ/мк) определяется правиль-
ностью выбора и конструкцией подшипника, а вибростойкость —
снижением волнистости желобов колец и отступлений от сфериче-
ской формы шариков, а также конструкцией материалов и методом
базирования сепаратора.
Снижение энергетических потерь в подшипниках. Факторами,
определяющими снижение энергетических потерь, являются.
1. Правильный выбор группы зазоров и класса точности под-
шипника.
2. Подбор геометрических параметров «развала» желобов ша-
рикоподшипников соответственно нагрузкам и скоростям, обычно
Ъж = (0,515-0,560).
3. Надлежащий подбор шероховатости рабочих поверхностей
деталей.
Подход к назначению величин допускаемых моментов трения
(статических и динамических) должен быть увязан с эксплуата-
ционными требованиями узлов.
Быстроходность подшипников. Предельные числа оборотов
подшипников зависят в большой степени от материала сепарато-
ров, их конструкции и точности изготовления подшипников. Для
различных типов подшипников они существенно различны и
в ряде случаев есть основание думать о возможности дальней-
шего роста их быстроходности за счет конструктивных улуч-
шений.
448
Так, для радиально-упорных шарикоподшипников снижение
углов контакта до р = 26° (как максимум) и уменьшение диа-
метра шариков до
, _Н _D—d
2 ~~ 4 9
(где Н — высота «живого сечения» подшипника), использо-
вание широких массивных сепараторов и рационализации
смазки обеспечивают достижение скоростного предела dcpn =
= 2-Ю6 мм об/мин и выше.
Грузоподъемность, долговечность и надежность. Грузоподъем-
ность и обусловленная ею долговечность должны выбираться
в пределах установленных норм. Однако повышение веса под-
шипника вредно, особенно при высоких скоростях в связи с появ-
лением больших внутренних сил инерции вращающихся деталей
подшипника.
Надежность подшипников обеспечивается надлежащим выбо-
ром их типоразмеров и непрерывным улучшением конструкции,
технологии и контроля подшипников. Для этого необходимо тща-
тельно изучать предельное состояние деталей подшипника к мо-
менту выхода его из строя в соответствующем узле машины, для
которого дается повышенная гарантия.
Тем не менее некоторые вопросы надежности могут быть раз-
работаны и в лабораторных условиях, но при обязательном экс-
периментальном подтверждении полученных результатов.
Внедрение прогрессивной технологии. Бурный рост отечествен-
ной подшипниковой промышленности выдвигает роль технологии
как решающего фактора роста выпуска продукции и повышение
качества подшипников. Для этой цели необходимо:
а) освоение и внедрение комплекса мероприятий, обеспечи-
вающих получение прецизионных заготовок колец с минималь-
ными припусками на токарную обработку и минимальным
объемом токарных операций — непосредственно под шлифо-
вание;
б) применение бесцентрового шлифования колец на жестких
опорах с вытеснением из практики мембранных патронов, а также
шайб и оправок при обработке приборных подшипников;
в) внедрение новых моделей внутришлифовальных электро-
шпинделей с максимальной точностью и жесткостью и минималь-
ной вибрацией при шлифовании с диапазоном чисел оборотов
6000—120 000 в минуту и более;
г) внедрение профильной прецизионной раскатки с выкаткой
желоба для наружных и внутренних колец;
д) освоение бесцентровой обработки роликов с модифицирован-
ным контактом (цилиндрических и конических), изготовление
сверхпрецизионных шариков для приборных и шпиндельных
шарикоподшипников с точностью до десятых долей микрона;
29 Н. А. Спицын и др 449
е) улучшение доводочных операций для обеспечения мини-
мальной шероховатости при сохранении точности геометрии и
снижении волнистости деталей, обусловленной предыдущими тех-
нологическими процессами;
ж) применение поверхностного упрочнения деталей из хро-
мистой стали за счет термохимических и механических процессов.
Следует заметить, что применение новых технологических
приемов для повышения износостойкости изделий не всегда дает
возможность получить желае-
Рис. XVI.9. Зависимость плотности рас-
пределения вероятности исправной работы
от фактора износа изделий, изготовленных
при существующем и новом технологиче-
ском процессах: Фг и Ф2 — соответствен-
но факторы износа деталей, изготовлен-
ных при существующем и новом техноло-
гических процессах
мые результаты.
Может оказаться, что при-
нятые меры обеспечивают
увеличение долговечности из-
делий (повышение техниче-
ского ресурса и надежности).
Наоборот, неудачно выбран-
ный технологический процесс
хотя и приводит к повыше-
нию долговечности деталей,
но количество отказов при
этом может значительно воз-
расти (термические трещины,
отколы и др.).
На рис. XVI.9 представ-
лена зависимость плотности
распределения исправной ра-
боты от фактора износа изде-
лий, изготовленных при су-
ществующей технологии про-
изводства (кривая /), новом технологическом процессе (кри-
вая 2) и неудачном (кривая 3).
Эти кривые могут быть получены на основе статистических
данных или экспериментальным путем.
Такая сравнительная оценка качества изделий может быть
произведена как при стендовых испытаниях, так и в эксплуатации.
Создание новых видов смазок. Работы в области создания новых
видов смазок (высокотемпературных, низкотемпературных, особо-
надежных и т. п.) имеют важное значение для повышения надеж-
ности опор. Для этой цели необходимы стендовые испытания и
исследования пределов эксплуатационной пригодности новых
смазок, особенно для ответственных объектов тяжелого, энерге-
тического и транспортного машиностроения.
Назрела необходимость в создании типовых узлов для ряда
сложных объектов, использующих подшипники качения (герме-
тизированные узлы химического оборудования, совмещенные
опоры, вакуумные приводы), что также может потребовать иссле-
дований в области:
450
а) оптимальной прокачки охлаждающего масла для тяжело-
нагруженных высокоскоростных подшипников, исходя из тре-
бования обеспечить надлежащий теплоотвод и нормальный теп-
ловой режим узла;
б) специальных смазок на литиевой основе и силиконовых
жидкостях, в том числе с присадками MoS2, а также смазок для
закрытых подшипников (например, ОКБ-122-7, ЦИАТИМ-201,
ЦИАТИМ-221, ЦИАТИМ-221С и др.);
в) испытания различных конструкций и материалов для
уплотнений закрытых подшипников (шайбы, облицованные масло-
стойкой резиной; набор металлических шайб и мембранного по-
лотна и др.) на герметичность от утечки масла, на пыле- и влаго-
непроницаемость и износостойкость. Создание для этих целей
стендовой оснастки;
г) исследование предельно допустимых перекосов в узлах
электроприводов и особенно для тяговых электродвигателей ско-
ростных локомотивов при установке в них несамоустанавлива-
ющихся типов подшипников качения (цилиндрических с корот-
кими роликами и др.);
д) создания и исследования оптимальных конструкций локо-
мотивных и вагонных букс для повышенных скоростей движения
рельсового транспорта (свыше 200 км/ч);
е) улучшения конструкций подшипниковых узлов авиацион-
ных газотурбинных и турбореактивных двигателей, скоростных
турбохолодильников, опор винтов вертолетов и др.
Глава XVII
МЕТОДЫ И СРЕДСТВА ИСПЫТАНИЙ
ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
1. ВИДЫ И РЕЖИМЫ ИСПЫТАНИЙ
Испытания подшипников на долговечность могут осуще-
ствляться как в условиях их производства, так и заводами-потре-
бителями применительно к конкретным изделиям. Испытания
производятся в зависимости от конкретных требований.
Виды испытаний следующие:
1. Определение или уточнение параметров и коэффициентов
работоспособности для вновь создаваемых или уже применя-
ющихся, но недостаточно исследованных типов подшипников.
Данный вид испытания называется полным и производится на
достаточно большой партии подшипников (обычно не менее 20 шт.)
до выхода из строя подшипников всей партии.
2. Проверка расчетной долговечности подшипников, опреде-
ляемой по формулам, регламентированным ГОСТом 520—55
29* 451
и каталогами на подшипники качения, на ограниченной партии
подшипников (обычно не более 10 шт.).
3. Сравнение работоспособности подшипников различных мо-
дификаций для проверки влияния материалов, конструктивных
или технологических особенностей, смазок и т. п. на долговеч-
ность подшипника.
Испытание подшипников на подшипниковых заводах произ-
водится на специальных стендах по отраслевой методике
(ГП90—56). Периодичность и объем испытаний определяются за-
водами-изготовителями, а в особо ответственных случаях — по
согласованию с потребителями подшипников.
Испытание подшипников в изделиях производится, как пра-
вило, непосредственно у потребителя подшипников и имеет целью
определение или подтверждение ресурсных возможностей под-
шипников в специфических условиях их работы в изделии. В этом
случае объем и периодичность испытаний определяются заводом,
применяющим подшипники, иногда по согласованию с подшип-
никовыми заводами.
Особое значение придается правильному выбору режимов
испытаний. Под режимами испытаний понимают нагрузку на
подшипники, скорость их вращения и температуру, а также вид
смазки и способ ее подачи в подшипники.
Величина нагрузки в отечественной практике определяется
исходя из формулы
h - ' ( с \10/3
раеч~ п \Qnp)
(1)
где hpac4 — принятая для испытаний расчетная долговечность, ч\
п — число оборотов подшипника, мин\ С — каталожное зна-
чение коэффициента работоспособности испытываемого подшип-
ника; Qnp — условная радиальная нагрузка, определяемая по
формулам
Qnp = RKk + mA, (2)
ИЛИ
Qnp = XR + YA. (3)
Отношение радиальной R и осевой А нагрузок выбирается
в зависимости от угла контакта ре по справочнику на подшипники
качения [6], [7]. Отношение для подшипников с < 20°
К
равно 0,25, а > 20° — 0,5. Коэффициенты Кк и т также выби-
раются по справочнику; первый в зависимости от того, какое из
колец подшипника вращается, а второй — от типа подшипника.
При вращении внутреннего кольца, как это обычно имеет место,
Кк = 1. Коэффициенты X и Y зависят от параметра X
X ctg ре и выбираются по графикам (см. рис. Х.10).
452
Величина принимаемой при испытании расчетной долговеч-
ности hpac4 регламентируется отраслевой методикой ГП90—56
и лежит в пределах от 50 до 800. Выбор данной величины обуслов-
лен теми напряжениями, которые возникают в испытуемом под-
шипнике в результате приложения нагрузок Ли/?. Слишком
малые нагрузки резко увеличивают продолжительность испыта-
ния и поэтому невыгодны с экономической точки зрения. С другой
стороны, чрезмерное завышение нагрузок может вызвать пласти-
ческие деформации в подшипнике и исказить картину испытаний.
Поэтому нагрузки А и R рекомендуется выбирать таким образом,
чтобы действительные максимальные напряжения не превышали
50 000 кПсм*. Методика определения напряжений изложена
в гл. X.
Скорость вращения и при стендовых испытаниях выбирается
с учетом предельно допускаемых по каталогу чисел оборотов под-
шипника ппред- Обычно принимают и << ппред, чаще всего и =
= 0,4—0,6 ппред. Это ограничение необходимо для предотвращения
разрушения сепараторов, которые в основном определяют пре-
дельную быстроходность подшипника. Меньшие значения число-
вого коэффициента (0,4—0,6) выбирают для подшипников с ме-
таллическими (змейковыми и корончатыми) сепараторами, боль-
шие (0,6 и более) — с массивными текстолитовыми или бронзо-
выми.
Испытание подшипников на испытательных машинах ведется
обычно^при окружающей комнатной температуре, однако, огра-
ничивается верхний предел фактической температуры в подшип-
нике 70° С, чем обеспечиваются нормальные температурные усло-
вия смазывания.
В качестве смазочных материалов применяют жидкие мине-
ральные масла или консистентные смазки. Жидкие смазки по-
дают прокачкой, реже окунанием или капельно, консистентную
смазку — периодической закладкой или шприцеванием.
В последнее время получает применение смазка масляным
туманом, основные принципы которой изложены в работе [84].
В качестве смазочных материалов здесь применяются легкие мине-
ральные масла типа велоситовое или вазелиновое, а также инду-
стриальное-^. Наиболее часто этот вид смазки применяется при
испытаниях скоростных подшипников.
2. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ ИСПЫТАНИЙ подшипников
НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Основным и единственным пока методом испытания подшип-
ников качения на долговечность являются стендовые испытания,
в той или иной степени имитирующие работу подшипника в реаль-
ных условиях. Во всех случаях температурные условия и условия
смазки мало различаются при любых стендовых испытаниях и
325 453
поэтому влияние этих факторов на результаты испытаний может
считаться примерно одинаковым.
Главным различием при стендовых испытаниях является
выбор величины испытательных нагрузок и способа их приложе-
ния. Величина нагрузок, как уже говорилось выше, не должна
вызывать в подшипниках пластических деформаций, что обеспе-
чивается соответственно для радиальных и радиально-упорных
подшипников примерно при
„ 3,242 Й*”)! (а)
,+40 ‘ ’Ер/ '»•
«Ш
D 1,46Z cos (HV)3 [о]
‘Ер2/104
где [о]—допускаемое контактное напряжение, кПсм2\ осталь-
ные величины, учитывающие конструктивные особенности под-
шипников, указаны в гл. X.
Величины допускаемых контактных напряжений для подшип-
никовой стали ШХ15 в зависимости от твердости и формы образ-
цов, на которых определялось напряжение [о], приведены
в табл. XVII. 1.
Таблица XVII.1
Допускаемые контактные напряжения для стали 111X15
при испытаниях образцов (по [85])
Форма испытуе- мого образца Форма диска («кольца») Значения [а], кГ/см* при твердости HRC
60 58-60 55-57 52-54
Сферическая (0 6 мм) Цилиндриче- ская (0 150 мм) 60 000 60 000 55 000 50 000
Цилиндриче- ская (0 6 мм) Тороидальная выпуклая (0 150 мм) 50 000 45 000 40 000 35 000
Как следует из табл. XVII. 1, форма поверхностей образцов
существенно влияет на выбор напряжения [85]. Процесс питтин-
гообразования зависит от формы контактируемых тел и соотно-
шения большой а и малой b полуосей площадки контакта. Это
проявляется, в частности, в зависимости глубины выкрашивания
. ь
пвыкр, от отношения — и максимального контактного напряже-
ния о0
heuKp = 0,785 (1 — 0,408 —) а =2,08• 10"» (gv) (Hjzgdggl) о0, (5)
\ а / 2jP
454
где а и b берутся в см, а величины |i, v и выражающие харак-
тер кривизны контактируемых тел, указаны в гл. X.
Данная зависимость, полученная на основании обработки
результатов исследований [72], показана графически на
рис. XVII.1.
Существует два способа приложения нагрузки при стендовых
испытаниях — с постоянными и прогрессивно увеличивающимися
нагрузками. Первый из них широко применяется в производствен-
ных условиях подшипниковых заводов. Он характеризуется до-
вольно большим рассеиванием
шипников в каждой испытуемой
партии. Рассеивание оценивает-
ся количественно коэффициен-
том рассеивания
is _ Лтах
Amin
(6)
Величина его тем больше,
чем меньше испытательные на-
грузки. Обычно Кр = 20-т-40,
а иногда и больше (до 100). По-
видимому, существует для каж-
дого типоразмера подшипника
фактической долговечности под-
Рис. XVI 1.1. Зависимость глубины
питтингообразования от формы и раз-
меров площадки контакта
определенная связь между ко-
эффициентом Кр и величиной
нагрузки
В а = Кр^зкв = const; Br = KpQnp = const, (7)
где озКв и Qnp — соответственно эквивалентное напряжение и
условная радиальная нагрузка; р, q, г и t — константы, опре-
деляемые экспериментально.
Рассеивание результатов испытаний может оцениваться также
как
*,=№-. (8)
A —s
где h — среднеарифметическая долговечность партий из N под-
шипников; s — среднеквадратичное отклонение
1
1
s =
ы
/=1
1/2
(9)
Преимущество коэффициента К5 перед Кр состоит в том, что
первый из них статистически учитывает всю выборку случайных
величин долговечности hi9 в то время как второй — только два ее
крайних значения. Зависимости вида (7) могут быть получены
также и для величины Л$.
455
Второй способ испытания подшипников при прогрессивно
увеличивающихся нагрузках характеризуется значительным
(в 4—10 раз) сокращением рассеивания результатов испытаний.
Этот способ был предложен французским исследователем М. Про
[131 ] и реализован применительно к подшипникам качения Д. Сен-
иганзи в Италии и Б. Биро и Н. Пардушем в Венгрии. В отече-
ственной практике этот способ не вышел пока за рамки лаборатор-
ных исследований и проверки с целью сопоставления его с преды-
дущим методом. Данная проверка является целесообразной, так
как физическая сущность его и математическая сторона не могут
Рис. XVI 1.2. Пилообразный режим прогрес-
сивно увеличивающейся нагрузки: а — моно-
тонное возрастание нагрузки; б — ступенчатое
возрастание нагрузки
пока считаться выяснен-
ными до конца. Однако
уже сейчас можно ска-
зать, что в известных
случаях (например, при
сравнительных испыта-
ниях) этот метод может
оказаться весьма пер-
спективным.
Изменение нагрузки
при данном методе осу-
ществляется путем ли-
нейного (монотонного)
или ступенчатого ее уве-
личения, как это пока-
зано на рис. XVII.2.
Если один из подшипников выходит из строя, а второй продол-
жает испытываться с новым, начиная с нулевой нагрузки, режим
может быть пилообразным.
Расчетная долговечность при этом определяется для случая
непилообразного режима по формулам:
h — I с У0/3
прасч — о,3„ I 5
\ я ccq /
__/ С Vо/з
V ДГ/
(Ю)
где Сип — каталожное значение коэффициента работоспособности
и число оборотов испытуемого подшипника; aQ — скорость на-
растания условной радиальной нагрузки в кПч\ &Q и ДА — вели-
чины, принимаемые постоянными для каждого из испытаний.
Величина Д(?пр находится по формуле Д<2пр = + т &А,
где Д/? и ДЛ — приращения радиальной и осевой нагрузок на
каждом из участков ступенчатого режима.
Для ускорения испытаний прибегают также к форсированию
скорости вращения подшипника. Однако этот способ ограничи-
вается с одной стороны скоростными возможностями сепараторов,
456
а с другой — относительно малым влиянием скорости вращения
на долговечность подшипника, значительно более слабое, чем
форсирование нагрузок. Это следует непосредственно из формулы
расчетной долговечности (1). Для преодоления первой из указан-
ных причин прибегают иногда к испытаниям подшипников при
одновременно вращающихся наружном и внутреннем кольцах
подшипника, причем направления их скоростей выбираются про-
тивоположным, а величины подбираются так, чтобы сепаратор
остановился. Это дает возможность преодолеть скоростной барьер
и значительно увеличить число циклов нагружений за единицу
времени. Недостатком данного направления является существенно
ббльшая сложность испытательного оборудования по сравнению
с описанными выше методами. По этой причине применение стен-
дов с одновременно вращающимися кольцами ограничивается
в основном лабораторными установками.
Весьма существенным при испытаниях является вопрос об
инструментальных погрешностях того или иного метода.
Относительная погрешность 6Л при определении расчетной
долговечности составляет
/ 1 \ю/з 1
>л — (1 ± ; 1 + dn
(И)
где 6q и бп — соответственно относительные стендовые погреш-
ности от нагрузки и скорости вращения.
Так, при 6q = 6п = ±2,5% и 6Q = 8п = 5% погрешность 6Л
составляет соответственно ±10 и ±20% при наиболее неблаго-
приятном сочетании величин 6q и 6п. Следует отметить, что дан-
ный факт практически никак не учитывается при обработке ре-
зультатов испытаний.
Другим видом инструментальных ^ 'погрешностей являются
искажения монтажного характера, приводящие к перераспределе-
нию фактических давлений на тела качения по сравнению с идеаль-
ным случаем, для которого построена формула расчетной долго-
вечности. Факт этот, известный из эксперимента, не может, однако,
быть учтен математически в силу чрезвычайной сложности выяв-
ления монтажных искажений и неопределенности их величин.
Тем не менее при испытаниях подшипников для очень ответствен-
ных изделий этот фактор должен учитываться конструктором изде-
лия хотя бы качественно при определении надежности подшипни-
кового узла в целом.
Работоспособность подшипника в ряде случаев может оцени-
ваться также по динамике роста его температуры в течение срока
испытания, особенно в начальной его стадии, когда идет прира-
ботка подшипника. Показателем его работоспособности служит
скорость изменения температуры, обычно измеряемой на наруж-
ном невращающемся подшипнике. Нормы на эту величину уста-
навливаются экспериментально в каждом отдельном случае.
457
Режим смазки, осуществляемой методом прокачки, отрабаты-
вается экспериментально также по температурному фактору при
испытании первых подшипников из партии. Принцип выбора опти-
мального режима смазки состоит в том, что кривая зависимости
температуры подшипника от количества прокачиваемого масла
имеет ярко выраженный минимум, который и принимают за опти-
мальное значение. Подобным же образом можно поступить и при
других видах смазки (консистентной или масляным туманом),
однако здесь эта зависимость является менее определенной.
Обработка результатов испытаний производится методами
математической статистики. В качестве основных параметров опре-
деляются вид и константы распределения отказов, устанавливаются
доверительные границы кривой распределения, полученной путем
аппроксимации, вычисляются коэффициенты рассеивания, «фак-
тическая» * и средняя долговечность, производится сравнение
фактической долговечности подшипников с расчетной. При этом
учитываются только разрушения усталостного характера (выкра-
шивание). Подшипники с разрушенными сепараторами из рассмо-
трения исключаются и заменяются другими подшипниками. При
правильном выборе режимов испытаний подобные случаи яв-
ляются редкими. Учет этих случаев производится по формуле
Сет= N-~ „разр 100%, (12)
где Сст — стойкость подшипников; N — объем испытуемой пар-
тии; Npasp — количество подшипников, не отработавших расчет-
ной долговечности, в том числе и подшипников с разрушенными
сепараторами.
Наиболее часто встречающимися видами распределений яв-
ляются нормальное логарифмическое распределение и распределе-
ние В. Вейбулла [16], обычно двухпараметрическое. Вид и способ
определения его параметров описан в гл. X. Подобный метод
обработки результатов испытаний производится при полных испы-
таниях, когда до разрушения доводятся подшипники всей партии,
причем объем испытуемой партии составляет не менее 20 или 30 под-
шипников.
При проверке расчетной долговечности, когда требуется полу-
чить ответ только о соответствии партии требованиям стандарта
и когда испытаниям подвергается ограниченное количество под-
шипников (не более 10), статистической обработки произведено
быть не может, и тогда ограничиваются простой констатацией
факта соответствия или несоответствия полученной минимальной
фактической долговечности расчетной.
* Под фактической долговечностью понимают долговечность, которой обла-
дает не менее 90% подшипников испытанной партии.
458
В отличие от полных испытаний, которые производятся обычно
на ограниченном числе стендов, проводят так называемое усе-
ченное испытание. В этом случае количество стендов должно
соответствовать количеству испытуемых подшипников. При этом
методе до разрушения доводится только 10% подшипников от
партии, а за фактическую долговечность принимается долговеч-
ность первого из оставшихся подшипников, после чего испытания
прекращаются. Данный метод обладает тем преимуществом, что
продолжительность испытаний при нем сокращается от 10 до
30 раз и более. Недостатком его является требование большого
парка оборудования и производственных площадей, в связи с чем
он не всегда доступен.
3. СРЕДСТВА ИСПЫТАНИЙ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Основным средством испытаний подшипников качения на
долговечность являются испытательные машины различных кон-
струкций и назначений. В подшипниковой промышленности при-
меняются машины типа ЦКБ-2, ЦКБ-57, ВНИПП-93, ВНИПП-99
и др. Указанные машины охватывают испытаниями подшипники
различных типов с диаметрами отверстий от 10 до ПО мм. Диапа-
зон скоростей вращения внутренних колец от 5 до 100 тыс. об/мин,
но могут обеспечиваться скорости и менее 5 тыс. об/мин. Диапазон
нагрузок по всем машинам: радиальной — от 50 до 10 000 и осе-
вой — от 50 до 7000 кГ. Количество одновременно испытываемых
подшипников по отдельным машинам изменяется от 1 до 4 (чаще, 2).
Привод машин осуществляется либо от электродвигателя постоян-
ного тока (для плавного изменения скоростей), питающегося по
схеме мотор генератор, либо от электродвигателя переменного
тока повышенной частоты (для испытания высокоскоростных под-
шипников). Мощность двигателей от 5 до 32 кет. В машине ЦКБ-85
применен пневмопривод.
Система нагружения подшипников в подавляющем большин-
стве машин гидростатическая или осуществляется через ры-
чаги грузами либо гидроцилиндрами.
В первых четырех машинах испытание может производиться
только при комнатной окружающей температуре без специального
подогрева, в остальных — максимальные температуры по различ-
ным стендам могут быть от 280 до 600° С.
В машинах ВНИПП-92 и ВНИПП-518 испытания подшипни-
ков производятся при прогрессивно увеличивающихся нагрузках,
причем в первой — только радиальных (подшипники с диаме-
трами отверстий от 25 до 50 лл), во второй — комбинированных
Л
с соотношениями от 1 до 3 (подшипники с диаметрами отвер-
А
стий до 10 мм).
459
Все стенды в той или иной степени оснащены пускорегулиру-
ющей и контрольно-измерительной аппаратурой для измерения
давления в гидросистеме, скорости вращения, температуры наруж-
ных колец, смазки и т. п.
Все стенды оснащены масляными насосами для циркуляцион-
ной смазки и масляными фильтрами различных типов.
Основными узлами всех машин являются: а) станина, монти-
руемая на бетонном фундаменте; б) испытательный узел в виде
массивного корпуса с расположенным в нем валом с испытуе-
мыми и коренными подшипниками; в) привод; г) система смазки
и охлаждения; д) пульт управления.
Более подробное описание основных узлов и принципа дей-
ствия испытательных машин дано в работе коллектива работников
института подшипниковой промышленности (ВНИПП).
Кроме испытательных машин, рассчитанных на подшипники
с диаметрами отверстий свыше 10 мм, имеются машины и для
малогабаритных подшипников с диаметрами отверстий до 10 мм.
Технические данные их приведены в табл. XVI 1.2. Эти машины
Таблица XVII.2
Технические данные испытательных машин ЛСП-82, ВНИПП-518 и ЛСП-51
Параметры испытания Пределы Тип испытательной машины
ЛСП-82 ВНИПП-518 ЛСП-51
Диаметр отверстий ис- пытуемых подшипников, мм min max 3 6 3 10 3 10
Наружные диаметры ис- пытуемых подшипников, мм min max 7 16 7 26 7 26
Количество одновремен- но испытуемых подшипни- ков — 2 2 2
Скорость вращения вну- треннего кольца, об!мин min max 12 000 60 000 9 000 30 000 9 000 60 000
Радиальная нагрузка, кГ min max 0 25 0* 150 * 0
Осевая нагрузка, кГ min max 0 50 0 * 200 * 0
460
Продолжение табл. XVI 1.2
Параметры испытания Пределы Тип испытательной машины
ЛСП-82 ВНИПП-518 ЛСП-51
Соотношение нагрузок — Любое 1, 2 и 3 Любое
Способ задания нагрузок — Г идростатический
Способ подачи смазки — Масляный туман или конси- стентная Масляный туман, про- качка или конси- стентная Масляный туман или конси- стентная
Привод Тип — Пневмати- ческий Электриче- ский Электр и че- ский
МОЩНОСТЬ, кет — 0,2 ** 2,5 0,5
Частота тока, гц — — 150—500 150—1000
Выбраковочный признак — Шум или вибрация
Способ выбраковки — Прослуши- вание Автоматический
Место замера темпера- туры — Наружное кольцо
Габаритные размеры: длинах ширинах высо- та, мм — 330Х610Х Х510 1200 Х700Х Х1400 330Х610Х Х510
Вес, кг * Нагрузка в процессе закону. • • Давление пневмоприво испытания •да 2—4 кГ 80 непрерывно i /см*. 400 изменяется по 80 линейному
отличаются от предыдущих меньшими размерами и нагрузочными
данными, что обусловливается спецификой испытуемых подшип-
ников. Отличительной особенностью машин ЛСП-51 и ЛСП-82
является применение в качестве смазки масляного тумана, полу-
чаемого в специальном распылителе, смонтированном на корпусе
машины. В машинах ЛСП-51 и ВНИПП-518 применен специаль-
ный электронный блок для выбраковки подшипников в процессе
461
испытаний по предельно допустимому уровню вибраций. На ма-
шинах ЛСП-51 и ЛСП-82 производятся испытания с постоянными
нагрузками, а на машине ВНИПП-518 — с прогрессивно воз-
растающими.
Для примера на рис. XVII.3 * показана кинематическая схема
машины типа ЦКБ-57, на рис. XVII.4—машина типа ВНИПП-518,
а на рис. XVII.5 — внешний вид машины ЛСП-82.
Испытательная машина ЦКБ-57 (рис. XVII.3) состоит из
головки 4 с коренными и испытуемыми подшипниками.
Осевая и радиальная нагрузки создаются за счет гидростати-
ческого давления в цилиндре 5. Вал, на котором установлены
подшипники, через муфты 1 и 3 соединен с валом привода. Между
валом привода и испытательного узла установлен ускоритель 2
с передаточным числом 1 : 15. Система привода состоит из двух
двигателей переменного тока / и //, генератора /// и возбудителя
постоянного тока IV. Пульт управления машиной включает
пускорегулирующую и контрольно-измерительную аппаратуру,
в том числе кнопочные станции, электроизмерительные приборы,
электрический тахометр, ручные прессы для создания давления
в гидроцилиндрах и т. п.
На рис. XVII.4 показана кинематическая схема машины
ВНИПП-518 для испытания с прогрессивно увеличивающейся
нагрузкой подшипников с диаметрами отверстий до 10 мм. Два
испытуемых подшипника 1 и два коренных подшипника нагруже-
ния 2 монтируются на роторе 5 встроенного высокочастотного
двигателя. Наружные кольца испытуемых подшипников монти-
руются в шариковых опорах продольного перемещения 6. Послед-
ние позволяют передавать осевую нагрузку на испытуемые под-
шипники с минимальными потерями.
Осевая нагрузка создается с помощью двух узлов осевого
нагружения диафрагменного типа 7, а радиальная — с помощью
узла радиального нагружения диафрагменного типа 8. Указанные
узлы нагружения являются сменными в зависимости от интенсив-
ности увеличения нагрузки и от отношения составляющих А и R
величины комбинированной нагрузки. Давление к узлам нагру-
жения передается по трубопроводам с помощью жидкости от диаф-
рагменного нагружателя 11. К вилке корпуса нагружателя шар-
нирно крепится рычаг 13, по которому перемещается каретка
с грузом 18. Каретка перемещается с помощью электродвигателя 16
червячной передачи 15 и винта 17. Колеса червячной передачи
сменные в зависимости от скорости вращения испытуемых под-
шипников.
При перемещении каретки с грузом возрастает усилие шар-
нира 14 рычага на поршень нагружателя и тем самым и давление
* Рис. XVII.3, XVII.4 использованы из книги Б. Я. Л и б е р м а н а и др.
Средства и методы испытания подшипников качения. Изд. НИИавтопрома, 1966.
4 62
3
00
X 1
«5
/ 2 3 « 5 6
463
в системе нагружения, что контролируется манометром 10. Однако
наклон рычага, который происходит в результате перемещения
по нему каретки с грузом, вызывает значительное искажение
давления. Поэтому рычаг в процессе работы автоматически под-
держивается в горизонтальном положении с помощью электро-
контактов 12, которые при замыкании включают электродвига-
тель винтового пресса 20. Полость винтового пресса трубопрово-
дом соединена с полостями узлов нагружения и нагружателя.
При этом давление воздействует на поршень нагружателя, а по-
следний — на рычаг, который возвращается в горизонтальное
положение. При этом контакты размыкаются и электродвигатель
винтового пресса отключается. Этот процесс время от времени
повторяется. Для заливки жидкости в систему нагружения служит
пресс 9.
При усталостном разрушении испытуемого подшипника стенд
автоматически останавливается с помощью пьезодатчика 3 и
электронного выключателя 4. При этом включается обратный ход
электродвигателя винтового пресса, поршень которого возвра-
щается в исходное положение. Для остановки электродвигателя
служит микропереключатель 19. При этом система нагружения
разгружается. Смазка испытуемых подшипников осуществляется
маслом из бака 21 с помощью шестеренчатого насоса 22, через
магнитно-сетчатый фильтр 23. Расход смазки регулируется с по-
мощью кранов 24. Давление масла контролируется с помощью
манометра 25. Кроме того, смазка может осуществляться с по-
мощью системы масляного тумана или разовой закладкой кон-
систентной смазки.
Температура подшипников замеряется с помощью термопар
и пирометрического милливольтметра.
В машине ЛСП-82 смазка подшипников производится масля-
ным туманом от специальной установки, состоящей из фильтра-
осушителя, стойки распылителя масла с распределительным шту-
цером, регулятором давления мембранного типа и манометра.
Распыление масла производится сжатым воздухом (рабочее дав-
ление 0,4—0,6 атм), и затем через распределительный штуцер оно
подается к подшипникам *.
4. ОБ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЙ ПРОВЕРКЕ
МЕТОДИКИ ИСПЫТАНИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Во втором параграфе данной главы были изложены основные
методические принципы испытания подшипников качения на дол-
говечность. При этом были рассмотрены формулы долговечности,
вытекающие из рекомендаций ГОСТа 520—55 и ISO ТК4 для испы-
* Более подробно о смазке масляным туманом см. в работе [84].
464
таний подшипников качения при постоянных нагрузках. Обе
эти рекомендации связывают между собой число циклов нагруже-
ний с некоторой условной нагрузкой. Существует иной подход,
при котором с числом циклов нагружений связывается не услов-
ная нагрузка, а эквивалентное напряжение. Кроме того, исходя
из работ М. Про, М. Биро и др., считается целесообразным испы-
тание подшипников производить при прогрессивно увеличива-
ющихся нагрузках, обеспечивающих более плотное распределение
отказов и общее сокращение времени испытаний.
В данном параграфе излагаются некоторые вопросы, связан-
ные с экспериментальной проверкой следующих формул:
C = Qnp(nA)0’3; (13)
Ca = 3,92K/?(nA)V3; (14)
Са = 2,47Ka£nW/3 (15)
Формула (13) является основной, принятой в СССР для рас-
чета долговечности подшипников. Она связывает условную ра-
диальную нагрузку определяемую известными из каталогов
методами, и число циклов нагружений, представляемое произве-
дением (п/i) в степени 0,3.
Две следующие формулы составлены с учетом эквивалентных
напряжений, выраженных затем через нагрузки. Произведение
(nh) в формуле (14), в отличие от (13), здесь имеет показатель сте-
пени V3, как это принято в рекомендации ISO ТК4. В формуле
(15), составленной для прогрессивно увеличивающейся нагрузки
со скоростью нарастания (в кПч), произведение (пЛ)1/3 изме-
няется на —(nV3ft4/3)i/2e Подробнее о выводе формул (14) и
(15) сказано в гл. X.
Коэффициент К учитывает конструкцию подшипника (см. гл. X).
При этом предполагается, что количество конструктивных факто-
ров, учитываемых коэффициентом К, существенно больше, чем
это заключено в формуле коэффициента работоспособности С.
К коэффициентам работоспособности С и Са можно подойти
со статистической точки зрения, считая случайной величиной не
долговечность ht f-го подшипника из партии испытуемых объек-
тов, а непосредственно величину С[ или Cait рассчитываемые по
формулам (13)—(15) по результатам испытаний. Получив таким
образом вариационный ряд для С/ или Cai и подвергнув их ста-
тистической обработке по одному из наиболее подходящих законов
распределения (например, распределению Вейбулла или нормаль-
ному логарифмическому), можно рассчитать коэффициенты рабо-
тоспособности с учетом требуемой надежности подшипников. При
этом должна учитываться доверительная вероятность полученных
аппроксимаций.
С этой целью был произведен ряд экспериментов. Исследова-
лись подшипники и образцы, указанные в табл. XVI 1.3. Там же
указаны объем, режимы и средства испытаний.
30 Н. А. Спицын и до. 465
СО
=Г
S
ХО
СТ5
Режимы испытаний подшипников С6025Е, 307 и 36208Е
Тип испытательных машин ВНИПП-518 ЦКБ-2 ВНИПП-92 1 ЭНИИПП-Ш-50-М мкв-к
Прогрессивно увеличивающаяся нагрузка еоминиитНои хпннвичиэи ОЯХЭЭЬИ1ГО>1 г- m 1 1
Ур V» —«сч co | 1 1
HVW/jX 400 1 1
hvw/jx 'Vd —< сч co 1 1 1
nnwlgo i9u s о 00 0001 1 1
Постоянная нагрузка eoMHHUHmtfou Х1ЧННВ11ЧПЭИ оехээьии*о>1 co CO co ООО CO CO co ООО сч сч сч 001
X V —< сч co 1 1 1 0,25 0,5 1 н о 1 5
J* 1 1 1 sgs O^b ООО 00 г- оо 00 г- тг 68 и Н. Е в.
J* *V 1 1 1 1 1 1 ото сч оо оо СЧ СО тг СТИК, розголь лянчико нтер.
"Hnw/go ,8u 18 000 1000 4250 29 000 I Н. Б. Чи (и И. М. Б । М. П. Бе. [ Л. Я. Ко
Условное обозначение подшипника C6025E ♦ « о co 36208 ♦♦♦ Сферические образцы ♦♦♦♦ 0 6 мм между двумя ци- линдрическими дисками 0 150 мм * Испытания проводил • • Испытания проводил * *• Испытания проводил ***• Испытания проводил
466
На рис. XVI 1.6 показаны результаты испытаний подшипников
307 (35x80x21 мм) и 6025Е (5x16x5 мм) в пересчете на вели-
чину Со. На рис. XVI 1.7 показаны результаты тех же испытаний
подшипников 307 в пересчете на величину С. Как следует из
рис. XVII.7, характерным для точек Cat является большая их плот-
ность как для подшипников 307, так и для подшипников 6025Е,
причем центры их группирования ^совпадают достаточно близко
(Са^ 10-1015), что соответствует вероятности (Р = 0,35 4-0,4). Рас-
Рис. XVI 1.6. Распределение величины Са для подшипников 6025Е и 307 при
постоянных и прогрессивно увеличивающихся нагрузках:
□ — подшипник 6025Е (а^ = 1 кГ/млн\ = 1; 2 и 3); Н----подшипник 307
(а^ = 400 кГ/млн,)-, • — подшипник 307 (/? = 1050 кГ); О — подшипник 307 (/? =
= 1400 кГ); Л — подшипник 307 (/? = 1750 кГ)
пределения величин Ct хотя и достаточно близки для подшипни-
ков 307 и 6025Е каждого в отдельности, однако центры их группи-
рования сильно расходятся (кривая С{ для меньшего подшип-
ника сдвинута влево).
Из рис. XVI 1.6 и XVI 1.7 следует, что на первом более четко
отражается физическая сторона усталости металла, который был
одним и тем же для обоих типов подшипников (ШХ15).
В табл. XVII.4 приведены данные обработки результатов испы-
таний трех партий (по 30 шт. в каждой) подшипников 307, из ко-
торой следует: а) коэффициенты рассеивания Кр и Ks умень-
шаются с увеличением нагрузки или напряжения; б) минималь-
ные значения коэффициентов Сга1п и Свп)|П зависят от величины
нагрузки, причем их значения тем меньше, чем больше нагрузка;
в) среднеарифметические значения коэффициентов С и Са по всем
партиям примерно совпадают, причем с большей точностью для
коэффициента Сд; г) по трем испытанным партиям коэффициенты
рассеивания Кр и д5 примерно пропорциональны R~3/2 и <г^2.
30* 467
Результаты обработки испытаний
R, кГ °ЭКв’ кГ/см* ^тах’ г Лт1п’ г h, г S, г С, min с Со min
1050 3,62-10* 4746 118 1419 1188 3,49-10* 6,76-10* 4,8-1016,
1400 3,95-10* 1512 80 546 400 4,14-10* 6,98-104 5,7-1016
1750 4,28-10* 767 56 261 176 4,65-10* 7,11 • 10* 6,5-1016
— — — — — — Среднее 6,95-10* —
Если вычислить коэффициенты С и Со с учетом 90-процентного
гарантирования долговечности каждой из трех партий (с 90-про-
центной доверительной вероятностью), определить получающиеся
при этом расчетные долговечности каждой партии, а затем
р
Рис. XVI 1.7. Распределение величины коэффициента работоспособности С для
трех партий подшипников 307 при радиальных нагрузках 1050 (а), 1400 (б) и
1750 кГ (в) и одной партии подшипников 6025Е (г)
Таблица XVII.5
Сравнение величин расчетной долговечности по каталожным значениям
коэффициента работоспособности С и из эксперимента
(подшипники 307)
Нагрузка R, кГ Долговечность подшип- ников при испытаниях Расчетная долговечность, ч
при каталожном значении С по результатам испыта- ний
ЛШ1П • 4 Й90%- * по С по са
1050 118 291 191 281 286
1400 80 199 72,5 148 155
1750 56 92 34 90 92
466
Таблица XVI1.4
трех партий подшипников 307
со КР К2р/3Н К2/3о3 р экв Kp/3R экв
10,3-1016 40,2 11,25 12,4-10’ 0,56-Ю16 5,3-103 0,24-1016
10,4-1015 18,9 7,95 10,0-10’ 0,44-1016 5,6-103 0,25-1016
10,4-1016 13,8 5,14 10,1-10’ 0,45-1015 5,3-103 0,23* 1016
10,37-1016 — — 10,8-10» 0,483-1016 5,4 • 103 0,24-1016
сравнить эти значения с величинами расчетной долговечности по
каталожным значениям коэффициента работоспособности С —
— 4-104, то получится картина, представленная в табл. XVII.5.
Из сопоставления этих данных в первую очередь следует, что
фактическая долговечность подшипников (не менее 90% подшип-
ников от партии) превышает расчетную, причем тем больше, чем
больше нагрузка R. Следовательно, при выборе подшипников
качения по каталожным данным всегда имеется тенденция к за-
вышению габаритов конструкции за счет избыточного запаса
динамической грузоподъемности подшипников. Этот недостаток,
проявляющийся тем больше, чем больше действующие на под-
шипник расчетные нагрузки, может быть преодолен при суще-
ственном пересмотре величин показателей степени в формулах
долговечности. Данному пересмотру должна предшествовать ши-
рокая экспериментальная проверка долговечности современных
подшипников качения.
Глава XVIII
СМАЗКА ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
1. СМАЗОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ И ИХ СВОЙСТВА
Смазка в опорах скольжения служит для снижения невозвра-
тимых потерь на трение, уменьшения или предотвращения износа
трущихся поверхностей, отвода тепла, образующегося в зоне
контакта трущихся пар. В качестве смазочных материалов могут
применяться различные вещества: вода; животный жир; раститель-
ные масла; нефтяные продукты; синтетические масла; консистент-
ные смазки; твердые вещества; металлы в жидкой фазе и даже
воздух и газ. Следовательно, ассортимент смазочных материалов
довольно широк, промышленность постоянно вырабатывает все
новые сорта как нефтяных, так и синтетических масел, новые
виды антифрикционных полимеров, присадок и твердых смазок.
469
При этом смазочные материалы по своим свойствам (вязкости,
адгезии, химической стойкости, способности сопротивляться кор-
розии) должны удовлетворять основным условиям уменьшения
трения и предотвращения его результатов. Расход смазочных ма-
териалов очень велик, и поэтому важное значение имеют не только
свойства данной смазки, но и ее доступность в отношении коли-
чества и стоимости.
Технико-экономические требования привели к тому, что осно-
вой смазок всех видов (за небольшим исключением) являются
минеральные масла или же другие продукты переработки нефти.
Качественные эксплуатационные показатели смазки опреде-
ляются соответствующими ГОСТами.
Вязкость характеризует внутреннее трение или сопротивление
относительному смещению молекул жидкости. Чем больше вяз-
кость, тем больше и жидкостное трение в смазочном слое, но тем
больше и сопротивление выдавливания масла из зазора между
поверхностями трения, а следовательно, тем выше его несущая
способность. Поэтому при выборе этот критерий масла является
наиболее важным. Вязкость масла показывает, для какого удель-
ного давления и для какой скорости относительного скольжения
трущихся деталей подходит данное масло. Вязкость минеральных
масел зависит в большой степени от температуры и в меньшей от
давления. Вязкость масла очень сильно изменяется при изменении
температуры масла. Чем выше температура, тем ниже вязкость,
и наоборот с понижением температуры вязкость резко возрастает
(рис. XVIII.1).
Однако зависимость вязкости от температуры не одинакова
у всех минеральных масел. Она определяется родом исходного
сырья и процессом изготовления масла. В некоторых машинах
зависимость вязкости от температуры масла играет большую роль
(особенно когда машины работают в переменном режиме темпера-
тур); необходимы показатели для сравнения этой зависимости.
На рис. XVIII.2 приведена номограмма вязкости различных
видов масел, получивших применение в машинах и приборах.
Шкала вязкости логарифмическая, и характеристики вяз-
кости имеют на приведенном графике форму, близкую к прямой
линии.
Адгезия — свойство, характеризующее прочность граничного
слоя, т. е. антифрикционные свойства масла (при работе трущейся
пары в области граничного трения).
Адгезия обусловлена внутренним строением масла. Она зави-
сит от рода исходного сырья и от технологии изготовления масла.
Для увеличения адгезии в масло добавляют присадки, облада-
ющие большой активной полярностью по отношению к метал-
лам.
Химическая стойкость — весьма важная характеристика
масла в отношении старения. Под действием окружающей среды
470
1 — приборное (МВП); 2 — вазелиновое Т; 3 — МК-8; 4 — индустриальное-12; 5 — тур-
бинное Л; 6 — АКЗп-6; 7 — АКЗп-10; 8 — индустриальное-20; 9 — индустриальное-^;
10 — турбинное УТ; It — Дп-8 индустриальное-50; 12 — АС-5 АК-6; 13 — МС-14,
селективное, деасфальтированное; 14 — Ак-10, АС-9,5, АСп-9,5; 15 — МС-20; 16 — МК-22,
МС-24; /7 — Д-11 Дп-11, ДСп-11, цилиндровое-11, цилиндровое-11 С; 18 — дистиллат-
но А К-15; 19 — цилиндровое-24; 20 — П-28; 21 — цилиидровое-52; 22 — автотрак-
торное Л
471
(свет, воздух, тепло) масло подвергается химическому изменению:
оно изменяет свой цвет (темнеет) и образует слабые органические
кислоты. Затем эти кислоты образуют смолистые вещества, кото-
рые отделяются от масла в виде масляного осадка, который
забивает смазочные отверстия, маслопроводы и фильтры. Продукты
истирания металлов ускоряют это химическое превращение как
катализаторы.
Антикоррозионные свойства — способность масла противо-
стоять коррозии трущихся' поверхностей. Органические нефтя-
ные кислоты, содержащиеся в минеральных маслах, а также окис-
ление масла по мере работы вызывает увеличение кислотности и
может привести к коррозии трущихся поверхностей.
Антикоррозионность масла в ГОСТе оценивается кислотным
числом и наличием водорастворимых кислот и щелочей. Кислот-
ное число характеризуется в мГ-К(ОН), которые следует затра-
тить на нейтрализацию 1 г масла. ГОСТ предусматривает нали-
чие в свежих маслах кислотности не выше 0,3 мГ-К (ОН).
Водорастворимые кислоты и щелочи, находящиеся в масле,
определяются по реакции водной вытяжки из масла. Нормами
предусматривается отсутствие в масле водорастворимых кислот
и щелочей.
Температура застывания — температура, при которой масло
настолько загустевает при охлаждении, что при наклоне пробирки
под углом 45° мениск масла остается неподвижным, теряет свою
текучесть.
Это свойство масла имеет большое значение для нормальной
эксплуатации машин, так как потеря текучести масла приводит
к затруднению, а иногда и к прекращению подачи смазки к тру-
щейся поверхности.
В ГОСТе предусматриваются предельные нормы на темпера-
туру застывания различных масел, а следовательно, возможность
применения их в определенных условиях.
Эта характеристика имеет важное значение при выборе масла,
особенно для смазки машин и приборов, работающих в условиях
низких температур: холодильные компрессоры, машины, рабо-
тающие на открытом воздухе, в северных районах и др.
Температура вспышки — при которой пары нефтепродуктов,
находящихся в масле, смешанные с окружающим воздухом, обра-
зуют смесь, которая вспыхивает от огня. Для большинства масел
она изменяется в пределах 160—300° С. Эта характеристика имеет
важное значение лишь для машин, работающих при высоких тем-
пературах: паровые машины, двигатели внутреннего сгорания,
воздушные компрессоры и др.
Коксуемость выражается в процентах и показывает наличие
в масле коксообразного остатка.
Механические примеси и вода являются вредными для смазоч-
ных масел. Наличие в маслах посторонних примесей, особенно
472
абразивных, а также воды выше допустимых нормами пределов
увеличивают износ и нагарообразование, ухудшают эффект сма-
зывания и нарушают нормальную эксплуатацию машин и меха-
низмов.
Все смазочные материалы делятся на три группы: жидкие
масла; консистентные смазки и твердые, или сухие смазки.
Жидкие смазки могут быть минерального (продукты перегонки
нефти), растительного и животного происхождения. К минераль-
ным маслам относятся индустриальные, цилиндровые, турбинные
и др., к растительным — льняное, касторовое и др. Жидкие масла
хорошо обтекают трущиеся поверхности, имеют незначительное
внутреннее трение и могут использоваться для охлаждения тру-
щихся деталей. Однако применение жидких масел требует хоро-
ших уплотнений узлов трения, предотвращающих утечку.
В табл. XVIII. 1 приведены основные физико-механические
свойства минеральных масел.
Консистентные смазки (мази) представляют собой смесь ми-
нерального масла с небольшими добавками масел животного и
растительного происхождения. Эти смеси загущаются кальциевыми
(солидолы) или натриевыми (консталины) мылами. Консистент-
ные мази применяются в трущихся узлах при тяжелых режимах
работы — больших нагрузках, ударах, относительно высоких
температурах и т. д. Они не требуют тщательных уплотнений,
так как могут сами создавать герметизирующий слой, защища-
ющий трущиеся поверхности. Подшипниковые узлы при конси-
стентной смазке обычно не требуют пополнения ее в течение 8—
10 месяцев и более. Недостатком консистентных мазей является
сравнительно высокое сопротивление от внутреннего трения.
Основные физико-механические свойства консистентных сма-
зок (мазей) приведены в табл. XVIII.2.
Для обеспечения работы механизмов при низких температурах
вплоть до минус 50—60° С выпускаются специальные низкотем-
пературные смазки. Наиболее распространенными смазками та-
кого типа являются ЦИАТИМ-201, ГОИ-54 и АФ-70.
Твердые смазки. В условиях отсутствия жидкой смазки воз-
никает необходимость разделения трущихся поверхностей твер-
дой адсорбированной пленкой, обладающей свойством легкого
смещения ее частиц под воздействием касательных сил.
Такими свойствами, как известно, обладают двусернистый
молибден, фторопласт и некоторые другие полимеры и окислы
металлов (рис. XVII 1.3). Естественно, коэффициент трения сколь-
жения здесь многократно выше, чем у жидких масел и лежит в пре-
делах от 0,05 до 0,3. Соответственно увеличиваются потери трения,
растет тепловыделение в подшипнике, снижаются его грузоподъем-
ность и предельная быстроходность.
Весьма существенно относительное снижение потерь трения
в условиях использования сухого трения в вакууме по сравнению
473
474
Т а б л и ц а XVIIIЛ
Физико-химические свойства минеральных масел
Марка (назначение) масел гост Кинематическая вязкость, сст, при Соответству- ющая условная вязкость °ВУ (°Е) Показатели изменения вязкости от температуры Температу- ра, °C Кислотное число, мГ К (ОН) на 1 Г масла Содержание механиче- ских примесей, % (не более) Стоимость масла в ус- ловных единицах
”А ‘.0S 100». у,,. отношение Y>o Yioo коэффици- ент п вспышки (не ниже) застывания (не выше)
Авиационные:
МС-14 14 2,26 6,55 2,71 200 —30 0,25
МС-20 1013—49 20 2,95 7,85 2,97 225 —80 0,05 5,27/
МК-22 — 22 3,19 8,75 3,12 230 — 14 1,10 3,90
МС-24 24 3,43 8,00 3,00 240 — 17 0,05 Отсут- 5,27
МС-20С 9320—60 20 2,95 7,60 2,93 250 — 18 ствуют
И иду стр и а л ьн ые:
12 (веретен- 10—14 1,86-2,26 4,75 2,26 165 —30 Отсут-
ное 2) 0,14 ствуют
20 (веретен- ное 3) 17—23 2,6—3,31 4,20 2,08 170 —20
30 (машин- 1707—51 27—33 — 3,81—4,59 5,45 2,46 180 — 15 0,20 1,84
ное Л) 45 (машин- 38—52 5,24—7,07 6,00 2,59 190 — 10 0,07
0,35
ное С)
* За единицу условной стоимости принята стоимость 1 Г трансмиссионного масла с присадкой 3 (ГОСТ 3823 — 54) — 30 руб.
Продолжение табл. XVII 1.1
Марка (назначение) масел ГОСТ Кинематическая вязкость, сст, при Соответству- ющая условная вязкость °ВУ (°Е) 1 Показатели изменения вязкости от температуры Температу- ра, °C Кислотное число, мГ-К (ОН) на 1 Г масла Содержание механиче- ских примесей, % (не более) Стоимость масла в ус- ловных единицах
"A ‘.OS 100°, Уюо отношение Yao Yioo коэффици- ент п вспышки (не ниже) застывания (не выше)
50 (машин- ное СУ) 42—58 5,76—7,86 5 65 2,51 200 —20 0,15 0,07 2,56
Для высокоско- 1840—51 4,0—5,1 — 1,29—1,4 2,8 1,49 112 —25 0,04 Отсут- 1,86
ростных механизмов Л (велосит) ствуют
Для прессов 5519—50 1 10,0 1,86 3,3 1,72 200 —15 — 2,67
Для прокатных станов (масло П-28) 6480—53 26—30 3,68—4,20 9,25 3,21 285 —10 0,10 Отсут- ствуют 3,90
Приборное (МВП) 1805—51 6,3—8,5 — 1,51—1,72 3,0 1,59 120 —60 0,14 2,93
Турбинные, ком- прессорные и для па- ровых машин
Турбинное:
22 (турбин- ное Л) 30 (турбин- ное УТ) 20—23 2,95—3,31 3,75 1,95 —15
32—53 28—32 — 3,95—4,46 6,15 2,62 180 —10 0,02 — 2,26
Продолжение табл. XVII 1.1
хейиниНэ хинной* -эХ я eiroew чхэояиохэ $goo ю СЧ о О г-. со" со сч" 3,60 ю г- г- сч сп —-7 сч" со
(дэи*09 эн) % ‘иаэаииби химэ -эьинвхэя эинвжбэНоэ 1 0,007 Отсут- ствуют 0,007 0,100 Отсут- ствуют 0,007
В1ГЭВЯ j 1 вн (HO)y-jw ‘OlfOHh ЭОН1О1ГЭИ>1 0,02 0,05 0,15 0,10 0,02 0,30 1
Температу- ра, °C (аппче эн) кинвенювЕ о 7 1 ю г- 7 + 1 7 1
(эжин эн) имппчиэе 195 cd сч о т о о о —’ Г- — xf О — СЧ СЧ СЧ СЧ сч со со
Показатели изменения вязкости от температуры и 1НЭ -и'ниффеом сч о> eg сч" сч" сч" 2,76 CD — Ю 00 1Л 00 Ю Ю сч" сч" со со"
001 А, о’А эинэтоню о> о о « Ч °0. °° ю" < - сч" Ю Ю О CD CD —« —«
Соответству- ющая условная вязкость °ВУ (°Е) 6,02—6,55 7,47—8,00 1,96—2,26 2,60—3,07 1,76—2,15 2,95—3,95 4,50-6,00 6,00-8,00
Кинематическая вязкость, сст, при 001А, ‘о001 1 11 — 14 17—21 со оо о> — СЧ тг Щ 1111 о> о сч сч со
0СА> ‘oOS 44—48 55—59 1
гост 32—53 1861—54 9243—59 1841—51 6411—52
Марка (назначение) масел • i'g s = сх 2 .. • СЧ tn ± о Я О 5 О) я о 1 сх \о 'О 9* О • • Я 0) Я й) q сх*"4 схР я z—. а? ое*»°е*2с S 5§ 5 5о S to £,£,8 - Ь,’, о во. в во. в (гвь-^исчс)^ оо сч тг т сх -ч -ч s_z х _ч сч со ю с Я 2 о S X д
Таблица XVIII.2
Физико-химические свойства консистентных смазок (мазей)
Смазки ГОСТ Пенетра- ция при темпера- туре 25° С Темпера- тура каплепа- дения, °C (не ниже) Содержание Стон - мость смазки в услов- ных еди- ницах
механи- ческих примесей, % (не более) воды, % (не более)
Универ- сальные Низкоплавкие УН (вазелин технический) 782—59 см. ГОСТ 54 0,03 Отсут- ствуют 1,00
ГОИ-54 (УНВМ) Приборная АФ-70 (УНМА) 3276—63 2967—52 230—265 60 Отсут- ствуют 9,30 7,30
Среднеплавкие Солидол жи- ровой: УС-1 (пресс- солидол) 330—355 75 0,3 1,5
УС-2 (Л) УС-3 (Т) 1033—51 230-290 150—220 90 .0,4 0,6 2,0 3,0 4,30
Графитная (УСсА) 3333—55 250 77 — 3,0 3,15
Тугоплавкие Смазка жиро- вая 1-13 1631—61 — 120 Отсут- ствуют 0,75 5,85
Консталин жировой УТ-1 УТ-2 1957—52 225—275 175—225 130 150 То же 0,5 6,00
ЦИАТИМ-201 ЦИАТИМ-203 ЦИАТИМ-205 6267—59 8773—63 8551—57 165 170 150 65 Отсутствуют 9,30 7,85
Специаль- ные Индустриаль- ная (для прокат- ных станов): ИП1-Л ИП1-3 3257—53 260—300 300—350 80 75 Отсут- ствуют 2,0 2,70
ИП2 6708—53 50—100 170 0,25 0,2 1,53
477
476
Продолжение табл. XVИ 1.2
Смазки ГОСТ Пенетра- ция при темпера- туре 25° С Темпера- тура каплепа- дения, °C (не ниже) Содержание Стои- мость смазки в услов- ных еди- ницах
механи- ческих примесей, % (не более) воды, % (не более)
Металлурги- ческая № 10 8804-58 200—260 90 0,4 1,0 2,14
Индустриаль- ная канатная ИК (мазь ка- натная) 5570-50 см. ГОСТ 40 — — 1,70
Ротационная (ИР) 4874—49 275—350 95 Отсут- ствуют Отсут- ствуют 7,00
Текстильная (ИТ) 4952—49 275—325 100 2,80
с атмосферными условиями, что объясняется очищением металла
контактирующихся поверхностей от окисных пленок и появле-
нием несущей твердой пленки на очищенных поверхностях.
Рис. XVIII.3. Схема перемещения частиц
коллоидного графита, нитрида бора или дву-
сернистого молибдена, применяемых в каче-
стве твердой смазки
С развитием космонав-
тики, ядерной физики, ва-
куумной металлургии и
созданием ряда новых тех-
нологических процессов,
происходящих в вакууме,
изучение поведения мате-
риалов в вакууме и в отно-
шении взаимодействующих
пар трения приобретает
большое не только науч-
ное, но и практическое зна-
чение.
В обычных атмосфер-
ных условиях на поверх-
ностях трения возникают
пленки окислов и различных веществ, содержащихся в окружаю-
щей среде. Как правило, они понижают коэффициент трения.
Низкий вакуум не оказывает заметного влияния на коэффициент
трения металлических трущихся пар, так как образование на по-
верхностях трения адсорбированных пленок в вакууме весьма
затруднено или совсем исключено.
В работе [15] обобщен имеющийся в литературе опыт по обес-
печению нормальной работы узлов сухого трения.
478
Физико-механические и фрикционные свойства твердых слож-
ных смазок приведены в табл. XVIII.3.
За последнее время установлено, что смазывающей способ-
ностью обладают и другие материалы: Cdl3, РЫ2, Bil3, SbaS3,
Agl, PbO, CaF и др.
Таблица XVIII.3
Характеристика некоторых видов слоистых смазок
Наименова- ние твердой смазки Плотность, Г/см* Твердость по Моосу Модуль упру- гости при сжа- тии, кГ/см* Температура окисления на воздухе, °C Температура разложения в вакууме, °C Температура плавления, °C Электро- проводность Коэффициент трения
Графит 1.4-1,7 1—2 50500 455 — 3652 Высокая 0,04
Нитрид бора 2,25 22800 800— 900 — 3000 Низкая 0,67
Дисульфид молибдена 4,8 1—2 85000 400 1100 1185 Полупро- водник 0,03
Диселенид молибдена 6,9 — — 400 — 1200 Полупро- водник 0,02
Диселенид вольфрама 9,22 1,0 — 350 — 1200 Полупро- водник 0,02
Дисульфид вольфрама 7,4 1,0 — 510 1400 — Полупро- водник —
Диселенид ниобия 6,25 1,0 — 350 — 800 Высокая 0,06
Исследованиями, выполненными на кафедре «Детали машин
и приборов» Московского института электронного машиностроения,
раскрыт механизм твердой смазки при использовании самосма-
зывающих сепараторов (на примере полимеров АМАН-6, АМАН-24,
ТЕСАН-2, ФН-202, ФН-3 и МС-13).
Указанные материалы содержат полимерные смолы со значи-
тельным количеством MoS2, а для ФН-202 — фторопласт, никель,
небольшое количество MoS2, ФН-3 — фторопласт с никелем и
МС-13 — фторопласт с медью.
2. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
Смазка является необходимым условием обеспечения надеж-
ности и долговечности опор. Поэтому выбор и применение смазоч-
ных материалов имеет большое народнохозяйственное значение.
При выборе смазки учитываются следующие основные фак-
торы: а) конструктивные особенности сочленения и условия его
работы (чистота обработки трущихся поверхностей, материал,
479
род трения, техническое состояние узла, система смазки и др.);
б) удельная нагрузка на трущиеся поверхности; в) относитель-
ная скорость движения соприкасающихся поверхностей; г) до-
пустимая температура нагрева деталей при работе, а также тем-
пература окружающей среды и многие др.
Влияние вышеуказанных факторов на качество смазывания
узла может быть оценено исходя из следующих положений.
Большое удельное давление в зоне контакта и малые скорости
движения трущихся деталей-затрудняют осуществление жидкост-
ного трения, а следовательно, требуют применения смазочного
масла небольшой вязкости.
При пониженном классе чистоты обработки трущихся поверх-
ностей требуется смазка большей вязкости, так как для создания
жидкостного трения необходима такая толщина смазывающего
слоя, которая покрыла бы неровности обработки деталей. С повы-
шением рабочей температуры трущейся пары и окружающей
среды вязкость масла понижается и условия жидкостного трения
нарушаются, поэтому следует применять тем более вязкое масло,
чем выше температура. Наоборот, в зимнее время целесообразно
применять масла пониженной вязкости.
При работе в запыленной среде рекомендуется применять
масла повышенной вязкости (чаще всего консистентные смазки),
так как наблюдается ускоренное загрязнение смазки механиче-
скими примесями.
Изложенные общие положения о влиянии главных факторов
на выбор смазки не являются исчерпывающими и требуют коррек-
тирования в зависимости от конкретных условий работы машины.
Вязкость масла определяется по формуле
у50 = 1,1/С фЛт1О® сст,
где у50 — кинематическая вязкость при 50° С, сст\ К — коэффи-
циент; Рт — удельное давление в зоне контакта трущейся по-
верхности подшипника и цапфы, кПсм*', v — окружная скорость,
м!сек\ ф — относительный зазор в подшипнике*; hm — минималь-
ная толщина масляного слоя.
Значения К выбираются в зависимости от отношения длины
вкладыша к диаметру цапфы и двойной толщины минимального
масляного слоя к радиальному зазору % = -у2- в подшипнике
(табл. XVIII.4). ”
Минимальная толщина масляного слоя определяется
hm = + Rzt + 0,5 (бф, + S#t) + hx мм,
где Rzi и Rzt — соответственно высота неровностей трущихся
поверхностей цапфы и вкладыша (ГОСТ 2789—59); и 6<pt —
♦ Sp—радиальный зазор; d — диаметр цапфы.
480
Таблица XVI11.4
Значения коэффициента К
1 d Значения К при X
0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 0,50
0,8 1,65 1,75 1,90 2,10 2,30 2,50 2,75 3,00 3,20
1,0 1,35 1,50 1,60 1,75 1,90 2,10 2,20 2,30 2,40
1,5 1,05 1,10 1,15 1,25 1,35 1,50 1,60 1,65 1,70
допускаемые отклонения геометрической формы цапфы и вкладыша
(овальность, конусность и др.) по ГОСТу 10356—63; hx — прогиб
и перекос упругой линии вала на длине вкладыша.
Марки масел определяют по табл. XVII 1.5.
Таблица XVIII.5
Консистентные смазки для подшипников скольжения
Удельная нагрузка, кГ/см* Окружная скорость, м/сек Предельная рабочая температура, °C Наименование и марки масел
65 0,5—5,0 55 120 75 НО 60 75 до +100 Солидол УС-2 (Л) Консталин УТ-1 Солидол УС-3,1-13 Для прокатных станов ИП1-Л или ИП1-3 УС-1 (пресс-солидол) и металлур- гическая № 10 УТ-2 (консталин) и ЦИАТИМ-201
<65 <0,5
До Ю 10—65 <1
Правильный выбор смазочных материалов имеет особое зна-
чение для приборов, обладающих малыми движущими моментами.
Для таких видов опор лучшим смазочным материалом являются
жидкие масла, которые образуют прочную смазочную пленку,
имеют небольшое внутреннее трение и хорошо отводят тепло.
3. СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Смазочные устройства подразделяются по роду смазки — для
жидкой и консистентной.
Различают индивидуальный и централизованный способы
смазки. По времени действия смазка разделяется на периодиче-
31 Н. А. Спицын и др, 481
скую и непрерывную. Подача смазки к трущимся парам может
осуществляться без принудительного давления (вследствие силы
тяжести масла или капиллярных свойств фитиля) и под принуди-
тельным давлением (при помощи насоса). По характеру работы
системы смазки подразделяются на проточные и циркуляционные.
В проточной системе отработавшее масло не возвращается к тру-
Рис. XVIII.4. Схемы устройств для смазки опор
щимся парам, в циркуляционных же системах масло исполь-
зуется многократно. Существуют также смешанные системы
смазки, которые характеризуются наличием в машине и той, и
другой систем.
Проточная индивидуальная система без принудительного дав-
ления применяется в узлах трения машин и приборов периоди-
ческого действия, когда поданная через отверстие или масленку
доза достаточна для заданного цикла работы. В этих случаях для
ввода смазки служат отверстия с раззенковкой (рис. XVII 1.4, а).
При этом для смазки отверстий с диаметром до 3,5 мм приме-
няются шприцы или мембранные масленки.
482
Эти системы применяются для трущихся пар, работающих
непрерывно или с незначительными перерывами (сюда относятся
фитильные масленки, масленки с игольчатым дросселем, ролики,
находящиеся в масляной ванне, и др.). Для предотвращения по-
падания в канал грязи применяются устройства с шариком и
пружиной (рис. XVIII.4, б) или с крышкой (рис. XVIII.4, в).
Непрерывная подача жидкого масла к трущимся поверхностям
может быть осуществлена с помощью фитильной масленки
(рис. XVIII.4, г) или смазочных колец (рис. XVIII.4, д), которые
применяются в узлах трения машин. Такое кольцо свободно
подвешено на цапфу вала и погружено в масляную ванну. При
вращении цапфа увлекает с собой кольцо, благодаря чему масло
попадает на цапфу и, растекаясь, смазывает ее.
Конструктивные соотношения системы для свободно-кольце-
вой смазки подшипников скольжения в зависимости от диаметра
цапфы (рис. XVIII.4, е) устанавливаются по равенствам
t = -5- при D = 25 4- 40 мм
t = » D = 45 4- 65 мм
D
t = > D = 70 -г 300 мм
о
В проточных индивидуальных системах с принудительным
давлением до 2 ат смазка осуществляется распылением масла
сжатым воздухом. Такие системы получили распространение
в пневматических устройствах для смазки узлов с вращательным
и возвратно-поступательным движением, а также для смазки бы-
строходных подшипников с небольшими радиальными и осевыми
усилиями. Эти системы смазки применяются в труднодоступных
местах, где по конструктивным особенностям нельзя применять
циркуляционную систему (например, в суппортах токарных,
расточных и других станков).
Циркуляционная многоточечная система жидкой смазки без
давления применяется в различных узлах машин при горизонталь-
ном расположении валов и шпинделей. Масло подается насосом
в распределительные резервуары или отсеки, а оттуда поступает
к трущимся деталям.
Циркуляционная многоточечная система под давлением ис-
пользуется для смазки деталей в труднодоступных местах с вер-
тикальным расположением валов и в закрытых корпусах.
Основными преимуществами циркуляционных систем смазки
являются надежность современной подачи масла, экономичность
расхода смазки и возможность установления контрольных при-
боров. Циркуляционная система смазки под давлением, создавае-
мым насосом, через дозирующие устройства и распределители
является наиболее совершенной, экономичной и надежной.
31
483
Подача консистентных мазей осуществляется с помощью кол-
пачковой (рис. XVIII.5, а) или поршневой (рис. XVIII.5, б)
масленок. В резервуары этих масленок набивается густая мазь
(солидол или тавот), затем повертыванием колпачка или переме-
щением поршня смазка вытесняется к трущимся поверхностям
В ответственных узлах машин применяются различные с
стемы централизованной подачи
мым насосом (рис. XVII 1.6,
поз. 2).
В процессе работы машин
и механизмов качество сма-
зочного материала ухудшает-
ся и наступает момент, когда
оно становится непригодным
и должно быть заменено
свежим. Ухудшение качества
смазки под давлением,
создав;
Рис. XVIII.6. Схемы смазки автомобиль-
ного двигателя:
/ — плавающий сетчатый фильтр; 2 — масля-
ный насос; 3 — маслорадиатор; 4 — фильтр
грубой очистки; 5 — фильтр тонкой очистки
Рис. XVIII.5. Масленки для кон-
систентной смазки
смазки по содержанию механических примесей, кислот, топлива
и воды наиболее вредно отражается на трущихся парах.
Особенно неблагоприятны условия работы масла в двигателях
внутреннего сгорания, где масло подвергается воздействию вы-
соких температур, интенсивно окисляется кислородом воздуха
и вступает в контакт с продуктами неполного сгорания топлива.
Кроме того, масло загрязняется механическими примесями, по-
падающими из воздуха, и продуктами износа работающих деталей.
Во избежание загрязнения масла механическими примесями
большинство двигателей оборудуется сетчатыми фильтрами
(рис. XVIII.6, поз. /), масляными фильтрами грубой (рис. XVIII.6,
поз. 4) и тонкой очистки (рис. XVII 1.6, поз. 5).
484
При загустевании масла его подогрев осуществляется с по-
мощью маслорадиатора (рис. XVII 1.6, поз. 3). Для предотвраще-
ния быстрого ухудшения качества масла и удлинения срока его
рлужбы, а следовательно и его экономии, должна быть обеспечена
’частота емкостей (картеров, коробок, резервуаров), в которые
уливают масло, а также произведена смена фильтров в строго
ггановленные сроки.
В некоторых механических системах (например, центрифугах,
текстильных машинах и др.) необходимы весьма высокие скорости
вращения деталей. Использование для этих условий опор и сма-
зок распространенных типов сопряжено с большими трудностями.
Интенсивный износ элементов деталей, являющийся следствием
трения, отражается на точности
взаимодействия звеньев и снижает
надежность и долговечность высо-
коскоростных устройств. Для этих
условий работы могут быть при-
менены специальные аэростатиче-
ские и аэродинамические опоры,
в которых в качестве смазки ис-
пользуется воздух или газ, нагне-
таемый компрессором или самой
цапфой. При этом сопротивление
Рис. XVII 1.7. Схема подшипника
с воздушной смазкой
от трения слоев воздуха во много
раз меньше по сравнению с жидкостным трением.
На рис. XVII 1.7 изображена схема подшипника с воздушной
смазкой. Воздух под давлением Ра подается в радиальные камеры/,
разделенные уступами 2. При нагружении цапфа вала становится
эксцентрично относительно втулки, и уступы закрывают выход
воздуха из камер, к которым приблизилась цапфа, благодаря чему
давление в них возрастает и нагрузка уравновешивается. Важным
элементом системы смазки являются специальные устройства,
дающие возможность наблюдать за уровнем масла в резервуаре,
подачей масла по трубам, температурой трущихся пар и давле-
нием масла в смазочной системе.
Контрольные устройства разделяются на устройства с визуаль-
ным наблюдением и автоматическими сигналами, подающимися
на пульт управления. К визуальным устройствам относятся:
1) указатели уровня масла (круглые или удлиненные), встраи-
ваемые в масляный резервуар, а также указатели поплавкового
типа. Такие указатели могут быть встроены в дно резервуара мас-
ленки или корпус маслораспределителя. Они могут быть регули-
руемыми и нерегулируемыми; 2) ртутные термометры; 3) мано-
метры.
К автоматическим контрольным устройствам относятся:
1) реле автоматического контроля уровня масла (в пределах
уровней масла 60—500 ммУ, 2) реле автоматического контроля
485
подачи масла (рассчитанное на противодавление масляного по-
тока от 0,8 до 6 кПсм*\ при давлении ниже 0,8 кПсм2 происходит
срабатывание реле); 3) термометры, расположенные у ответствен-
ных трущихся пар; 4) реле автоматического давления масла
(с давлением от 1 до 2 кПсм? или от 2 до 6 кПсм2).
Масляные системы дорогостоящих машин снабжаются блоки-
ровочными устройствами между двигателями масляного насоса
и главного привода, во избежание аварии вследствие возможности
пуска машины в ход при выключенном масляном насосе.
Глава XIX
СМАЗКА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Правильный выбор смазывающего материала и системы смазки
является одним из решающих факторов, обеспечивающих работо-
способность, долговечность и надежность подшипникового узла.
При этом значение смазки возрастает с усложнением условий
работы, увеличением нагрузки и скорости. Смазка подшипников
качения предназначена для: а) снижения трения скольжения
в упругом контакте тел качения с кольцами, а также уменьшения
трения тел качения в отверстиях сепаратора и трения массивного
сепаратора о направляющий бортик кольца; б) уменьшения из-
носа трущихся поверхностей до доступно минимальных величин
и уноса образовавшихся продуктов износа с целью предохранения
подшипника от заедания; в) распределения и отвода тепла от
рабочих элементов подшипника, что важно при высоких скоро-
стях вращения, так как с ростом скорости увеличивается работа
трения и, следовательно, повышается тепловыделение; г) предо-
хранения от коррозии путем консервации на длительное хранение;
д) защиты подшипников от попадания в них загрязнений, а
иногда обеспечение сохранения герметичности; е) уменьшения
шума при работе;
Выбор марки смазывающего материала и системы смазки сле-
дует производить с учетом назначения агрегата, скорости враще-
ния, условий, эксплуатации, конструкции и габаритов подщип-
никового узла, точности подшипников, требований надежностй
смазочной системы, наличия общей системы смазки изделия
и др. Смазка должна удовлетворять следующим требованиям:
а) высокая адсорбционная способность по отношению к металлу
и достаточная грузоподъемность масляной пленки, особенно для
тяжелонагруженных подшипников, при вязкости, обеспечива-
ющей пониженное сопротивление вращению; б) сохранение вы-
сокой химической и физической стабильности при значительном
486
перепаде высоких и низких температур; в) устойчивость к ра-
диационному облучению и к химически агрессивным средам;
г) отсутствие механических и вредных для подшипника химиче-
ских примесей; д) наименьшие токсичность, пожаро- и взрыво-
опасность; е) обеспечение надежной смазки при наименьшем
расходе смазочного материала.
2. ВИДЫ СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
Смазочные материалы делятся на три группы: консистентные
(густые) смазки; жидкие масла различной вязкости и твердые или
сухие смазки. Выбор того или иного смазочного материала зави-
сит от назначения машины или механизма и эксплуатационных
условий их работы. Выбор смазки определяется областью приме-
нения подшипников: а) подшипники, работающие при больших
нагрузках; б) подшипники, работающие при больших скоростях
вращения; в) чувствительные подшипники; г) подшипники, ра-
ботающие при резком нарушении температурного режима.
Консистентные смазки представляют собой минеральные
масла, загущенные мылами. Наиболее употребляемые из них
изготовлены на кальциевой, натриевой, кальциево-натриевой,
а также металлической основе, и загущены алюминиевыми,
магниевыми и другими мылами. Кальциевые смазки — солидолы
применяют в условиях влажной среды при температуре +65° С
и выше. При расплавлении они теряют свои смазывающие свой-
ства и не восстанавливают их после охлаждения. Натриевые
смазки типа консталина выдерживают большие температуры и
после расплавления и охлаждения приобретают свои смазыва-
ющие свойства.
В последнее время широкое распространение также подучили
смазки, представляющие смеси силиконовых жидкостей с мине-
ральными маслами и загустителями (церезином, литиевыми или
натриевыми мылами).
Консистентные смазки, применяемые для высокоскоростных
подшипников качения, приведены в табл. XIX. 1.
Качество смазок определяется ГОСТом или ТУ. К этим показа-
телям относятся: пенетрация, определяющая мягкость или твер-
дость смазки; температура каплепадения, характеризующая обра-
зование первой падающей капли нагреваемого небольшого ко-
личества смазки; вязкость, зависящая от температуры, и опреде-
ляемая скоростью истечения смазки из капиллярной трубки под
определенным давлением; предел прочности, т. е. предельное
напряжение сдвига слоев смазки; коллоидная стабильность, уста-
навливающая способность смазки сопротивляться выделению из
него масла; химическая стабильность; термическая стабильность;
зольность; антикоррозионные свойства; испаряемость; содержа-
ние свободных щелочей, кислот, механических примесей и др.
487
Таблица XIX.1
Консистентные смазки для подшипников качения
Наименование смазки Температура, °C Область применения
ЦИАТИМ-221 ЦИАТИМ-221С От —60 до +150 От —60 до +200 Приборные и высокоскорост- ные подшипники
Силиконовые типа ОКБ-122-7 От —60 до +120 Приборные и высокоскорост- ные подшипники с высокими удельными нагрузками
Достоинства консистентных смазок: а) высокая работоспособ-
ность при малых скоростях вращения и высоких удельных дав-
лениях, температурах и перегрузках; б) длительный срок службы;
в) хорошая способность удержания на смазываемой поверхности
и надежное сохранение смазочного слоя; г) простота конструкции
систем смазки; д) возможность применения более простых уплот-
нений; е) малый расход смазочного материала.
Недостатки консистентных смазок: а) меньшая стабильность
свойств по сравнению с жидкими маслами; б) большое сопротивле-
ние вращению при низких температурах и выплавление при
высоких; в) затрудненные условия замены отработавшей смазки;
г) потеря жидкой фазы за счет высыхания и сепарирования при
действии центробежных сил.
Жидкие масла, наиболее часто употребляемые для смазки под-
шипников качения, по способу получения делятся на две группы:
минеральные, получаемые при переработке нефти, и синтетические
(диэфирные, полиалкиленгликолевые, фторуглеродные, силиконо-
вые). Синтетические масла по сравнению с минеральными имеют
лучший индекс вязкости и застывают при более низких темпера-
турах. Смазочные свойства масел последовательно улучшаются
от силиконов, имеющих наихудшие показатели, до нефтяных,
диэфирных, полиалкиленгликолевых и .фторуглеродных.
В табл. XIX.2 приведены некоторые наиболее употребляемые
масла для подшипников качения.
Качество жидких масел определяется ГОСТом или ТУ. К этим
показателям относятся: вязкость; кислотное число; зольность;
термоокислительная стабильность или способность масла сопро-
тивляться превращению в лаковую пленку; моющие свойства;
коррозионность; водорастворимые кислоты и щелочи; механиче-
ские примеси; температура вспышки в открытом тигле; темпера-
тура застывания, или температурный предел подвижности.
Преимущества смазочных масел по сравнению с консистент-
ными смазками следующие: а) возможность восприятия больших
488
Таблица Х1Х.2
Жидкие масла для подшипников качения
Наименование масла Температура, °C Область применения
Велосит Л, ГОСТ 1840-51 Вазелиновое Т, ГОСТ 1840-51 От —25 до +110 От —20 до +125 Для механизмов, работаю- щих с малой нагрузкой и вы- сокой скоростью вращения, ти- па веретен, шпинделей, элек- тродвигателей и т. п.
МВП, ГОСТ 1805—51 От -60 до +120 Подшипники приборов, ра- ботающих при низких темпе- ратурах с малыми нагрузками и высокими скоростями вра- щения
Индустриальное-12, ГОСТ 1707—51 Индустриал ьное-50, ГОСТ 1707—51 От —30 до +165 От —20 до +200 Подшипники тихоходных тяжелонагруженных машин
Авиационные типа МС-14, МС-20 и др. ГОСТ 1013-49 От —30 до +200 От —18 до +225 Тяжелонагруженные под- шипники авиационных двига- телей
Трансмиссионные, ГОСТ 542—50; 3781—53; 4002—53 От —20 до +180 Тяжелонагруженные под- шипники автотракторных ме- ханизмов
Типа ОКБ-122-14 От —60 до +120 • Подшипники приборов и аг- регатов, работающих при ма- лых нагрузках, высоких ско- ростях вращения и больших перепадах температур
ВНИИПП 50-1-4Ф МРТУ № 38-1-164—65 От —60 до +200 Подшипники агрегатов, ра- ботающих со средними нагруз- ками и сверхвысокими скоро- стями вращения
удельных нагрузок при высоких скоростях вращения; б) лучший
отвод тепла от трущихся элементов; в) сравнительно низкий коэф-
фициент внутреннего трения между слоями масла; г) высокая
работоспособность при больших перепадах рабочих температур;
д) возможность отвода продуктов износа из подшипника; е) боль-
шая стабильность свойств, чистота и сопротивляемость разло-
жению; ж) простота замены и дозаливки масла.
К недостаткам жидких масел можно отнести: а) сложность
создания уплотняющих устройств; б) необходимость специальных
325 489
масляных полостей и механизмов подачи масла к подшипникам;
в) сложность обслуживания механизмов; г) повышенные пожаро-
и взрывоопасность.
Твердые смазки, как правило, применяются в подшипниковых
узлах с чрезвычайно высокими температурами или там, где ис-
пользование обычных смазочных материалов невозможно, напри-
мер в вакууме, и т. п. Твердые смазки в основном разделяются
на структурные смазки, протекторные смазки, мыла, химически
активные смазки, огнеупорные материалы, керамики, стекло
и др.
К структурным смазкам относятся графиты, дисульфид мо-
либдена (MoS2), тальк, слюда и др., обладающие смазочными
свойствами благодаря слоистой структуре кристаллической ре-
шетки, и вещества, обладающие низким сопротивлением сдвигу
АС1, CuCl, Agl.
Основа смазочного действия этих смазок заключается в за-
мене трения поверхностей трением между слоями структурной
смазки. Наиболее часто в подшипниках качения используют
графит, обеспечивающий хорошее смазывание во влажном воз-
духе, но не применимый в сухом кислороде и азоте, а также ди-
сульфид молибдена, который, наоборот, плохо смазывает во влаж-
ном воздухе.
Нанесение этих материалов на трущиеся поверхности произ-
водится напылением или натиранием, часто с применением связу-
ющих, например: графит—металлические порошки—смолы; ди-
сульфид молибдена—серебро и т. п.
Особенностью протекторных смазок является их способность
к равномерному и минимальному износу. Нанесенные в виде
пленки на трущиеся поверхности, они постепенно изнашиваются,
но предохраняют от истирания основные трущиеся поверхности.
При высоких нагрузках, скоростях и температурах применяют
металлы: золото, серебро, галлий, индий, свинец, цинк и др. Для
более легких условий используют полимеры (смолы) и пластмассы,
иногда с твердыми добавками типа графита и дисульфида молиб-
дена. В последнее время появились сообщения о применении
в качестве твердых смазок сульфидов, селенидов, теллуридов,
т. е. соединений на основе Ti, Zr, Th, С, S, Se, Те. Они сохраняют
стабильность температуры до 1000° С и выше.
Мыла применяют в виде готовых твердых смазок и соединений,
образующихся на поверхностях в результате взаимодействия
жирных кислот и металла в процессе работы. Эти загущенные
соединения иногда применяются в смеси с дисульфидом молибдена
(литиевые смазки), но в подшипниках качения используются
редко, так как они слабоработоспособны при высоких темпера-
турах.
Химически активные смазки добавляются к жидким маслам
в качестве противозадирных присадок. Они, взаимодействуя
490
с трущимися поверхностями, могут образовать смазочный слой.
Например, газообразный сероводород при 300° С образует с ме-
таллом, содержащим молибден, дисульфид молибдена. Аналогич-
ными свойствами обладают фосфаты, хлориды и другие окисли-
тели.
Применение в качестве твердых смазок нитрида бора, окиси
свинца, стекла и др. пока еще не вышло из стадии эксперимента.
3. СИСТЕМЫ СМАЗКИ
Существуют два способа смазки подшипников: единовремен-
ная закладка (иногда с периодической заменой) смазки, и проточ-
ная система с многочисленными конструктивными разновидно-
стями.
Смазка, осуществляемая единовременной закладкой конси-
стентной смазки, применяется для малогабаритных, среднеско-
ростных подшипниковых узлов или в тяжелонагруженных тихо-
ходных узлах. В последнем случае чаще всего применяют
подшипники с защитными металлическими шайбами или уплотне-
ниями, препятствующими выбросу смазки из подшипника. В та-
ких узлах смазка не выполняет функций охлаждения, а постепен-
ный нагрев приводит к ее коксованию. Поэтому такие узлы тре-
буют интенсивного внешнего охлаждения. Конструкция самого
подшипника также должна соответствовать наилучшему сохране-
нию смазки и целесообразной подачи ее к трущимся элементам.
Зачастую в кольцах таких подшипников выполняют канавки,
способствующие сохранению смазки и попаданию ее на рабочие
поверхности, а на наружном диаметре массивных сепараторов
подшипников более крупных габаритов делают кольцевые про-
точки, являющиеся резервуарами для накопления смазки и по-
степенной ее подачи на рабочие поверхности. Количество смазки
в подшипнике, как показывают эксперименты, не должно превы-
шать х/3 внутреннего свободного пространства, так как избыток
ее мешает вращению и выталкивается из подшипника, особенно
высокоскоростного [66]. В общем машиностроении часто при-
меняют закладку консистентной смазки с периодической ее
заменой при помощи различных устройств типа пресс-масленок
[67], [88].
В последнее время применяется консистентная смазка с перио-
дической добавкой улетучивающейся во время работы жидкой
фракции.
Наибольшее распространение получили различные системы
смазки жидким маслом. Эти системы приспособлены к определен-
ным условиям эксплуатации подшипникового узла и должны
обеспечивать надежное смазывание на разнообразных, наиболее
вероятных режимах работы подшипника. На рис. XIX. 1 по-
казаны наиболее простые системы смазки, применяемые при
491
сравнительно небольших числах оборотов dCDn = 2* К^ч-бх
X 10е мм об/мин. Во всех этих системах особое внимание следует
обращать на выбор количества подаваемого масла.
Заполнение полости подшипника маслом (метод окунания)
применяется в редукторах и узлах станков (рис. XIX.1, а). Уро-
вень масла при этом не должен превышать центра тела качения,
занимающего нижнее положение. Во время работы вращающиеся
детали подшипника захватывают масло
и распределяют его по всем поверхно-
стям. При вертикальном расположении
вала часто применяют такую систему:
в масло, залитое в масляную полость,
опущен конусный разбрызгиватель, ко-
торый при вращении вала подает масло
к подшипнику. Маслоотражающее коль-
цо, установленное за подшипником,
протягивает его через подЩипник и
отбрасывает к периферии, где имеются
маслосливные отверстия. Сливные
отверстия должны быть устроены
так, чтобы гарантировать непопа-
дание отработавшего масла снова
Рис. XIX. 1. Простые системы смазки подшипников
непосредственно в подшипник, а слив его сначала в масляную
полость для отстоя и охлаждения.
Для более ограниченной или дозированной подачи масла
в подшипники могут быть использованы системы капельной по-
дачи масла (рис. XIX.1, б). Их общее преимущество заключается
в том, что при такой системе подачи масла можно допустить боль-
шие скорости вращения. Подача масла из масленки (рис. XIX.1, б)
осуществляется небольшими каплями, причем конструкция до-
492
пускает регулировку частоты каплепадения. Капельная смазка
за счет опускающегося фитиля (рис. XIX.1, в), хотя и лишена
возможности точной регулировки расхода масла, но обладает
способностью фильтрации. Обе эти системы смазки должны пре-
дусматривать надежный дренаж отработавшего масла и последо-
вательное (постоянное) или время от времени заполнение масля-
ной полости (масленки) необходимым количеством нового масла.
Циркуляционная система смазки жидким маслом применяется
благодаря интенсивному теплоотводу. Однако это система тре-
бует специальных маслопрокачивающих устройств, в качестве
которых используют шестеренча-
тые или лопастные насосы.
Известно, что температурный
режим при циркуляционной смазке
зависит от скоростного параметра
dcpn, величины нагрузки и коли-
чества подаваемого масла. При
этом наивыгоднейшие условия со-
здаются при отношении количества
в)
Рис. XIX.2. Системы смазки подшипников циркуляционного типа
масла, могущего пройти через подшипник У2, к количеству масла,
подаваемого к подшипнику \ = 1,2—1,7.
Подачей масла через вертикальные отверстия в корпусе соз-
даются затрудненные условия прохода масла через подшипники.
Поэтому наиболее эффективным является подача масла жиклером
(рис. XIX.2, а). Особое значение имеет угол направления струи
масла. Отверстие жиклера должно подавать масло непосредственно
в зазор между сепаратором и бортиком кольца подшипника. Это
интенсифицирует прохождение масла через подшипник и значи-
тельно снижает его температуру. Последние исследования про-
цесса подачи масла жиклером показали, что основной причиной
повышения температуры и крутящего момента является скорость
вращения подшипников, а величина подачи масла и нагрузки
оказывают лишь второстепенное влияние.
493
Для подачи масла непосредственно к внутреннему кольцу
подшипника, являющемуся более напряженным по температур-
ному режиму, применяют систему, показанную на рис. XIX.2, б.
Масло через отверстие в валу и радиальные отверстия во внутрен-
них кольцах подшипников поступает непосредственно к трущимся
поверхностям. Эта система также может работать на использова-
нии центробежных сил.
Особые трудности возникают при смазке скоростных сдвоен-
ных подшипников. При подаче масла с одной стороны пары оно
с трудом достигает крайнего противоположного торца второго
подшипника, и он работает в режиме масляного голодания.
Поэтому целесообразно применять промежуточные кольца,
в одном из которых выполнены двусторонние наклонные жик-
леры, направляющие масло в оба подшипника пары одновременно
(рис. XIX. 2, в).
Наибольший интерес представляют системы смазки жидким
маслом и в замкнутых объемах. Широкое распространение полу-
чила фитильная система смазки. Здесь одновременно используется
капиллярность и разность гидростатических давлений в масляной
полости и в месте контакта фитиля с валом. Фитиль, соприкасаясь
с валом, непрерывно подает масло; при вращении вала масло
центробежной силой срывается с него и разбрызгивается в по-
лости между подшипниками. Этот способ смазки представляет
собой простую автономную систему, применяемую в быстроход-
ных подшипниковых узлах, требующих дозированной подачи
масла при ограниченном весе и габаритных размерах агрегата.
Кроме того, фитиль очищает масло от посторонних веществ, осе-
дающих в маслосборнике. Это важно при смазке подшипников
сверхвысокого класса точности С и СА, для работы которых по-
сторонние частицы размером даже менее 0,001 мм представляют
опасность.
Значительным преимуществом фитильной системы смазки яв-
ляется обеспечение бесперебойной подачи масла при любом изме-
нении положения подшипникового узла в пространстве, но она
не гарантирует достаточное проникновение масла в подшипники,
не регулирует подачи количества масла в единицу времени. Кроме
того, при сверхвысоких скоростях вращения фитиль имеет склон-
ность к засаливанию, образованию лаковой пленки и подгоранию.
Наиболее часто используют войлочный фитиль, который доста-
точно однороден по плотности и имеет примерно одинаковую
пористость в обоих направлениях. Поэтому фитиль обеспечивает
одинаковую подачу масла как по длине, так и в поперечном на-
правлении и может работать, соприкасаясь с валом и боковой
и торцевой поверхностью. Укладка фитилей в месте касания
с валом производится в виде вытянутой по поверхности вала
петли или фитили обвивают вокруг вала с небольшим углом
касания.
494
На рис. XIХ.З показана также конструкция наконечника для
торцевого касания фитиля, имеющая то преимущество, что при-
жим фитиля к валу постоянно осуществляется тарированной
пружиной. Это особенно важно для фитильной системы смазки,
так как от силы прижатия фитиля зависит температура в месте
его касания с валом и соответственно температура подшипников.
На рис. XIX.4 показаны зависимости роста температуры на-
ружного кольца подшипника от температуры фитиля в месте
касания с валом, с увеличением числа оборотов. Сплошной линией
показана температура фитиля в месте касания с валом, штрихо-
Рис. XIX.3. Фитильная
смазка
Рис. XIХ.4. Зависимость темпера-
туры наружного кольца подшип-
ника от температуры фитиля в ме
сте касания его с валом
вой — наружного кольца подшипника. Кривые 1 определяют тем-
пературу при фитилях с большей силой прижатия. Они значи-
тельно больше, чем температуры при фитилях с меньшей силой
прижатия (кривые 2). При подаче масла войлочным фитилем
с окружной скоростью поверхности вала до 8 м!сек масло посту-
пает в незначительном количестве. С увеличением окружной ско-
рости подача масла постепенно возрастает при 25 м!сек, фитиль
начинает интенсивно подавать масло, которое скапливается в по-
лости между подшипниками. Скопившееся масло захватывается
валом, перемешивается и нагревается.
Для обеспечения интенсивной циркуляции масла через под-
шипники необходимо за подшипником устанавливать масло-
отражательные кольца, которые, вращаясь с валом, выполняют
495
роль вентилятора, создающего разрежение на торцах корпуса
подшипников. Это одновременно способствует, созданию необхо-
димой разности давлений между масляной полостью и полостью
подшипников для обеспечения гидростатического напора.
Наилучшие показатели, которые были получены при испыта-
нии подшипниковых узлов с войлочными фитилями, следующие:
при скорости вала и = 25 м!сек и температуре в месте контакта
фитиля с валом 100° С срок службы составил 1500 ч; при и —
= 85 м!сек и температуре —150° С срок службы оказался рав-
ным 25 ч. После разборки подшипникового узла обнаружено, что
фитили находились в удовлетворительном состоянии.
Исследование работоспособности войлочных фитилей, приме-
нявшихся в подшипниковых узлах в течение 6—7 лет эксплуата-
ции и хранения, показало их полную пригодность для дальней-
шего использования.
Шнековая система смазки отличается тем, что на вращаю-
щемся валу ротора нарезаны винтовые канавки,. направление
которых согласуется с вращением ротора. Винтовые канавки соз-
дают разрежение в средней полости подшипникового узла, и
смазка из масляной полости поступает по жиклерам к шнекам.
Полости выхода жиклеров желательно разделять с целью созда-
ния равноценных условий для обоих подшипников. Шнеки интен-
сивно прокачивают масло через подшипники, поэтому в данной
системе смазки они играют вспомогательную роль. Существенным
недостатком шнековой системы смазки является: резкая зависи-
мость количества подачи масла от скорости ротора, от диаметра
выходного сечения жиклера, зазора между наружным диаметром
шнека и диаметром корпуса, а также от геометрии поперечного
профиля винтовой канавки.
При сравнительно небольших оборотах шнековая система
смазки работает недостаточно надежно из-за плохой подачи масла.
Чтобы устранить этот недостаток, в последнее время стали при-
менять комбинированную систему смазки: шнеки (иногда с жик-
лерами) и торцевые фитили. Фитили обеспечивают подачу масла
при малых оборотах, а жиклеры с изменением положения изде-
лия в пространстве интенсифицируют подачу масла на больших
оборотах.
Для сверхвысокооборотных подшипников часто применяют
систему подачи масла в виде масляного тумана, что является наи-
более современным методом. Использование воздушно-масляного
тумана в качестве смазки включает в себя очистку воздуха, регу-
лирование давления, получение собственно масляного ^тумана
и отвод (утилизация) отработавшей смеси. Основные преиму-
щества этой системы следующие: а) интенсивное охлаждение
подшипникового узла за счет подачи холодного воздуха; б) хоро-
шая проникаемость масляного тумана в узкие щели и каналы;
496
в) использование возникающего в подшипниках избыточного давле-
ния для создания препятствия проникновению в них посторонних
частиц; г) небольшой расход масла при хорошей смазываемости.
К недостаткам этой системы смазки относятся: а) относитель-
ная громоздкость аппаратуры для получения масляного тумана;
б) необходимость наличия чистого сухого воздуха или соответ-
ствующих фильтров; в) трудности отвода, сепарации или утили-
зации отработавшего масляного тумана.
Существуют системы масляного тумана, надежно работающие
при избыточном давлении от 0,25 ати с расходом масла 3—5 Г/ч.
Оптимальный расход масла при определенном давлении можно
регулировать.
Рис. XIX.5. Форсунка для смазки
масляным туманом
При этом для конкретной системы он определяется по наи-
меньшей установившейся температуре подшипников. Большое зна-
чение для работоспособности системы смазки масляным туманом
имеет величина распыленных частиц масла. Крупные частицы
обладают хорошей способностью смачивания, но плохой тран-
спортабельностью и склонностью к конденсации и скапливанию
масла в изгибах маслопроводов. Мелкие частицы хорошо тран-
спортируются, обладают лучшей проникаемостью, но хуже сма-
чивают трущиеся поверхности.
Исследованиями установлено, что частицы от 0,4 до 2 мк,
присутствующие в масляном тумане, достаточно хорошо тран-
спортируются со скоростью не более 2 м!сек практически без
конденсации. Крупные частицы порядка 5 мк конденсируются
уже при скорости 0,25 м!сек.
Представляет интерес система подачи масла через вал, в кото-
рой в результате инжекции, возникающей на выходе из форсунки,
установленной непосредственно к торцу вала, масло подается
в отверстие (рис. XIХ.5). При этом оно распыляется и в виде
масляного тумана через радиальные каналы под действием цен-
тробежной силы подается к подшипнику.
В последнее время получили применение конструкции под-
шипников, обеспечивающие самостоятельно без помощи допол-
нительных устройств прокачку масла (рис. XIX.6). Из наиболее
32 Н. А. Спицын и др. 497
известных назовем две следующие конструкции [66], [78]: под-
шипник, имеющий на противоположных бортиках наружного
и внутреннего колец дополнительные специальные маслоотража-
тельные буртики (рис. XIX.6, а), и подшипник с Z-образным сепа-
ратором (рис. XIX.6, б), имеющим на противоположных сторонах
наружного и внутреннего диаметров маслоотражательные буртики.
Масло поступает в подшипник через расширенный зазор между
внутренним кольцом и сепаратором. Затем масло за счет центро-
бежной "силы отбрасывается’ шариками к наружному кольцу.
в)
обеспечивающие
Рис. XIX.6. Конструкции подшипников,
прокачку масла
Выходу масла по буртику внутреннего кольца препятствует вну-
тренний маслоотражательный буртик, а возврату его в подающую
масло зону по буртику наружного кольца — наружный масло-
отражательный буртик. Масло, пройдя рабочие зоны подшип-
ника, выходит из него только с противоположной стороны
через расширенный зазор между наружным кольцом и сепара-
тором.
Существуют конструкции сепараторов, имеющих на одном из
центрируемых диаметров пазы, выполненные для облегчения
прохода масла через подшипник. Пазы могут быть прямолиней-
ными и в виде многозаходной спирали (рис. XIX.6, в). Последние
выполняют функции своеобразного насоса, помогая маслу посту-
пать в подшипник, проходить трущиеся поверхности и выходить
с обратной стороны.
Кроме описанных конструкций подшипников, получили рас-
пространение подшипники, включающие в конструкцию элементы,
изготовленные из самосмазывающихся материалов. Они работают
без смазки, но долговечность таких подшипников невелика, так
как смазка создается за счет постепенного износа сепаратора.
Признаками выхода сепаратора из строя служат увеличение шума
и резкое повышение температуры подшипникового узла, явля-
ющееся результатом предельного износа и накопления его про-
дуктов в подшипнике. Примером могут служить шарикоподшип-
ники с массивными сепараторами из фторопласта-4, фторопласта-40
с бронзой и специального маслянита. При скоростном параметре
498
<4рЛ = 40000 мм-об/мин ресурс таких подшипников может быть
доведен до 100 ч. При затрудненном теплоотводе, например в ва-
кууме, он падает в десятки раз. Иногда для работы на воздухе
применяют сепараторы из металлокерамических композиций,
наполненных фторопластом, дисульфидом молибдена или из по-
лиамидов с наполнителями. Перспективными являются компози-
ции АМАНа, разработанного на основе специальных смол с на-
полнителями. Для работы в вакууме лучшую работоспособность
дают композиции, включающие фторопласт+стекловолокно+ди-
сульфид молибдена, и эпоксидная смола+дисульфид молибдена
(более 40%), а также композиции на основе 70% Ag+20% фторо-
пласта+10% WSe2 или 75% серебра+25% WSe2.
При вращении шариков в гнездах самосмазывающего сепара-
тора происходит намазывание тонкой пленки, содержащей MoS2
полимера на поверхности контакта с переносом ее на желоба
колец. Первоначально эта пленка имеет разрывы и ложится на
рабочие поверхности в виде «островков», причем момент трения
подшипников в этот период значителен. По мере возникновения
на шариках и желобах неразрывной пленки происходит посте-
пенное снижение момента трения, достигающего наименьшего
значения после некоторого периода приработки, составляющего
при малых нагрузках на подшипник около 50 ч.
В случае самосмазывающих материалов на основе фторопласта
пленка содержит только последний, тогда как частицы MoS2
постелено выщелачиваются из пленки, толщина которой состав-
ляет около 1—3 мкм.
При дальнейшей работе подшипника на рабочих поверхностях
постепенно образуется более толстая пленка, причем неравно-
мерность ее толщины в различных точках увеличивается. С рабо-
чих поверхностей шариков и желобов начинают срываться не-
большие хлопья, состоящие из слабо адсорбированных и недоста-
точно прочно «прикатанных» к этим поверхностям участков пленки.
Эти хлопья частично выбрасываются из подшипника, частично же
застревают в зазорах между гнездами сепаратора и шариками,
причем за счет этих явлений момент трения в подшипнике неук-
лонно возрастает. Темп описанного процесса зависит от материала
сепаратора, его конструкции, величины зазоров, рабочей нагрузки,
скорости и характера внешней среды (глубины вакуума, наличия
внешних загрязнений и т. п.).
Через несколько десятков или сотен часов происходит закли-
нивание подшипника, которому обычно предшествует постепен-
ный рост температуры до момента полного заедания.
Разрушение сепараторов без стальной арматуры может на-
ступить в результате развития мелких технологических трещин,
характерных для таких хрупких материалов, как АМАН, или в ре-
зультате пластического деформирования, наблюдаемого в случае
применения фторопласта-4, ФН-202 и маслянита.
32* 499
Соотношение ресурсов, достигаемых при использовании само-
смазывающихся шарикоподшипников в атмосфере и в вакууме,
имеет большое значение для тех узлов, которые предназначены
для эксплуатации как в тех, так и в других условиях, особенно
если рабочие скорости относительно велики, а требуемая надеж-
ность близка к предельной, причем температура рабочего узла
повышена.
Рис. XIX.7. Сравнительные результаты стендовых испытаний шарикоподшип-
ников А36025ЮТ в атмосфере и в вакууме Ы0‘8 мм рт. ст.
Анализируя испытания приборных шарикоподшипников
А36025ЮТ, проведенные при числах оборотов от 10 000 до 25 000
в минуту в атмосфере и в вакууме 1 • 10"3 мм рт. ст., в условиях
повышенных температур (от 200 до 270° С) и небольших нагруз-
ках А — 0,8 кГ и R = 0,4 кГ, можно сделать важные выводы.
При использовании самосмазывающих сепараторов из АМАН-6
и АМАН-24 (производства ИНЭОС АН СССР) на различных ско-
ростных режимах в указанном диапазоне, их ресурс в вакууме
при повышенных температурах выше, чем долговечность при ра-
боте в атмосфере на 17—35% (рис. XIX.7). Очевидно, в атмосфере
имеет место возникновение окислов на рабочих поверхностях
шариков и желобов, самосмазывающие свойства которых ниже,
чем у полимерных пленок из АМАН, причем их появление сни-
жает адсорбционные свойства пленок, образующихся на этих
поверхностях. Применение теплопрочных сталей марок ЭИ347
и 9X18 для колец и шариков в значительной мере обеспечивает
5Э0
им необходимые физико-механические свойства в условиях ука-
занных температур.
Волнограммы колец и шариков, снятые на приборе «Тэлиронд»
[93], [95], [98], показывают, что к моменту образования на ша-
риках и кольцах стабильной неразрывной несущей пленки из
полимера, микронеровности их поверхностей сглаживаются. При
этом одновременно наблюдается значительное снижение момента
трения шарикоподшипников. При дальней-
шей работе наблюдается постепенное ухуд-
шение качества поверхностей за счет на-
липания продуктов износа сепаратора,
приводящее к повышению температуры и
заклиниванию подшипника.
Несущая способность твердых пленок
неодинакова. Это видно из сопоставления
результатов испытаний приборных шари-
коподшипников А36025ЮТ (рис. XIX.8)
при одном и том же режиме, но при ис-
пользовании одинаковых по конструкции
сепараторов из пяти различных самосма-
зывающих материалов.
Рис. XIX.8. Результаты
испытаний шарикопод-
шипников А36025ЮТ
со самосмазывающими се-
параторами из различных
материалов при п =
= 12 000 об/мин в атмо-
сфере
4. СМАЗКА ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ
подшипников
Практика эксплуатации высокоскоро-
стных шарикоподшипников показала, что
чем выше рабочие скорости и нагрузки,
действующие на их детали, тем большее
значение приобретает смазка как фактор,
обеспечивающий отбор и отвод тепла от
быстронагревающихся элементов подшипника. Отсюда возникло
широкое применение следующих методов одновременной смазки и
охлаждения подшипников: 1) смазка масляным туманом для лег-
конагруженных опор быстроходных валов и шпинделей; 2) фи-
тильная смазка (при невозможности использования других спосо-
бов подачи масла); 3) струйная смазка с распылением масла сжа-
тым воздухом или центробежным распылением для валов с боль-
шими нагрузками; 4) смазка масляным туманом при одновре-
менном водяном охлаждении корпуса подшипника; 5) струйная
форсуночная смазка тяжелонагруженных быстроходных шарико-
подшипников с циркуляцией, фильтрацией и водяным охлажде-
нием масла. Подача масла может осуществляться через отверстие
в кольце на желоб при обеспечении интенсивной регулируемой
прокачки и особенно интенсивного отсоса масла из корпуса.
Выбор вида и способа подачи масла. Смазка и ее применение
зависит в значительной мере от линейной скорости контактиру-
501
ющих тел качения и от величины контактных напряжений. На
рис. XIX.9 представлена диаграмма, связывающая факторы
<jmax (кГ/см2) и dcpn (мм-об/мин) с видом смазки. Общеизвестно,
что при малых нагрузках и высоких скоростях маловязкие масла
(МВП, индустриальное-12, трансформаторное и т. п.) обеспечи-
вают меньший прирост температуры от работы трения, чем масла
значительной вязкости (брайсток, цилиндровое 11, МС-14, МС-20
и т. п.). Однако при больших нагрузках в сочетании с высокими
Рис. XIX.9. Диаграмма для выбора
режима смазки высокоскоростных ша-
р и ко подши п и и ков:
скоростями, особенно при зна-
чительных рабочих температу-
рах, когда вязкие масла разжи-
жаются, а некоторые легкие
масла достигают температуры
вспышки, можно ориентиро-
ваться на более вязкие сорта
масел. При больших прокачках,
когда основной задачей смазки
является отбор тепла от под-
шипника, применение масел
меньшей вязкости обеспечивает
относительно меньшую рабочую
температуру подшипников.
При грубой оценке предела
быстроходности различных сма-
зок по параметру (dn) можно
/ — консистентные смазки; //—минераль-
ные масла; /// — масляный туман; /—пе-
реход к прокачке масла; 2 — граница ка-
пельной смазки; 3 — граница фитильной
смазки
ориентироваться на установ-
ленные ЭНИИППом скоростные
пределы (d^n), мм-об/мин
Обычные рыночные сорта консистентных смазок, в том
числе синтетические смазки........................ 300 000
Лучшие сорта высокоскоростных консистентных сма-
зок (при заполнении свободной емкости на х/8) 450 000
Фитильная и капельная масленочная смазки маловяз-
кими минеральными маслами .......................... 600 000
Смазка масляным туманом............................ 1 200 000
Прокачка масел надлежащей теплостойкости и вяз-
кости в количествах, соответствующих тепловыде-
лению подшипника и рабочей температуре окружа-
ющей среды ......................................до 1 800 000
Смазка масляным туманом. Масляный туман является сравни-
тельно новым эффективным методом смазки высокоскоростных
подшипников. Он заключается в пульверизации масла струей
сжатого воздуха с подводом масляно-воздушной смеси к подшип-
никовым узлам по трубопроводам. Смазка масляным туманом
рекомендуется для быстроходных подшипников, работающих при
малых и средних нагрузках.
502
Простейшая сеть индивидуального питания состоит из после-
довательных ступеней: а) компрессорная установка для получения
сжатого воздуха; б) фильтр-осушитель для осушения и очистки
воздуха от механических частиц и влаги; в) редукционный клапан
для регулировки давления сжатого воздуха, подаваемого в рас-
пылитель; г) распылитель масла, где происходит образование
масляного тумана (рис. XIX.10); д) узел потребителя (например,
электрошпиндель). Здесь масляный туман конденсируется при
проходе сквозь мелкие от-
верстия перед подшипни-
ком и в виде более круп-
ных капель осаждается на
смазываемых поверхно-
стях.
Обычно вся аппаратура
объединяется в один ком-
плект, чаще всего состоя-
щий из фильтра-осушите-
ля, регулятора давления
с манометром и распыли-
теля.
При групповохм пита-
нии масляный туман из
распылителя поступает не
непосредственно к потре-
бителю, а в распредели-
тельную коробку, откуда
он по трубопроводам рас-
ходится к потребителям.
Оптимальными усло-
виями при смазке масля-
Рис. XIX. 10. Схема распылителя для полу-
чения масляного тумана в опорах электро-
шпинделей с п — 12 000 об/мин-.
/ — регулирующий винт; 2 —- мембрана; 3 —ме-
таллическая сетка; 4 — дроссельный клапан;
5—фильтр для очистки воздуха; 6 — стеклянный
стакан для масла на 0,5 л; 7—-масляный фильтр;
8 — винт для регулировки концентрации масля-
ного тумана
ным туманом можно счи-
тать: а) расход масла от 0,4 до 1,5 Г/ч на один подшипник с диа-
метром отверстий (d) соответственно от 5 до 50 мм. Необходимый
расход масла на один подшипник можно определить по формуле
q = (0,4 + 0,02) d, Г/ч,
б) давление воздуха в распылителе 0,3—0,5 ати и расход его
0,5—0,6 м3/ч; в) диаметры «конденсатора» и трубопровода соот-
ветственно 1,5—2 и 8—10 мм.
Фитильная смазка. Применение масляного тумана повышает
вес и габариты агрегата, что не всегда допустимо, поэтому в не-
которых узлах приходится возвращаться к фитильной смазке.
Фитильная смазка применяется в быстроходных подшипнико-
вых узлах, требующих дозированной подачи масла, при этом фи-
тиль выполняет роль надежного фильтра, обеспечивая очистку
масла от посторонних веществ, оседающих в маслосборнике.
503
Фитильная смазка обеспечивает подсос и распыление масла в не-
больших количествах.
Фитильная подача масла может выполняться различно. Масло
может подаваться к подшипникам фитилем из резервуара, нахо-
дящегося над подшипником. Чаще фитиль располагают так, чтобы
он прилегал к конусной шайбе, распыляющей при своем вращении
подсасываемое фитилем масло, при этом иногда применяют пру-
жинку, поджимающую фитиль к конусу-распылителю. Фитили
могут быть также использованы для смазки вертикальных валов.
Конец фитиля опирается на шайбу, вращающуюся вместе с валом,
и прикрывающую подшипник сверху. Недостатком фитильной
смазки является незначительная и труднорегулируемая подача
масла, а также засорение фитилей. В некоторых узлах успешно
комбинируют фитильную смазку с центробежной подачей масла,
причем фитиль является как бы страхующим элементом на случай
перерыва подачи центробежной смазки в моменты запуска, оста-
новки вращения или при случайном прекращении подачи центро-
бежной смазки.
Смазка центробежным распылением. Одним из эффективных
способов подачи смазки к подшипникам является подача масла
центробежным распылением через отверстие в валу. Масло перио-
дически заливается в канал торца шпинделя через отверстие
в торцевой крышке. Масло всасывается в отверстие вследствие
наличия разрежения в канале, просверленном в вале, и выбрасы-
вается центробежной силой через радиальные отверстия.
Испытания подшипников с центробежной смазкой производи-
лись при окружных скоростях валов v = 204-50 м/сек, варьируя
диаметры выходного отверстия. При этом употреблялись следую-
щие сорта масел: а) вазелиновое масло 7 сст при 50° С; б) веретен-
ное масло 21 сст при 50° С; в) машинное масло 47 сст при 50° С.
Испытания показали полную пригодность данного метода
смазки при указанных выше пределах скоростей.
Струйная форсуночная смазка. Тяжелонагруженные высоко-
скоростные подшипники имеют значительное тепловыделение,
а поэтому главной задачей смазки в этом случае является интен-
сивный теплоотвод. Для таких подшипников рекомендуется про-
качка больших количеств масла с форсуночным его распылением
перед подшипником (рис. XIX. 11). При особо высоких скоростях
вращения рекомендуется дополнительно к смазке форсунками
подавать смазку через вал под внутреннее кольцо подшипника,
что обеспечивает выравнивание температуры между кольцами, со-
хранение посадок и неизменность величины зазора в подшипнике.
Температурный режим и тепловыделение в подшипниках суще-
ственно зависят от значения параметра dn, от величины осевой
нагрузки и количества подаваемой в подшипник смазки. Сравни-
тельно меньшее влияние на тепловыделение оказывают радиаль-
ная нагрузка и вязкость смазки.
504
На температуру подшипника в значительной мере влияет
отношение количества прошедшего через подшипник масла к ко-
личеству масла, выходящему из корпуса подшипника со стороны
подачи Vv Наиболее низкая температура подшипника достигается
при= 1,2-М,7, при высоких значениях параметра величину
1 V2
отношения следует принимать ближе к нижнему пределу.
~ 1 V2
Отношение зависит от угла наклона струи к оси подшип-
ника в плоскости, перпендикулярной к его торцу, и проходящей
Рис. XIX. 11. Варианты конструкций подшипниковых узлов форсуночной смазки:
а — с подводом масла через наружное кольцо; б — с подводом масла с торца
подшипника
через ось подшипника, от давления масла и числа оборотов под-
шипника.
Оптимальный угол наклона струи к оси подшипника 15°.
С повышением давления доля смазки, прошедшая через подшип-
ник, возрастает, а с увеличением числа оборотов — снижается.
Поэтому с ростом значения параметра dcpn давление смазки не-
обходимо повышать. При значении параметра 0,7-10e<dn<
< 1 • 10е мм-об!мин давление смазки должно быть не менее
3,5 кПсм\ а при dn 1,5-10е мм-об/мин, — не менее 5 кПсм*.
Величина оптимальной прокачки смазки зависит от числа
оборотов подшипника, его размера и величины нагрузки, воспри-
нимаемой подшипником. Увеличение прокачки смазки ниже опти-
мального количества вызывает значительное повышение нагрева
подшипников. Трение в подшипнике, а следовательно, и его тем-
пературу можно снизить путем обеспечения максимально свобод-
ного выхода из подшипника смазки.
Зависимость оптимальной прокачки масла от значения пара-
метра dn и радиальной нагрузки определяется следующим урав-
нением:
и0 = а + 1,9- 10"edn,
505
где v0 — оптимальная прокачка смазки, л!мин', d — диаметр
отверстия подшипника, мм', п — число оборотов в минуту; а —
параметр, зависящий от величины радиальной нагрузки, л/мин.
В табл. XIX.3 приведено значение параметра а.
Для узлов, работающих при повышенных и высоких темпера-
турах, создано много сортов новых теплостойких консистентных
смазок ЦИАТИМ-201, ЦИАТИМ-203, ОКБ-122-2, ОКБ-122-7
и др.
Существенное влияние на охлаждение оказывает циркуляция
масла. От характера циркуляции потока жидкой смазки в под-
Рис. XIX.12. Сравнительные результаты
испытания роликоподшипников с тремя
различными методами базирования сепа-
ратора
шипнике зависит величина
гидродинамического сопро-
тивления вращению подшип-
ника, а следовательно, и его
Таблица XIX.3
Значение параметра а
Величина радиаль- ной нагрузки, кГ а, л/мин
Менее 100 1
От 100 до 500 1,5
От 500 до 1500 2
Более 1500 2,5
предельное число оборотов. Обтекание маслом рабочих поверхно-
стей подшипника будет не одинаково при базировании сепаратора
по бортам наружного или внутреннего колец подшипника.
При базировании сепаратора по наружному кольцу масло
поступает через широкое отверстие и лучше смазывает (на выходе)
направляющие борты колец, чем при базировании сепаратора по
внутреннему кольцу, когда вход масла в подшипник затруднен,
а облегченный сброс масла не всегда гарантирует проникновение
его ко всем поверхностям трения.
При базировании сепаратора по наружному кольцу снижается
износ сепаратора и уменьшается температура внутреннего кольца
подшипника, хотя и несколько увеличивается плечо сил трения
скольжения сепаратора по направляющим бортам (в данном слу-
чае наружного кольца), однако работа сил трения при этом не
увеличивается. Базирование сепаратора по наружному кольцу
содействует также уменьшению деформации его под действием
центробежных сил.
На рис. XIX. 12 показаны сравнительные результаты испытаний
роликоподшипников с различным движением потока масла соот-
506
ветственно трем методам базирования сепараторов (/ — по бор-
там внутреннего кольца; 2 — по бортам наружного кольца; 3 —
при безбортовом наружном кольце с базированием сепаратора по
дорожке качения). Из сравнительных испытаний до разрушения
=>0,35
Коптим
Рис. XIX. 13. Схемы подшипников
с сепараторами, облегчающими смаз-
ку: а — высокоскоростной четырехто-
чечный шарикоподшипник; б — роли-
коподшипник с сепаратором
видно, что у подшипника с базированием сепаратора по бортам
наружного кольца предельные числа оборотов выше, а рабочие
температуры ниже, чем у такого же подшипника с базированием
Рис. XIX. 14. Изменение температуры внутреннего и наруж-
ного колец по времени при консистентной смазке и смазке
масляным туманом (по данным ГДР):
--------консистентная смазка; — —-------смазка масляным ту-
маном; tgK— температура внутреннего кольца; iH к— температура
наружного кольца
507
сепаратора по внутреннему кольцу. Следовательно, у варианта 3
роликоподшипника гидродинамическое сопротивление, которое
встречает протекающий по подшипнику поток масла, является
наименьшим.
Представляет интерес конструкция высокоскоростного че-
тырехточечного шарикоподшипника для гидродинамических пере-
дач (рис. XIX.13, а). Его преимущества: а) легкий и жесткий
сепаратор со смазочными и разгрузочными канавками, направ-
ляемый бортами наружного кольца; б) легкость входа масла под
2- 40-
1 10 100 1000 10000 100000
О - пропачка, см3/час
Рис. XIX.15. Влияние прокачки масла на темпера-
туру подшипников и момент трения (по Арвиду и
Пальмгрену)
сепаратор и легкий сброс избытка масла; в) наличие канавки
в средней плоскости желоба, облегающей шлифовку.
На рис. XIX. 13, б показан роликоподшипник, у которого
для облегчения выхода потока масла на сепараторе предусмотрены
фрезерованные канавки по оси роликов. Испытания показали, что
предельное число оборотов такого подшипника выше, чем одно-
типного роликоподшипника обычной конструкции, следовательно,
циркуляция масла происходит здесь легче.
Существенное влияние на повышение температуры подшипни-
ков оказывают материал сепаратора, вид смазки, скорость ее
прокачки и др. На рис. XIX. 14 показан график прироста темпе-
ратуры высокоскоростных шарикоподшипников при работе с кон-
систентной смазкой. Влияние прокачки масла на температуру
подшипников и момент трения характеризуется рис. XIX. 15.
ЛИТЕРАТУРА
1. Аба нов Л. В., Альшиц И. Я-, Бердичевский Я. Г.
и др. Подшипники жидкостного трения прокатных станов. М., Машгиз, 1955.
2. А л ь ш и ц И. Я-, Опарин Е. М. и др. Опыт применения двусерни-
стого молибдена в качестве смазочного материала. — «Труды III Всесоюзной
конференции по износу и трению в машинах». М., изд-во АН СССР, 1960.
3. Альшиц И. Я., Вержбицкий Н. Ф., Зоммер Э. Ф. Опоры
скольжения. М., Машгиз, 1958.
4. А ф а н а с ь е в П. А. Применение пластических масс в машинострое-
нии. М., Машгиз, 1961.
5. А х м а т о в С. А. Влияние профиля и физико-химических свойств тру-
щихся поверхностей на вид зависимостей сил трения от смазки.—«Труды I Все-
союзной конференции по трению и износу», т. II. М,, изд-во АН СССР, 1940.
6. Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., П е р е л ь Л. Я. Под-
шипники качения. М., «Машиностроение», 1967.
7. Б е л я е в Н. М. Применение теории Герца к расчету местных напря-
жений в точке соприкасания колеса и рельса.—«Вестник инженеров», 1917, № 12.
8. Белянчиков М. П. К вопросу о методике расчета радиально-
упорных шарикоподшипников.—«Технология подшипникостроения», 1956, № 12.
9. Б л о х и н Ю. И., Панфилов Е. А., Федосеев Н. М. Высо-
коскоростные совмещенные опоры. М., изд-во НИИНавтосельхозмаш, 1966.
10. Б о р и с е в и ч В. Н. Балансировка якорей малогабаритных элек-
трических машин. М., Машгиз, 1961.
11. Б о у д е н Ф. П., Т е й б о р Д. Трение и смазка. М., «Машинострое-
ние», 1960.
12. Б(р а г и н А. Н., Панфилов Е. А. Высокоскоростные подшип-
ники. скольжения с газовой смазкой. М., изд-во НИИНавтопром, 1966.
13. Б р а г и н А. Н., Панфилов Е. А. Некоторые особенности
динамической балансировки роторов, опирающихся на подшипники с газовой
смазкой. III Всесоюзная научно-техническая конференция по балансировочному
оборудованию и методам уравновешивания машин и приборов. Тезисы докладов.
Одесса, 1967.
14. Брейтуэйт Е. Р. Твердые смазочные материалы и антифрикцион-
ные покрытия. М., «Химия», 1967.
15. Вайнштейн В. Э., Трояновская Г. И. Сухие смазки
и самосмазывающиеся материалы. М., «Машиностроение», 1968.
509
16. В е й б у л л В. Усталостные испытания и анализ их результатов. М.
«Машиностроение», 1964.
17. В о л к о в П. Д. Влияние гранности и овальности шариков на вибра-
цию подшипников. — «Подшипниковая промышленность», 1961, № 1.
18. В о р о н и н Г. И., Брагин А. Н. Некоторые способы повышения
устойчивости роторов с газовыми подшипниками. Тезисы доклада на сове-
щании по газовой смазке подшипников. М., изд-во Института машинострое-
ния, 1968.
19. Воронков Ij>. Д. Подшипники сухого трения. Л., «Машинострое-
ние», 1968.
20. Г а л и н Л. А. О давлении твердого тела на пластинку.—«Прикладная
математика и механика», 1948, т. II, вып. 3.
21. Г о с т е в Б. И., 3 и л ь б е р т Ю. Я. Алюминиевый сплав АСМ
для тяжелонагруженных подшипников. М., Машгиз, 1959.
22. Глаголев Н. И. Работа сил трения и износ перекатываемых тел. —
«Труды III Всесоюзной конференции по трению и износу в машинах», т. II.
М., изд-во АН СбСР, 1960.
23. Давыдов А. П. Резиновые подшипники в машиностроении. Л.,
«Машиностроение», 1968.
24. Д е н ц е с А. И., Др у,ж инина А. В. Синтетические смазочные
масла. М., Гостоптехиздат, 1958.
25. Де р я г и и Б. В. Что такое трение. М., изд-во АН СССР, 1963.
26. Д и н н и к А. Н. Удар и сжатие упругих тел. —«Известия Киевского
политехнического института», Киев, 1949.
27. Д у б и н и н А. Д. Энергетика трения и износа деталей машин. Киев,
Машгиз, 1963.
28. Д ь я ч к о в А. К- Подшипники скольжения. М., Машгиз, 1958.
29. Ж е в т у н о в В. П. Выбор и обоснование функций распределения
долговечности подшипников качения. — «Труды ВНИИП», 1966, № 1.
30. Жуковский Н. Е., Чаплыгин С. А. О трении смазочного
слоя между шипом и подшипником. — «Труды отделения физических наук об-
щества любителей естествознания», 1904, т. 13.
31. Захаров С. М. Гидродинамические режимы смазки подшипни-
ков дизеля 2Д100. — «Вестник ЦНИИ железнодорожного транспорта», 1965,
№ 2.
32. Зоммерфельд А. К. К гидродинамической теории смазки. (В кн.
«Гидродинамическая теория смазки»). ГТТИ, 1934.
33. И ш л и н с к и й А. Ю. Трение качения. —«Прикладная математика
и механика», 1938, вып. 2.
34. Исследование кинематики трехточечных подшипников. М., ЭНИИПП,
1956, отчет № 3064.
35. К а м е р о н А. Теория смазки в инженерном деле. Пер. с аигл. под
ред. В. К. Житомирского. М., Машгиз, 1962.
36. К а п и ц а П. Л. Гидродинамическая теория смазки при качении.—
ЖТФ, 1955, т. 25, вып. 4.
37. К е с т н е р О. Е. Исследование мышьяково-кадмиевых баббитов.
Сб. научно-иссл. и опытных работ ЦГИНцветмет, 1935.
510
3$. к И л ь че вс к и й Н. А. О распределении напряжений и дефор-
маций при контактном сжатии двух упругих цилиндров, касающихся вдоль
образующих. (В Сб. «50 лет Киевского политехнического института»). Киев,
1948.
39. Ковалев М. П., Сивоконенко К. М. Опоры приборов.
М., «Машиностроение», 1968.
40. К о д н и р Д. С. Расчет грузоподъемности подшипников скольжения.—
«Труды ЦНИИТмаш», 1948, кн. 23.
41. К о д н и р Д. С. Контактно-гидравлическая теория смазки. Куйбышев,
обл. кн. изд-во, 1963.
42. К о д н и р Д. С., М е д в и н с к и й М. Д., Зоммер Э. Ф. Новый
метод и аппаратура для исследования подшипников скольжения. — «Вестник ма-
шиностроения», 1955, № 3.
43. Конвисаров Д. В. Трение и износ металлов. М., Машгиз, 1947.
44. Коровчинский М. В. Теоретические основы работы подшипни-
ков скольжения. М., Машгиз, 1959.
45. К р а г е л ь с к и й И. В. Трение и износ. М., Машгиз, 1962.
46. К р а г е л ь с к и й И. В., Щ е д р о в В. С. Развитие теории о тре-
нии. М., изд-во АН СССР, 1956.
47. Красковский Е. Я., Третьяков А. В., Яковлев В. Ф.
Экспериментальное исследование сопротивления при качении. — «Вестник маши-
ностроения», 1965, №11.
48. Кудинов В. А. Гидродинамическая теория полужидкостного тре-
ния. (В кн. «Труды III Всесоюзной конференции по .трению и износу в маши-
нах»). М., изд-во АН СССР. 1960.
49. К у з н е ц о в В. Д. Физика твердого тела. Томск, изд-во «Красное
Знамя», 1947.
4 50. К у н'и н И. А. Гидродинамическая теория смазки упорных подшип-
ников. Новосибирск, Сибирское отд. АН СССР, 1960.
51. Ларин Т. В. Об оптимальной твердости элементов пары треиия
«колесо—рельс». — «Вестник ЦНИИ МПС», 1965, №3.
52. Лившиц 3. Б. Некоторые вопросы вибрации и воздушного шума
подшипников качения. — «Подшипниковая промышленность», 1962, № 3.
53. Л у р ь е А. И. Некоторые контактные задачи теории упругости. —
«Прикладная математика и механика», 1941, т. 5, вып. 3.
54. М а к у ш и н В. М. Основы современных методов расчета на прочность
в машиностроении (гл. XVI «Деформация и напряженное состояние деталей
в местах Контакта»). М., Машгиз, 1950.
55. М а ш н е в М. М., Красковский Е. Я., Хотин Б. М. Рас-
чет и проектирование механизмов приборов, счетно-решающих устройств и ма-
шин. Л., «Машиностроение», 1965.
56. М и р з о е в Р. Г. Пластмассовые детали машин и приборов. М.—Л.,
«Машиностроение», 1965.
57. М и х е е в И. И., Попов Г. И. Смазка заводскрго оборудования.
(Справочное пособие). М., «Машиностроение», 1967.
58. Мусхелишвили Н. И. Некоторые основные задачи математи-
ческой теории упругости. Изд. 4-е. М., изд-во АН СССР, 1954.
511
59. Народецкий М. 3. Об одной контактной задаче. ДАН, 1943,
т. XL № 6.
60. Народецкий М. 3. К выбору посадок колец подшипников каче-
ния. — «Инженерный сборник», 1947, т. III, вып. 2.
61. Народецкий М. 3. К задаче Герца о соприкасании двух цилин-
дров. ДАН, 1947, т. VI, № 5.
62. Н а р о д е ц к и й М. 3. Растяжение квадратной пластинки, ослаблен-
ной круговым вырезом в центре. — «Инженерный сборник», 1953, т. XIV.
63. Н а р о д е ц к и й М. 3. Об одной задаче плоской теории упругости,
разрешаемой в замкнутой форме.—«Сообщения АН ГрузССР», 1947, т. XIX,
№ 3.
64. П а в л о в Б. В. Вертикальные балансировочные станки. М.—Л.,
Машгиз, 1963.
65. П а н ф и л о в Е. А. Некоторые особенности вибрации и уравновеши-
вания высокоскоростных роторов. (В сб. «Уравновешивание машин и приборов».
Под ред. В. А. Щепетильникова). М., «Машиностроение», 1965.
66. П а н ф и л о в Е. А., Блохин Ю. И. Исследование работоспособ-
ности высокооборотных шарикоподшипников. — «Подшипниковая промышлен-
ность», 1964, № 2.
67. Панфилов Е.А. Исследование фитильной системы смазки высоко-
скоростных подшипниковых узлов. — «Подшипниковая промышленность», 1964,
№ 4.
68. П а н ф и л о в Е. А., Т о р м о з о в а Л. Б. Комплексная стандартиза-
ция высокоскоростных подшипников качения. «Стандарты и качество», 1967, №9.
69. П а п о к К. К. Смазочные масла. Изд. 2-е, перераб. и доп. М., Обо-
ронгиз, 1962.
70. П е т р о в Н. П. Новая теория трения. (В сб. «Гидродинамическая
теория смазки»). ГТТИ, 1934.
71. Пи неги н С. В. Работоспособность деталей подшипников. М.,
Машгиз, 1949.
72. П и н е г и н С. В. Гидродинамические явления внутри игольчатого
подшипника. — «Подшипник», 1937, № 5—6.
73. П и н е г и н С. В. О прочности и износостойкости деталей подшипни-
ков качения. — «Вестник машиностроения», 1958, №3.
74. П и н е г и н С. В. О механизме качения при силовом контакте упру-
гих тел. Контактная прочность машиностроительных материалов. Изд-во «Наука»,
1964.
75. П и н и В. Е. Исследование работы подшипников качения в узлах локо-
мотивов.— «Труды ЦНИИ железнодорожного транспорта», 1965, вып. 295.
76. П л а т о н о в В. Ф. Особенности расчета подшипников из капрона.
Изд-во ЛДНТП, 1959.
77. Подшипники с газовой смазкой. Под ред. Н. С. Грессема и Дж. У. Пау-
элла. М., изд-во «Мир», 1966.
78. Подшипники качения. (Справочное пособие). Под ред. Н. А. Спицына
и А. И. Спришевского. М., Машгиз, 1961.
79. П о п о в и ч Б. Г., Р о ш е т В. А. Регулировка осевой игры в под-
шипниках качения. — «Вестник машиностроения», 1958, Ns 5.
512
80. П о р т у г а л о в а А. А., Спицын Н. А. Подшипниковые узлы
высокоскоростных приводов. М., Машгиз, 1948.
81. «Проектирование гидростатических подшипников!. Сб., М., «Машино-
строение», 1967.
82. Р е й н о л ь д с О. Гидродинамическая теория смазки и ее примене-
ние к опытам Тауэри. (В Сб. «Гидродинамическая теория смазки»). ГТТИ,
1934.
83. Р е ш е т о в Д. Н. Совместное действие на шариковые подшипники
радиальной и осевой нагрузок. — «Подшипник», 1939, № 10—11.
84. С а в е р с к и й А. С. Смазка масляным туманом. М., изд-во
ЦИНТИмаш, 1961.
85. С а х о н ь к о И. М., К о н т е р Л. Я., Пискарева В. Г. Ис-
следование контактной выносливости на машинах МКВ-К. «Труды ВНИИПП»,
1966, № 4.
86. Сивоконенко И. М., Явленский К. Н. Влияние вибра-
ций на величину момента сил трения в опорах. — «Труды Ленинградского ин-
ститута авиационного приборостроения», 1963, вып. 40.
87. С к о р ы н и н Ю. В. Надежность и долговечность опор подвижных
систем приборов. Минск, изд-во «Наука и техника», 1965.
88. Смазка высокоскоростных шарикоподшипников, М., изд-во НИИавто-
пром, ОНТЭИ ВНИПП, 1967.
89. С п и ц ы н Н. А., Цы пл янова Н. С., Денисова В. В. Экс-
периментальное исследование высокоскоростных шарикоподшипников. — «Труды
ВНИПП», 1964, № 1.
90. С п и ц ы н Н. А. Подшипники качения. Энциклопедический справоч-
ник, т. 2., М., Машгиз, 1961.
91. Спицын Н. А. Шарикоподшипники для предельно высоких ско-
ростей.— «Подшипниковая промышленность», 1961, №4.
92. С п и ц ы н Н. А. Поверочный расчет особобыстроходных радиально-
упорных шарикоподшипников. —«Подшипниковая промышленность», 1962, №6.
93. С п и ц ы н Н. А. Пути улучшения качества и долговечности подшип-
ников качения. — «Труды ВНИИПП», 1962, № 1 (29).
94. С п и ц ы н Н. А. Развитие конструкций и применение высокоскорост-
ных приводов на подшипниках качения за рубежом. М., изд-во ЦИНТИмаш,
1961.
95. Спицын Н. А. Оценка предельной быстроходности подшипников
качения. — «Подшипниковая промышленность», 1962, № 3.
96. С п и ц ы н Н. А., А т р а с С. R Основные факторы, ограничивающие
предельную быстроходность шарикоподшипников. — «Подшипниковая промыш-
ленность», 1965, № 1.
97. С п и ц ы н Н. А. Высокоскоростные подшипники. — «Вестник маши-
ностроения», 1964, № 9.
98. С п и ц ы н Н. А., Цып л янова Н. С., Денисова В. В. Экс-
периментальное исследование высокоскоростных шарикоподшипников. — «Труды
ВНИИПП», 1964, № 1.
99. С п р и ш е в с к и й А. И. Износ подшипников качения. Подшипники
качения. (Справочное пособие). М., Машгиз, 1962.
EL 33 Н. А. Спицын и др. 513
100. Толстой Д. М., Вейц В. Л. Новое в теории трения. М., «Наука»,
1966.
101. Т р е й е р В. Н. Теория и расчет подшипников качения. Л., ОНТИ,
1936.
102. Труды семинара по вопросам прогрессивных методов шлифования и
доводки деталей подшипников качения. М., изд-во ВНИПП, 1964.
103. Хрущов М. М., Бабичев М. А. Исследование изнашивания
металлов. М., изд-во АН СССР, 1960.
104. Ц и п к и н Б. В. Метод расчета подшипников качения с учетом ра-
диального зазора. — «Вестник машиностроения», 1951, № 5.
105. Чернявский С. А. Подшипники скольжения. М., Машгиз, 1963.
106. Шейнберг С. А. Газовая смазка подшипников скольжения.
В Сб. «Трение и износ в машинах», № VIII). М., изд-во АН СССР, 1953.
107. Шейнберг С. А. Виброустойчивость подшипника с газовой смаз-
кой.— «Вестник машиностроения», 1961, № 6.
108. Шерман Д. И. Об одной задаче теории упругости. ДАН, 1940,
т. XXVIII, № 9.
109. Шерман Д. И. Плоская задача теории упругости со смешанными
предельными условиями. — «Труды Сейсмология, ин-та АН СССР», 1938, №88.
НО. Ш е р м а н Д. И. О напряжениях в весомой полуплоскости, ослаблен-
ной двумя круговыми отверстиями. — «Прикладная математика и механика»,
1951, т. XV, вып. 3,
111. Шитиков Б. В. Динамическая балансировка роторов. М., Транс-
желдориздат, 1951.
112. Ш т а е р м а н И. Я. Обобщение теории Герца местных деформаций
при сжатии упругих тел. ДАН, 1940, т. XXIX, № 3.
113. Ш т а е р м а н И. Я. Местные деформации при сжатии упругих кру-
говых цилиндров, радиусы которых почти равны. ДАН, 1940, т. XXIX, № 3.
114. Эминов Е. А., Ко зо ре зо в а А. А. Смазка оборудования
промышленных предприятий. М., изд-во «Химия», 1966.
115. Яковлев В. Ф., Красковский Е. Я., Аброси-
мов В. И. Экспериментальное исследование распределения удельных давле-
ний в подшипниках скольжения. — «Труды Ленинградского^института инжене-
ров жел.-дор. транспорта», 1963, вып. 201.
116. Н е г t z Н. Ober die Beriihrung fester elastischer Кбгрег., Y. Гйг Reine
und Angewandte Mathematik., 1881, Bd. 92.
117. Hertz H. Ober berfihzung fester elastischer Korper. Gesammelte
Werke, 1895.
118. Hertz H., Ober berfihzung fester elastischer Korper und fiber die
Harte. Gesammelte Werks, 1882.
119. Haag H. Eigenschaften und Anwendungsmoglichkeiten einiger neuerer
anorganischer Festschierstoffe, Haus Techn. Vortrageveroff, 1967, N 127, 29—47.
120. H a n а и H. Ball bearings for high speeds. Machine Design, 1956,
november 15.
121. Gray S. An accessory manufacturer’s approach to bearing and seal
development, Papers of the american Society of Mechanical Engineers, N 58.
LUB-10.
514
122. Lund J. W. The Hydrostatic Gas journal Bearing with journal Rota-
tion and Vibration. Trans. ASME. Journal of Basic Engineering. Ser. D., 1964,
vol. 86, N 2, june.
123. Matt R. S. High-Speed ball Bearings with jet-oil lubrication. Machine
Design, 1966, 27 oktober.
124. M e 1 d a u E. Einflub der Lagerluft auf die Druckvezteilung, die sta-
tische Fragfahigkeit und die Lebensdauer radial belasteter Walzlager. Konstruk.
1952, on. 4, H. 3.
125. M e 1 d a u E. Druckverteilung in Radial—Rillenkugelager Werkst
u Betrieb. 1954, 87, H. 2.
126. Me 1 d a u E. Die Druckverteilung in spielfreieu Walzlagern mit un-
verandlicheu Druckwinkel. VDI, 1943, 421.
127. M с к e e L. W. Ultra high speed ball bearings. Missile Design and
development, 1960, august.
128. M i 11 e r h a u z e r F., Suchanek V., Liebl X. Dinamische
Olver luste plastischer Schmiestoffe im Lager. Schmiertechnik, 1966, 13, N 3*
129. Methods employed forthe production of 20-microinch ball bearing. Machi
nery (Engl.), 1962, 100, N 2567.
130. P e r r e t H. Die Lagerluft als BestimmungsgroBe ftir die Beanspru
chung eines Walzlagers. Werkst. u Betrieb, 1950, 83, H. 4.
131. P г о t M. L’essai de fatigue sous charge progressive. Une nouvelle tech-
nique d’essai des materiaux. Revue de metallurgie, 1948, vol. 45, N 12.
132. Tamura A., T a n i g u c h i O. On the subgarmonic Vibration
of the order one-half coused by Passing Balls in a Ball Bearing. Bulletin of ISME,
1961, N 4, N 15.
133. Tipei N., Const ant i nescu V. N., Nica AL, Bita Э.
Lagare cu alunecare. Bucuresti, 1964.
134. W i r t e m b u r g R. Tiny precision bearings boost guidance sistem
reliability. Machiery (USA), 1961, 67, № 12. *
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие............................................... 3
Раздел первый
КИНЕМАТИКА
И СИЛОВОЕ ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ ОСЕЙ
И ВАЛОВ С ОПОРАМИ
Глава I. Валы и оси машин и приборов. Классификация опорных
частей................................................................ 6
1. Основные понятия и определения............................. —
2. Звенья и кинематические пары............................... 8
3. Оси и валы, их трущиеся части и опоры..................... 11
Глава II. Нагрузки на валы механических передач и реакции их опор 15
1. Краткие сведения о передачах в машинах и приборах .... —
2. Определение реакций опор валов механических передач ... 23
3. Опорные реакции валов с некруглыми колесами............... 34
4. Нагрузки на опоры в зависимости от степени уравновешен-
ности роторов................................................ 37
5. Основные характеристики опор и их классификация .... 44
Раздел второй
ОПОРЫ ТРЕНИЯ СКОЛЬЖЕНИЯ
Глава III. Конструкции и материал опор скольжения.................. 54
1. Конструкции и классификация подшипников и подпятников
скольжения................................................. 55
2. Материалы подшипников................................... 62
3. Пористые подшипники скольжения сухого трения.......... 75
Глава IV. Трение в опорах скольжения............................... 80
1. Виды трения ............................................. —
2. Расчет трения в опорах скольжения ...................... 86
3. Общие сведения о жидкостном режиме трения............... 91
4. Основы гидродинамической теории смазки.................. 95
5. Определение сопротивлений при жидкостном режиме трения 99
Глава V. Основы расчета опор трения скольжения.................... 104
1. Расчет опор сухого и граничного трения................... —
2. Гидродинамический расчет подшипников скольжения .... 113
516
3. Особенности расчета подпятников........................... 119
4. Основы расчета гидростатических опор ..................... 122
5. Конические и сферические опоры............................ 126
Глава VI. Опоры скольжения с газовой смазкой.......................... 131
1. Газодинамические подшипники............................... —
2. Газостатические подшипники............................. 136
3. Комбинированные газовые подшипники..................... 141
4. Вибрационные подшипники................................ 142
5. Преимущества и недостатки подшипников.................. 143
6. Материалы газовых подшипников.......................... 145
7. Проектирование подшипников с газовой смазкой........... 151
8. Некоторые технологические требования к изготовлению под-
шипников .................................................. 164
9. Примеры опор валов с газовой смазкой................... 166
Глава VII. Опоры трения упругости, магнитные и ртутные опоры . . 172
1. Конструкции и область применения упругих опор........... —
2. Расчет упругих опор................................... 176
3. Магнитные опоры ...................................... 180
4. Ртутные опоры ........................................ 181
Раздел третий
ОПОРЫ ТРЕНИЯ КАЧЕНИЯ
Глава VIII. Конструкции опор качения .............................. 184
1. Конструкции и классификация подшипников качения .... 185
2. Характеристика основных типов подшипников.............. 188
3. Материалы для подшипников......... ............... 207
Глава IX. Трение в подшипниках качения............................. 209
1. Природа трения качения.................................... —
2. Определение общего сопротивления при качении........... 214
3. Определение сопротивлений в подшипниках качения .... 217
4. Опытное исследование сопротивлений в подшипниках качения
и пути снижения энергетических потерь в них................ 226
Глава X. Основы расчета подшипников качения на долговечность 233
1. Принципы расчета долговечности подшипников качения ... —
2. Напряженное состояние в зоне контакта двух тел....... 235
3. Напряженное состояние подшипника качения............... 245
4. Эквивалентное напряжение и приведенная нагрузка...... 249
5. Число циклов нагружений в подшипнике качения........... 253
6. Формула расчетной долговечности ....................... 255
7. Выбор коэффициента работоспособности Со с учетом требуе-
мой надежности подшипника.................................... 258
Глава XI. Высокоскоростные подшипники качения 260
1. Основные параметры........................................ —
2. Конструкции высокоскоростных подшипников................ 265
3. Некоторые силовые соотношения в высокоскоростных шари-
коподшипниках .............................................. 269
4. Гироскопические эффекты в шарикоподшипниках при высо-
ких скоростях вращения..................................... 272
5. Методы оценки предельной быстроходности подшипников ка-
чения ..................................................... 276
6. Высокоскоростные роликоподшипники...................... 284
517
7. Основные принципы конструирования высокоскоростных ша-
рикоподшипников .......................................... 285
8. Выбор высокоскоростных шарикоподшипников.............. 289
9. Поверочный расчет радиально-упорного шарикоподшипника 293
10. Приборные подшипники качения.......................... 296
11. Области применения и пути совершенствования высокоско-
ростных шарикоподшипников.................................. 306
Глава XII. Совмещенные высокоскоростные опоры .................... 312
1. Формы конструкций совмещенных опор....................... —
2. Расчет опор . . . .'................................... 313
3. Сравнительная оценка опор ........................... 319
4. Совмещенные опоры в точном приборостроении............. 320
Глава XIII. Выбор подшипников качения ............................ 323
1. Общие указания о выборе подшипников .................... —
2. Определение основных величин для расчета подшипников по
критериям работоспособности............................... 324
3. Примеры выбора подшипников............................ 339
4. Особенности выбора подшипников качения по ISO TR4 . . . 346
Глава XIV. Конструкции подшипниковых узлов и их проектирование 349
1. Основные требования к подшипниковым узлам................ —
2. Методы осевой фиксации валов.......................... 350
3. Типовые конструкции подшипниковых узлов .............. 353
4. «Плавающие> валы, способы крепления подшипников .... 357
5. Опоры валов конических шестерен....................... 362
6. Зазоры в подшипниках качения ......................... 365
7. Виды нагружения и посадок колец подшипников качения . . . 368
8. Уплотнения подшипниковых узлов........................ 379
9. Подшипниковые узлы высокоскоростных опор.............. 386
10. Причины выхода из строя высокоскоростных опор....... 393
11. Искусственное охлаждение быстроходных шпинделей .... 394
12. Тепловое удлинение вала и устранение заклинивания под-
шипников качения........................................... 395
13. /Монтаж и демонтаж подшипников качения ............... 396
Раздел четвертый
НАДЕЖНОСТЬ
И ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ОПОР
Глава XV. Количественная оценка изнашивания элементов кинема-
тических пар......................................................... 400
1. Аналитический метод количественного анализа процесса из-
нашивания элементов кинематических пар......................... —
2. Изменение физико-механических свойств материала элемен-
тов кинематических пар и их сочетания........................ 406
3. Относительная износостойкость материала трущихся пар и
основные условия ее оптимизации ............................. 410
4. Матричный алгоритм образования разновидностей физико-
механических свойств материала трущихся пар упрочнением 415
5. Взаимная связь главнейших параметров долговечности эле-
ментов трущихся пар ......................................... 421
6. Допускаемые измерители изнашивания элементов кинемати-
ческих пар........................................... , . , 424
518
Глава XVI. Вероятность безотказной работы элементов кинематиче-
ских пар и опор ................................................... 428
1. Природа разрушения шарикоподшипников................ —
2. Исследование допустимых перекосов осей колец в однорядных
радиальных шарикоподшипниках........................... 431
3. Надежность и долговечность опор валов и осей....... 435
4. Надежность подшипников качения при высоких скоростях
вращения............................................... 442
5. Методы анализа надежности опор и их классификация . . . 445
6. Пути дальнейшего совершенствования подшипников качения 447
Глава XVII. Методы и средства испытаний подшипников качения на
долговечность...................................................... 451
2. Основные принципы испытаний подшипников на долговеч-
ность ..................................................... 453
3. Средства испытаний подшипников качения на долговечность 459
4. Об экспериментальной проверке методики испытаний под-
шипников качения на долговечность.......................... 464
Глава XVIII. Смазка подшипников скольжения......................... 469
1. Смазочные материалы и их свойства ........................ —
2. Выбор смазочных материалов.............................. 479
3. Системы смазки ......................................... 481
Глава XIX. Смазка подшипников качения ............................. 486
1. Общие требования.......................................
2. Виды смазочных материалов ............................
3. Системы смазки........................................
4. Смазка высокоскоростных подшипников...................
Литература
487
491
501
509