Проектирование деталей, узлов и механизмов

Важнейшими условиями надежной работы передачи являются параллельность валов и тщательное совмещение плоскостей звездочек.

Смазывание передач может быть периодическим (с помощью ручной масленки или капельным способом), а также непрерывным (окунанием в масляную ванну, циркуляционной струей от насоса и т. п.).

Периодическое смазывание допускается при скорости цепи < 6 м/с, масляная ванна при м/с и циркуляционное смазывание необходимо при > 8 м/с как для снижения интенсивности развития контактной коррозии, так и для охлаждения цепи.

Пример. Подобрать роликовую цепь для привода вала транспортера от двигателя и редуктора (рис. 23.8). Передаваемая мощность Р = 8 кВт, частота вращения вала транспортера (ведомой звездочки) п2 = 40 об/мин, частота вращения выходного вала редуктора (ведущей звездочки) п1 = 120 об/мин. Передача работает одну смену, смазывание капельное, нагрузка спокойная, натяжение цепи не регулируется.

Решение. 1. Определяем передаточное отношение и = n1/n2 = 120/40 = 3, находим число зубьев на ведущей звездочке z1 = 29 - 2и = 29 - 2 * 3 = 23 и число зубьев на ведомой звездочке

3 = 69.

2. Вычисляем коэффициент эксплуатации при следующих значениях частных коэффициентов (см. условия задачи и табл. 23.2): kрег = 1,25; kа= 1 (межосевое расстояние неизвестно); kд = kп = kсм = kреж= 1;

Рис. К расчету цепной передачи привода

3. По формуле (23.2) вычисляем шаг цепи при [ри] = 35 МПа

мм.

По ГОСТ 13568 -- 75 принимаем цепь с шагом t = 25,4 мм, диаметром валика dB = 7,95 мм и длиной втулки bо = 22,61 мм. Проекция опорной поверхности шарнира Аоп = 0,28 t2 = 0,28 (25,4)2 = 180,64 мм2.

4. Вычисляем скорость цепи

м/с.

5. Определяем окружное усилие

H.

6. Проверяем давление в шарнире FtK3 6837-1,25

МПа

Таким образом, принятая роликовая однорядная цепь удовлетворяет условию износостойкости.

7. Принимаем межосевое расстояние

а = 40t = 40* 25,4 = 1016 мм

и находим число звеньев цепи

Округляем до четного значения w = 128.

8. Определяем окончательное межосевое расстояние и стрелу провисания f= 0,02a = 0,02 * 1024 20 мм.

9. Находим усилия, действующие на вал:

Fr = 1,15Ft = 1,157863 Н.

ВАЛЫ, МУФТЫ, ОПОРЫ И КОРПУСА

Валы, муфты, опоры и корпуса являются поддерживающими, соединительными и несущими частями механических передач. Их прочность и жесткость часто существенно влияют на работоспособность передач.

Эти детали являются наиболее металлоемкими в объеме узла или машины в целом и от правильного конструирования их в значительной степени зависят масса и габариты проектируемой машины.

ГЛАВА 8. ВАЛЫ И ОСИ

8.1 Общие сведения

Для поддержания вращающихся деталей и для передачи вращающего момента от одной детали к другой (в осевом направлении) в конструкциях используют прямые валы в форме тел вращения, устанавливаемые в подшипниковых опорах.

Валы, передающие лишь вращающий момент от одной детали к другой, называют торсионными.

Обычно в передачах (зубчатых, ременных и др.) валы передают вращающий момент и воспринимают осевые и радиальные (поперечные) силы, вызывающие изгиб.

В зависимости от распределения нагрузок вдоль оси вала и условий сборки прямые валы выполняют гладкими (рис. 24.1, а) или ступенчатыми, близкими по форме к балкам равного сопротивления изгибу. Гладкие валы более технологичны и получают большое распространение в последние годы.

Реже встречаются валы, используемые лишь для поддержания вращающихся деталей и не передающие полезного вращающего момента. Такие валы называют осями.

Рис. Гибкий вал

В поршневых двигателях и компрессорах используют коленчатые валы, имеющие «ломаную» ось.

Для передачи вращающего момента между агрегатами со смещенными в пространстве осями входного и выходного валов применяют гибкие валы (рис. 24.2), имеющие криволинейную геометрическую ось при работе. Такие валы имеют высокую жесткость при кручении и малую жесткость при изгибе.

8.2 Конструкции и материалы валов и осей

Прямые валы и оси. Конструктивная форма зависит от нагрузок на вал и способа соединения вала с насаживаемыми деталями.

При высоких вращающих моментах и повышенных требованиях к центрированию применяют шлицевые соединения (см. гл. 33).

Для снижения напряжений на шлицевых участках валов целесообразно увеличивать внутренний диаметр шлицев на 15 - 20% по сравнению с диаметром вала.

Рис. 24.Э. Шлицевое (а) и шпоночное (б) соединения

Рис. 24.4. Сопряжения ступеней вала

При средних значениях вращающего момента и менее высоких требованиях к точности центрирования применяют шпоночные соединения. Если соединение (шлицевое или шпоночное) передает также осевое усилие, то насаженную на вал деталь (например, зубчатое колесо) фиксируют в осевом направлении с помощью буртика и резьбового соединения. Чаще буртик выполняют на гладкой части вала (см. рис. 24.3,6).

Соединение валов и насаживаемых деталей (колес, шкивов и др.) часто осуществляют с натягом (см. гл. 31). В таких соединениях диаметр подступичной части вала следует увеличивать на 5--10% против соседних участков для снижения напряжений в зонах концентрации (на краях соединения). Для посадки подшипников на валах делают упорные буртики или заплечики (рис. 24.4), их высота должна обеспечивать демонтаж подшипника и подвод смазочного материала. Переходные участки валов между соседними ступенями разных диаметров выполняют с полукруглой канавкой (для выхода шлифовального круга в процессе обработки, рис. 24.5, а) или радиусной галтелью.

Рис. Переходные участки валов

Рис. Фланцевые соединения валов с помощью срезных болтов (а) и торцовых шлицев и болтов (б)

Диаметры посадочных поверхностей (под ступицы колес, шкивов, звездочек и т. п.) следует выбирать из стандартного ряда посадочных размеров, а диаметры посадочных поверхностей под подшипники качения -- из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников.

В некоторых конструкциях применяют полые валы (см. рис. 24.1, в). Канал уменьшает массу вала, его часто используют для размещения соосного вала, деталей управления, подачи масла, охлаждающего воздуха и т. п.

Длинные валы выполняют составными. Соосные валы соединяют с помощью фланцев (рис. 24.6) или муфт (см. с. 419).

Технические условия на изготовление валов зависят от требований к конструкции. Обработку валов производят обычно в центрах.

Наиболее жесткие требования по точности геометрической формы предъявляются к шейкам валов, на которые устанавливают подшипники качения. Параметр шероховатости шеек назначают Ra = 0,32 1,25 мкм. Овальность и конусность мест посадки определяются допуском на диаметр шейки.

Для изготовления валов используют углеродистые стали марок 20, 30, 40, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, 18Х2Н4МА, 40ХН2МА и др., титановые сплавы ВТЗ-1, ВТ6 и ВТ9.

Выбор материала, термической и химико-термической обработки определяются конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации.

Так, быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф (посадочных хвостовиков валов), поэтому такие валы изготовляют из цементируемых сталей 12Х2Н4А, 18ХГТ или азотируемых сталей 38Х2МЮА и др. Валы-шестерни по этой же причине изготовляют из цементируемых легированных сталей марок 12ХНЗА, 12Х2Н4А и др.

Гибкие валы. Гибкий вал (см. рис. 24.2) состоит из сердечника 1, вокруг которого попеременно крестовой свивкой наматывают несколько слоев круглой стальной проволоки 2. Для защиты вала от внешней среды, удержания масла и безопасной эксплуатации вал размещен в металлическом рукаве 3. Концы гибкого вала соединены пайкой со специальной арматурой, имеющей резьбовые хвостовики. Эти хвостовики используют для соединения гибкого вала с жестким валом.

8.3 Расчет прямых валов на прочность и жесткость

Для обеспечения работоспособности валы и оси должны удовлетворять условиям прочности и жесткости.

Нагрузки на валы и расчетные схемы. Для расчета на прочность необходимо знать напряжения в сечениях вала от внешних нагрузок (постоянных и переменных), которые передаются от сопряженных деталей (зубчатых колес, шкивов и др.). Нагрузки рассчитывают (в редукторах, конвейерах, грузоподъемных устройствах и т. п.) или определяют экспериментально.

Рис Расчетные схемы валов

Если внешние нагрузки известны, то при расчетном определении внутренних силовых факторов в сечениях вал рассматривают обычно как балку, шарнирно закрепленную в жестких опорах (рис. 24.7, а). Такая модель формы вала и условий закрепления близка к действительности для валов, вращающихся в опорах качения. Если в одной опоре размещают два подшипника качения, то условную опору (опоры) размещают так, как показано на рис. 24.7, б. Для валов, опирающихся по концам на подшипники скольжения, условную опору располагают на расстоянии (0,250,3)l от внутреннего торца подшипника (рис. 24.7, в), что обусловлено смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствие деформаций вала и подшипника. Нагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине ступицы (рис. 24.7, г). Расчет и проектирование валов ведут по обычной трехэтапной схеме. На первом этапе (предварительный расчет) при отсутствии данных об изгибающих моментах диаметр вала приближенно можно найти по известной величине вращающего момента Т из условия прочности по заниженным значениям допускаемых напряжений при кручении

где T--вращающий момент, Нм; []к -- допускаемое напряжение на кручение, МПа для стальных валов; Р -- передаваемая мощность, кВт; п -- частота вращения вала, об/мин.

Иногда на этом этапе диаметр хвостовика вала принимают конструктивно (на основе практики проектирования) равным 0,8 --1,0 диаметра вала приводного двигателя.

Наименьший диаметр промежуточного вала принимают обычно равным внутреннему диаметру подшипника.

На втором этапе разрабатывают конструкцию вала, обеспечивая технологичность изготовления и сборки.

Далее, на третьем этапе производят проверочный расчет -- оценку статической прочности и сопротивления усталости вала.

На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке (с учетом динамических и ударных воздействий), повторяемость которой мала и не может вызвать усталостного разрушения (например, по нагрузке в момент пуска установки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, например, от неуравновешенности вращающихся деталей.

Так как валы работают в основном в условиях изгиба и кручения, а напряжения от осевых сил малы, то эквивалентное напряжение в точке наружного волокна

где и и к -- соответственно наибольшее напряжение от изгиба вала моментом Ми и кручения вала моментом Т;

W, и WK -- соответственно осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала (d -- диаметр вала);

Так как WK = 2Wm то с учетом этих соотношений можно

Записать

Запас прочности по пределу текучести

Обычно принимают nТ = 1,2- 1,8.

Сечение (сечения), в котором следует определить запас nт (опасное сечение), находят после построения эпюр изгибающих и вращающих моментов. Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проектируют на координатные оси и строят эпюры моментов в координатных плоскостях. Далее производят геометрическое суммирование изгибающих моментов, очерчивая эпюру прямыми линиями, что идет в запас прочности.

Если угол между плоскостями действия сил не превосходит 30°, то для простоты считают, что все силы действуют в одной плоскости.

Переменные напряжения в валах могут вызываться изменяющейся во времени внешней нагрузкой. Существенно, что постоянные по величине и направлению силы передач вызывают во враа(ающихся валах переменные напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу (см. с. 248).

В расчетах валов условно принимают, что вращающий момент и напряжения от кручения изменяются по пульсаци-онному циклу.

Расчет на сопротивление усталости также ведут в форме определения запаса прочности. Если амплитуда и средние напряжения возрастают при нагружении пропорционально, то запас прочности находят из обычного соотношения (см. с. 257)

где и nT -- запасы по нормальным и касательным напряжениям,

В равенствах (24.4): и пределы выносливости стандартных образцов соответственно при симметричном изгибе и кручении (табл. 24.1);, и та, - амплитуды переменных напряжений цикла при изгибе и кручении;- и -- средние напряжения цикла при изгибе и кручении; ка и /с, -- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл. 24.2-24.4); .и- коэффициенты масштабного эффекта (табл. 24.5); (о и - коэффициенты, учитывающие состояние поверхности (технологию изготовления и обработку вала) при изгибе и кручении (табл. 24.6); \|/ и \|/г -- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (см. табл. 24.1).

В приближенных расчетах принимают \|/ = \|/г = 0,1 -г 0,2 для углеродистых сталей при в < 500 МПа; \|/о = \|/T = 0,2 -0,3 для легированных и углеродистых сталей при в > 500 МПа.

Амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений с учетом сделанного выше замечания о характере циклов нормальных и касательных напряжений

Для обеспечения надежной работы должно быть n = 1,5 -- 2,5. Допускаемые значения запасов прочности назначают на основе опыта эксплуатации подобных конструкций и т.д

Для повышения сопротивления усталости валов используют различные методы упрочнения поверхносхтным пластическим деформированием.

Прочность при нестационарных нагрузках .Если вал Работает при нестационарных нагрузках, то растет на прочность ведут по эквивалентному напряжению

где No - число циклов, соответствующее точке перегиба кри вой усталости, обычно принимают No = (3-5)106 циклов -- для валов небольших сечений и N0 = 107 циклов - для валов больших сечений; n -- общее число иагружений при напряжении ; 1 -- номер ступени нагружения; т -- показатель степени кривой усталости, т = 9 для обычных конструкций стальных валов.

При известном значении Oэкв запас прочности находится обычным методом. Если окажется, что Оэкв > Omax, то принимают Оэкв = Omax так как вал в этом случае работает в зоне неограниченной долговечности (в зоне горизонтального участка кривой усталости).

В заключение отметим, что высокооборотные валы в ряде конструкций работают в условиях изгибных, крутильных и изгибно-крутильных колебаний, вызывающих появление переменных напряжений. Эти напряжения могут быть опасными для прочности вала на резонансных режимах работы.

Для предотвращения резонансных колебаний валов проводят их расчет на колебания.

Расчет жесткости вала. Упругие перемещения валов оказывают неблагоприятное влияние на работу связанных с ними соединений (шлицевых, прессовых и др.), подшипников, зубчатых колес и других деталей (узлов): увеличивают концентрацию контактных напряжений и износ деталей, снижают сопротивление усталости деталей и соединений, понижают точность механизмов и т. п.

Большие перемещения сечений вала от изгиба могут привести к выходу из строя конструкции вследствие заклинивания подшипников. Изгибная и крутильная ^жесткость валов существенно влияет на частотные характеристики системы при возникновении изгибных и крутильных колебаний. деталь колесо вал подшипник

При проектировании валов следует проверять прогибы и углы поворота сечений. Их вычисляют, используя интеграл Мора или по правилу Верещагина.

Допускаемые величины перемещений (прогибов и углов поворота) сечений вала зависят от требований, предъявляемых к конструкции, и особенностей ее работы.

Допускаемые величины углов поворота сечения вала в местах расположения деталей (в рад):

Подшипников качения:

шариковых однорядных . . ............ 0,005

шариковых сферических.............. 0,05

роликовых цилиндрических............. 0,0025

роликовых конических............... 0,0016

Подшипников скольжения.............. 0,001

Зубчатых колес......................... 0,001-0,002

Максимальный прогиб валов, несущих зубчатые колеса, обычно не должен превышать 0,0002 - 0,0003 от расстояния между опорами, а допускаемый прогиб под колесами составляет 0,01m -- для цилиндрических и 0,005m -- для конических, гипоидных и глобоидных передач (здесь т -- модуль зуба).

Допускаемые углы закручивания валов также зависят от требований и условий работы конструкции и лежат в пределах 0,20 -- 1° на 1 м длины вала.

8.4 Подбор гибких валов

Допускаемый вращающий момент для каждого размера вала установлен ГОСТ 13226-80 и др. Он соответствует такому направлению вращения вала, при котором витки наружного слоя вала будут закручиваться и уплотнять внутренние слои проволоки.

При вращении вала в направлении витков внешнего слоя допускаемый вращающий момент не должен превышать половины вращающего момента, допускаемого при вращении вала в направлении, противоположном направлению витков внешнего слоя.

При работе вала с неискривленной осью допускаемый вращающий момент может быть увеличен в 3 -- 7 раз.

Таблица Расчет запасов прочности вала

	Значения	параметров для	сечения
Параметры		по рис	24.8, а
	1-1		2-2	3-3		4-4
Диаметр вала, мм	32		35	32		40
Момент сопротивления, мм3:
Wи10-3	2,73		4,21	3,22		3,5
wкio-3	5,94		8,42	6,43		7,0
Изгибающий момент Ми, Н * м	71		101,5	86,6		28,5
Крутящий момент Т, Н * м	78		78	78		78
Напряжение, МПа:
Оии изгиба	25,2		23,7	24,1		8,2
тк кручения	13,2		9,25	12,1		11,1
Эффективный коэффициент кон-
центрации напряжений:
нормальных ка	1,75		1,76	1,93		2,0
касательных кТ	1,54		1,3	1,45		1,75
Коэффициент, учитывающий масш-
табный эффект:
при изгибе Ео	0,88		0,88	0,88		0,85
при кручении ЕТ	0,77		0,76	0,77		0,73
Коэффициент запаса:
no	5,0		5,25	6,0		13,75
nт	5,75		9,7	6,6		5,71
Запас прочности п	3,78		4,63	4,44		4,74

Долговечность вала зависит от рабочего радиуса кривизны гибкого вала, оцениваемого наименьшим допускаемым радиусом кривизны брони.

Пример. Произвести проверочный расчет вертикального вала пнев-моражлирного механизма ткацкого станка (рис. 24.8, а). Вал изготовлен методом резания из стали 45 (оп = 650 МПа, от = 470 МПа, О-1 = = 275 МПа; Т-1 = 160 МПа).

Вращающий момент на водило механизма передается валом от конического зубчатого колеса. Из кинематического и силового расчетов известно, что вращающий момент, изменяющийся по пульсирующему циклу, достигает наибольшего значения Тмах = 78 кН *м, когда центробежная сила Rmах = 800 Н составляет с осью x угол 37° (рис. 24.8, б), проекции усилий на коническое колесо при этом составляют (см. рис. 24.8,6) Ft = 2000 Н, Fr = 360 Н, Fа = 1600 Н.

Эпюры изгибающих моментов, действующих на вал, в плоскостях хОz и хОу показаны на рис. 24.8, в. В табл. 24.7 приведены результаты расчета запасов прочности в четырех наиболее нагруженных сечен:иях с концентраторами напряжений. Расчет проведен по описанной выше методике.

ГЛАВА 9. МУФТЫ

9.1 Общие сведения

Муфтами называют устройства, предназначенные для передачи вращения между валами совместно работающих частей (агрегатов) машин, между частями составных валсов (в валопроводах), а также для соединения валов с расположенными на них деталями1 (зубчатыми колесами, звездочками и т. д.). Помимо соединительных функций (кинематических, и силовых) муфты часто выполняют одновременно и другие функции, например:

1) управление работой -- включение и выключение исполнительного механизма при работающем двигателе, облегчение запуска машины и др. реализуется с помощью управляемых муфт;

2.) регулирование параметров -- ограничение частоты вращения (максимальной или минимальной), предохранение деталей и машин от случайных (недопустимых) перегрузок осуществля-стся предельными муфтами;

1 Здесь рассматриваются лишь приводные механические муфты

3) компенсация погрешностей монтажа и связанных с ними отрицательных последствий -- компенсация неточностей в относительном расположении валов (продольном, поперечном, угловом), возникающих при монтаже оборудования; ослабление вибраций, толчков и ударов -- с помощью компенсирующих муфт.

По характеру соединения валов муфты подразделяют на нерасцепляемые (постоянные) и сцепные (управляемые и самоуправляющиеся).

Основной нагрузочной характеристикой муфты являются допускаемый вращающий момент Ттабл указываемый в ее паспорте вместе с размерами, массой и другими данными.

Наибольший длительно действующий вращающий момент для муфты

где к -- коэффициент, учитывающий режим работы, к = к1к2; k1 -- коэффициент безопасности, учитывающий характер послед ствий при выходе из строя; к1= 1,-1,8; к2 -коэффициент, учитывающий характер передаваемой нагрузки, к2 = 1,0 - 1,5 (меньшие значения принимают при спокойной нагрузке, большие -- при ударной, реверсивной нагрузке).

Муфты разнообразны по конструкции, наиболее распространенные из них стандартизованы. Ниже рассмотрены наиболее распространенные конструкции.

9.2 Нерасцепляемые муфты

Глухие муфты. Глухие муфты образуют жесткое соединение валов (составной вал) и могут передавать вращающий и изгибающий моменты, перерезывающее усилие. При их использовании смещение осей не должно превышать 2 -- 5 мкм.

Рис Втулочные муфты на сегментных шпонках (а) и на конических штифтах (б)

Простейшую конструкцию имеют втулочные муфты (рис. 25.1, а и б), применяемые для соединения малонагруженных валов диаметрами не более 60 -- 70 мм.

Несущая способность муфт ограничена прочностью штифтовых и шпоночных соединений.

Жесткое соединение валов часто выполняют с помощью фланцевой муфты (рис. 25.2), состоящей из двух полумуфт, соединенных болтами. Болты устанавливают либо с зазором, либо без зазора (с небольшим натягом). В последнем случае муфта более компактна. Расчет болтов см. в гл. 32. Фланцевые муфты стандартизованы (ГОСТ 20761 -- 80), их применяют для соединения валов диаметрами 12 -- 200 мм в диапазоне вращающих моментов 8-45 000 Н-м. Полумуфты изготовляют из чугуна и стали, а болты -- из высокопрочной стали. Соединение полумуфт с валами производят с помощью шпоночных или шлицевых соединений (см. гл. 33).

Компенсирующие муфты. Их применяют при необходимости компенсировать отклонения от правильного взаимного расположения валов, продольного А (рис. 25.3, а), радиального 5 (рис. 25.3, б) и углового а (рис. 25.3, в), а также произвольного (рис. 25.3, г) смещений вследствие неточности изготовления, наличия зазоров в опорах, упругих и температурных деформаций и т. п. Благодаря компенсации происходит разгрузка привода и агрегатов от дополнительных нагрузок на валы и опоры.

Распространение получили втулочно-пальцевые муфты (ГОСТ 21424-75), зубчатые муфты (ГОСТ 5006-83), малогабаритные шарнирные муфты (ГОСТ 5147 -- 80), муфты с торо-образной упругой оболочкой и др.

Втулочно-пальцевые муфты (рис. 25.4) применяют' в приводе от электродвигателя и в других случаях для валов диаметрами 9 -- 160 мм при вращающих моментах 6,3 -- 16 000 Н * м. Момент между полумуфтами передается через резиновые гофрированные втулки /, надетые на пальцы 2. Муфты



Рис. Возможные смещения соединяемых валов относительно соосного положения

допускают радиальное смещение осей валов на 0,2 -- 0,5 мм, продольное смещение валов на 1 -- 5 мм и угловое смещение до 1°. Их работоспособность определяется стойкостью втулок. Для ограничения износа среднее контактное давление пальца на втулку

где z -- число пальцев, z = 6; Dт -- диаметр окружности распо-

Рис. 25.4. Упругая втулочно-пальцевая муфта

Рис. Муфта с упругой оболочкой горообразной

Благодаря упругости втулок муфта способна амортизировать толчки и удары, демпфировать колебания.

На рис. 25.5 показана другая конструкция упругой муфты -муфта с торообразной упругой оболочкой 3, прикрепленной к полумуфтам 1 и 2 прижимными кольцами 4. Эта стандартная муфта (ГОСТ 20884 -- 82) выпускается для валов диаметрами 14 -- 240 мм и вращающих моментов 20 -- 40 000 Н * м. Муфта имеет высокие амортизирующие и демпфирующие свойства. Она может компенсировать продольные смещения (2 -- 6 мм), радиальные (до 5 мм) и угловые (до 4°) смещения, но имеет большой диаметр.

Распространенный отказ - разрушение оболочки у зажима. Напряжение среза в сечении у зажима

где D1 - диаметр оболочки в расчетном сечении; б - толщина оболочки; [т] -- допустимое напряжение при срезе, [т] = = 0,4 МПа.

Рис. Малогабаритная шарнирная муфта (а) и ее сечение (б)

Зубчатые муфты применяют в высоконагружен-ных конструкциях для валов диаметром от 40 до 560 мм. Они допускают угловое смещение осей до 1,5° и радиальное смещение не более чем на 0,05 L(L-- длина полумуфты). Муфта состоит из двух втулок 1 с внешними зубьями и двух обойм 2 с внутренними зубьями. Обоймы соединены жестко с помощью болтов, посаженных в отверстия без зазора. Большое число одновременно работающих зубьев эвольвентного профиля обеспечивают компактность и высокую нагрузочную способность. При вращении валов, установленных с перекосом, происходит циклическое смещение (продольное и радиальное) зубьев втулок относительно обойм. Это смещение (скольжение) вызывает изнашивание зубьев -- основная причина их повреждения. Для повышения износостойкости активные поверхности зубьев выполняют твердыми (НRС 45 -- 55).

Подбор муфт также производится по расчетному вращающему моменту. Износ зубьев муфты в течение ресурса будет допускаемым, если средние контактные напряжения на рабочих поверхностях

где b -- длина зуба; d -- диаметр делительной окружности, d=mz(см. с. 528); [р] -- допускаемые напряжения (давления), [p] = 12-15 МПа.

Наибольшие углы перекоса (до 45°) допускает малогабаритная шарнирная муфта по ГОСТ 5147 -- 80 (рис. 25.7). Она имеет шарниры трения скольжения и промежуточное звено П в виде параллелепипеда с двумя отверстиями, оси которых пересекаются под прямым углом. Муфты изготовляют для валов диаметрами от 8 до 40 мм, а передаваемый момент составляет от 12,5 до 1280 Н*м.

Помимо рассмотренных конструкций на практике применяют цепные, поводковые, мембранные и другие муфты.

9.3 Сцепные управляемые и самоуправляющиеся муфты

Муфты этой группы предназначены для соединения и разъединения валов с помощью механизмов управления, а также для ограничения вращающего момента.

Сцепные управляемые муфты. Конструкции сцепных управляемых муфт разнообразны. На рис. 25.8 приведена кулачковая сцепная муфта, встроенная в зубчатое колесо. Ее полумуфты / (посажена с натягом на ступицу колеса и зафиксирована штифтами 7) и 5 имеют на торцовой поверхности выступы -- кулачки 6 трапециевидного сечения. Полумуфта 3 является подвижной и с помощью рукоятки 2 может перемещаться вдоль шлицевого вала 4 до ограничительного кольца 5. При включенном положении муфты (показано на рис. 25.8) вращающий момент от зубчатого колеса передается через кулачки и шлицы к валу. При выключенном положении зубчатое колесо свободно вращается на валу, опираясь на подшипник скольжения 8.

Кулачковые и зубчатые сцепные муфты выходят из строя из-за износа кулачков и зубьев. Их расчет ведут в форме ограничения среднего давления на кулачках и зубьях.

Фрикционные сцепные муфты передают вращающий момент между полумуфтами 1, 2 и дисками 3 за- счет сил трения на рабочих поверхностях (рис. 25.10, а). Применяют также конусные муфты (рис. 25.10, б). Давление на поверхностях контакта (смазываемых или сухих) создают с помощью устройств и механизмов включения различного типа (пружинно-рычажных механизмов, электрических, гидравлических и пневматических устройств).

При включении фрикционных муфт вращающий момент нарастает с увеличением усилия нажатия .Fа (контактных давлений на поверхностях трения). Благодаря этому можно соединять валы под нагрузкой. Пробуксовывание муфты в процессе включения обеспечивает плавный разгон ведомого вала.

Фрикционные муфты должны обладать надежностью сцепления, высокой износостойкостью и теплостойкостью контактирующих поверхностей.

Материал трущихся деталей (накладок) выбирают в зависимости от среднего контактного давления

где Т -- вращающий момент; к = 1,3-1,5 -- коэффициент сцепления; Dт -- средний диаметр контакта (см. рис. 25.10); f-- коэффициент сцепления (трения покоя); г - число пар поверхностей трения; F -- площадь поверхности трения; [р] -- допускаемые давления (табл. 25.1).

Примечание. Допускаемые давления следует снижать: на 15 % при vск 5 м/с; на 30 % при vск = 10 м/с и на 35 % при vск = 15 м/с.

Площадь поверхности соприкосновения (контакта)

здесь b -- ширина поверхности трения, ее принимают в зависимости от диаметра Dт \|/ = b/Dт. Обычно \|/ = 0,15-0,25 -- для дисковых и конусных муфт ; \|/ = 0,2 - 0,3 -- для цилиндрических муфт.

Если принять фрикционный материал и задаться величиной \|/, то

Осевое усилие, необходимое для создания нормального усилия в дисковой (а = 90 °) или коническрй муфте:

Интенсивность изнашивания муфт зависит от мощности, расходуемой на трение;

где VСК = 0,5wDт -- средняя скорость скольжения; [P] -- допускаемая мощность трения.

Из формулы (25.1) несложно заметить, что для увеличения передаваемого вращающего момента можно увеличить число пар поверхностей трения. При этом осевая сила, сжимающая детали, остается неизменной. Это обстоятельство реализуют на практике, применяя многодисковые муфты (рис. 25.11).

Муфта состоит из посаженного на вал 1 барабана 2 с внутренними шлицами, шлицевой втулки 8, посаженной на ведомый вал 9, а также трех ведущих дисков 9 5 и двух ведомых дисков 4, сжимаемых поводком 3 при осевом перемещении втулки 6 по направляющей шпонке 7. Осевое перемещение тормозных дисков происходит

Сцепные самоуправляющиеся муфты. Муфты этой группы выполняют автоматически одну из следующих функций: а) ограничение передаваемой нагрузки (предохранительные муфты); б) .передачу нагрузки (момента) только в одном направлении (обгонные муфты); в) включение и выключение при заданной скорости (центробежные муфты).

Ниже даны лишь краткие сведения. Полные данные содержатся в специальной литературе.

Предохранительные муфты сраба тывают, когда вращающий момент превышает некоторую установленную величину.

На рис. 25.12 приведена фрикционная предохранительная муфта, по конструкции сходная со сцепной муфтой на рис. 25.11. При возрастании вращающего момента до расчетного значения (устанавливаемого затяжкой винтами ) пружины 2) муфта начнет проскальзывать.

Отметим, что в сцепной муфте механизм управления (пружина) отсутствует.

Рис. Пружинно-шариковая муфта смещаются в осевом направлении (преодолевая сопротивление пружины) и размыкают муфту с последующим про-щелкиванием.

Пружинно-шариковые муфты (ГОСТ 15621--77) для диаметров валов от 8 до 48 мм допускают вращающие моменты 4-400 Н*м.

На практике используют также пружинно-кулачковые муфты и другие типы предохранительных муфт.

Обгонные муфты (муфты свободного хода) предназначены для передачи вращающего момента только в одном направлении.

Наибольшее распространение получили фрикционные обгонные муфты, передающие момент за счет заклинивания между полумуфтами промежуточных тел (в основном роликов). Такие муфты бесшумны, компактны, могут работать при высокой частоте вращения.

На рис. 25.14 показана роликовая обгонная муфта. При вращении звездочки 1 по часовой стрелке ролики 2 заклиниваются между звездочкой и наружным кольцом 3 и передают вращение соединенному с ним ведомому валу. Прижимные устройства 4 уменьшают мертвый ход и способствуют равномерному распределению нагрузки между роликами. При вращении звездочки в обратном направлении ролики заклиниваться не будут и вращение не будет передаваться.

Муфта свободного хода позволяет ведомому звену вращаться (например, по инерции) при остановленном ведущем звене. Этот эффект используется в передачах велосипедов, мотоциклов, станков, автомобилей и т. д.

Роликовая обгонная муфта

В роликовой муфте ведущим может быть и наружное кольцо при вращении против часовой стрелки.

Усилия, действующие на ролик со стороны звездочки 1 и кольца 3, показаны на рис. 25.15. Видно, что равно-действующие FR нормальных сил и сил трения в зонах контакта А и В отклонены от радиуса на угол а/2. Поэтому, для того чтобы ролик 2 не выскальзывал из паза, угол трения р > 0,5а, т. е. f=tg p>tg /2 (f-коэффициент трения скольжения ролика по пазу или обойме).

Усилие, действующее на ролик:

Наибольшее контактное напряжение определяют по формуле Герца (см. с. 313). Звездочку, ролики и кольца изготовляют из стали ШХ15 с твердостью не менее HRC 60, допускаемое напряжение [H] = 1200- 1500 МПа.

Центробежные муфты используют для автоматического соединения и разъединения валов при достижении определенной частоты вращения. Они представляют собой сцепные фрикционные муфты (колодочные, дисковые и др.), в которых нормальное усилие создается центробежными силами. На рис. 25.16, а показана центробежная фрикционная четырехколодочная муфта, встроенная в шкив 1 плоскоременной передачи. Радиально перемещающиеся колодки 2 смонтированы на направляющем кресте 3. В неподвижной муфте положение колодок в кресте фиксируется с помощью плоских пружин 4 и винтов 5. При некоторых частотах вращения, составляющих 70-80% от максимальных, колодки 2 под действием сил инерции, преодолевая усилия пружин 4, вплотную подойдут к внутренней поверхности шкива. Но вращающий момент при этом передаваться не будет. При последующем увеличении частоты вращения колодки прижмутся к шкиву и за счет сил трения последний начнет передавать вращающий момент.

Соприкосновение между колодками и барабаном произойдет при условии, что центробежная сила

где т -- масса колодки; w0 -- угловая скорость крестовины; r -- расстояние центра тяжести колодки от оси вращения (рис. 25.16, б).

Усилие, развиваемое пружиной в форме двухопорной балки:

где у -- стрела прогиба; EJ -- жесткость сечения пружины при изгибе; J = bh3/12; J - момент инерции сечения пружины (см. рис. 25.16, в); l -- расчетная длина пружины.

Для передачи вращающего момента Т необходима угловая скорость w1. При этом

T=(F- F0)Rfz = mrRfz(w12 - w02).

В диапазоне угловых скоростей между w0 и w1 муфта пробуксовывает и постепенно разгоняет ведомый вал.

Масса одной колодки

ГЛАВА 10. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

10.1 Общие сведения

Подшипник скольжения (рис. 26.1, а) является парой вращения, состоящей из опорного участка вала (цапфы) / и собственно подшипника 2, в котором скользит цапфа.

В качестве опор валов и вращающихся осей подшипники скольжения используются в конструкциях, в которых применение подшипников качения затруднено или недопустимо по конструктивным соображениям (вибрационные и ударные нагрузки, разъемные подшипники и т. д.) и эксплуатационным (высоко- и низкооборотные валы, агрессивная среда и др.), а также из-за отсутствия стандартных подшипников (миниатюрные и крупные валы диаметром свыше 1 м и т. д.).

Надежность работы подшипников в значительной мере определяет работоспособность и долговечность машин.

По воспринимаемой нагрузке различают:

Рис.. Схемы подшипников скольжения

а)радиальные подшипники, воспринимающие радиальную нагрузку (рис. 26.1, а);

б)упорные подшипники, воспринимающие осевые силы (рис. 26.1,6);

а)

в)радиально-упорные под шипники, воспринимающие радиальные и осевые нагрузки;

обычно их функции выполняют

совмещенные с радиальными (см.упорные подшипники,рис.26.1, б).

Цапфу, передающую радиальную нагрузку, называют шипом при расположении ее в конце вала, и шейкой, если она находится в середине вала. Цапфу, передающую осевую нагрузку, называют пятой, а подшипник подпятником.

Форма рабочей поверхности подшипников и цапф может быть не только цилиндрической, но и конической, и шаровой. Конические и шаровые подшипники применяются редко.

10.2 Особенности работы подшипников

Условия работы подшипников зависят от характера контакта цапфы с подшипником, определяемого преимущественно наличием и типом смазочного материала (фазой промежуточного тела: твердой, жидкой, газообразной), действующей нагрузкой, частотой вращения цапфы и состоянием (физико-механическими характеристиками) контактирующих поверхностей.

Подшипники с непосредственным контактом поверхностей трения используют редко. Основное применение имеют подшипники с контактом поверхностей через слой масла.

В зависимости от толщины слоя смазочного материала различают жидкостное и полужидкостное трение.

При жидкостном трении поверхности цапфы и подшипника разделены слоем смазочного материала толщиной

h > Rzц + Rzп

где Rzц и Rzn -- высота микронеровностей поверхностей цапфы и подшипника, мкм.

Так как непосредственный контакт отсутствует, то трение (сопротивление движению) в подшипнике определяется законами гидродинамики. Коэффициент жидкостного трения не превышает 0,005, и износ практически отсутствует.

При полужидкостном трении условие (26.1) не выполняется. Вершины микронеровностей будут контактировать через пленку смазочного материала или непосредственно. Сопротивление движению в этом случае зависит как от качества смазочного материала, так и от материала трущихся поверхностей. Коэффициент полужидкостного трения для подшипников из распространенных антифрикционных материалов может достигать 0,1.

Полужидкостное трение сопровождается изнашиванием контактирующих поверхностей.

Существенно, что в одном и том же подшипнике (при неизменном смазочном материале) с изменением частоты вращения (или нагрузки) полужидкостное трение сменяется жидкостным и наоборот. Исследования условий работы подшипников скольжения показали, что при неизменной радиальной нагрузке и малой частоте вращения вала смазочный материал вытесняется из зоны контакта (рис. 26.2, а) и устанавливается режим полужидкостного трения. На этом режиме эксцентриситет е цапфы и подшипника максимальный:

где dn и d -- диаметры подшипника и цапфы; б - диаметральный зазор в подшипнике.

По мере увеличения частоты вращения происходит снижение (до некоторого минимального значения) коэффициента



Рис. 26.3. Зависимость коэффициента трения в подшипнике скольжения от угло-вой скорости цапфы

Начиная с некоторой угловой скорости w = wкр, при которой коэффициент трения f = fmin, вал отходит от подшипника («всплывает»), занимая новое положение (см. рис. 26.2, б) с меньшим эксцентриситетом цапфы и подшипника. Последующее увеличение угловой скорости, уменьшая эксцентриситет, приводит к увеличению коэффициента трения (см. рис. 26.3). Нарастающее гидродинамическое давление удерживает вал на «масляном клине» (см. рис. 26.2, б, на котором показан зазор клиновидной формы между цапфой и подшипником и распределение давлений в этом зазоре). Наименьший зазор между цапфой и подшипником

где = 2е/

Механика взаимодействия цапфы подшипника через слой масла рассматривается в гидродинамической теории трения. Установлено, что в подшипнике с заданной геометрией толщина масляного слоя в клиновом зазоре возрастает с увеличением вязкости смазочного материала и угловой скорости цапфы. Толщина слоя уменьшается с увеличением нагрузки.

Механика взаимодействия цапфы подшипника через слой масла рассматривается в гидродинамической теории трения. Установлено, что в подшипнике с заданной геометрией толщина масляного слоя в клиновом зазоре возрастает с увеличением вязкости смазочного материала и угловой скорости цапфы. Толщина слоя уменьшается с увеличением нагрузки.

10.3 Конструкции и виды повреждений подшипников

Конструкции подшипников разнообразны и зависят от конструкции механизма и машины (прибора) в целом, условий монтажа,

Опоры приборов работают при небольшой нагрузке, для них не существует проблемы заедания или быстрого изнашивания. Поэтому отверстия в корпусах и платах часто

Рис. Опоры на центрах (а) и на кернах (6)

используют в качестве подшипников. Оси устанавливают обычно в двух подшипниках (рис. 26.4, а), а в жестких плитах оси нередко размещают и в одном подшипнике (рис. 26.4, б). В последнем случае длина подшипника l = (5 - 6) d и в средней части выполняют выточку (рис. 26.4, в).

Наиболее распространены опоры с неподвижной осью (см. рис. 26.4, б) и с подвижной осью (рис. 26.4, в).

В механизмах используют опоры на центрах и опоры на кернах (рис. 26.5, а и б). Для уменьшения трения в опорах на центрах угол 2а = 60°. Цапфы таких опор изготовляют из сталей У8А, У12А и др. с закалкой до твердости HRC 50 -- 60, а также из латуни ЛАЖ60-1-1 и оловянистых бронз; втулки (подшипники) -- из тех же сталей и сплавов, а также камня и агата.

Керны изготовляют в форме цилиндрических осей диаметром 0,25 -- 2 мм, их конические концы закругляют по сферической поверхности радиусом rк = 0,01- 0,2 мм. Подшипники (подпятники) выполняют с втулками из камня, радиус сферы здесь делают большим: гn = 0,1- 1 мм.

Для удобства сборки и разборки, а также возможности регулировки зазоров используют винты, фиксируемые гайкой. Для компенсации износа и температурных деформаций один из подшипников поджимают пружиной (см. рис. 26.5, а).

Подшипники скольжения нагруженных механизмов кроме корпуса и цапфы содержат, как правило, вкладыш из антифрикционного материала (для экономии дорогостоящих цветных металлов и улучшения ремонтоспособности). Часто вкладыши размещают непосредственно в корпусе (станине, раме) механизма. Применяют также подшипники с автономными разъемными и неразъемными корпусами (рис. 26.6, а и б). Подшипники выполняют с лапами или фланцами для закрепления с помощью болтов на корпусах (рамах). Разъемный подшипник (см. рис. 26.6, б) состоит из корпуса 1, крышки 2, вкладыша 3, крепежных болтов с гайками 4 и масленки 5. Разъем вкладыша делают по его диаметру, а разъем корпуса -- ступенчатым. Уступ в ступенчатом разъеме препятствует поперечному сдвигу крышки относительно корпуса подшипника. Разъем вкладыша рекомендуется выполнять плоскостью, перпендикулярной к радиальной нагрузке. Корпуса подшипников выполняют из чугуна СЧ 15, стали и др. Вкладыши изготовляют из материалов с высокими антифрикционными свойствами, твердостью, хорошей теплопроводностью, прирабатываемостью и смачиваемостью смазочными материалами. Наиболее распространенными материалами вкладышей являются высокооловянистые баббиты Б16 и Б83, бронзы БрОФ10-1, БрОбЦбСЗ, БрАЖ9-4, антифрикционные чугуны АСЧ-2 и др.

Вкладыши малонагруженных и низкооборотных механизмов изготовляют из металлокерамики, пластмасс.

От осевого перемещения вкладыши фиксируют с помощью винтов (рис. 26.7, а, б) и штифтов.

В ряде случаев антифрикционный материал заливают в пазы (рис. 26.7, в) или напыляют на поверхность основы вкладыша из дешевого материала.

Виды повреждений подшипников. Заедание является распространенным видом повреждения подшипников скольжения.

Оно происходит в результате нарушения теплового равновесия и, как следствие, перегрева подшипника.

Теплота, образуемая в подшипнике при вращении цапфы, отводится смазочным материалом через вал, корпус и передается окружающей среде. На установившемся режиме температура работы подшипника определяется равенством выделяющейся и отведенной теплоты. Эта температура не должна превышать значений, допускаемых для материала подшипника и сорта масла.

С повышением температуры понижается вязкость масла, разрушается масляная пленка на поверхности деталей и может произойти их сваривание (заедание) или расплавление подшипника.

Износ цапфы и подшипника в процессе работы является другой распространенной причиной нарушения работы подшипника и механизма в целом.

Иногда под действием переменных и ударных нагрузок антифрикционные покрытия и вкладыши подшипников разрушаются.

10.4 Нагрузочная способность подшипников скольжения

Подшипники полужидкостного трения выходят из строя из-за износа и перегрева, приводящего к заеданию. Существенно, что обе причины отказов связаны с мощностью, затрачиваемой на трение:

Рт = wМт = vpfld,

где v -- окружная скорость цапфы; / и d -- длина и диаметр цапфы; р = Fr/(ld) -- условное контактное давление в подшипнике при действии радиальной силы Fr.

Показатели износа пропорциональны давлению в зоне контакта, скорости движения контактирующих тел, коэффициенту трения и зависят от других факторов. Однако расчет на износостойкость ведут по условному контактному давлению

где [р] - допускаемое давление, которое (как и в других подобных расчетах) является критерием подобия, обобщающим предшествующий опыт проектирования. Значения [р] даны в табл. 26.1.

Теплота, выделяемая в подшипнике, и его температура увеличиваются с ростом мощности трения, а теплоотдача пропорциональна поверхности цапфы. Поэтому полагают, что произведение сх определяет тепловой режим работы подшипника и его стойкость против заедания. Если фактическое произведение

сн < [сн],

то температура подшипника будет в пределах допускаемой. Здесь [ру] -- допускаемое произведение давления на скорость (см. табл. 26.1).

Подшипники жидкостного трения. Для работы подшипника в режиме жидкостного трения необходима подъемная сила, создаваемая давлением жидкого смазочного материала. Распространены два способа создания «поддерживающего» давления: статический (гидростатический) и гидродинамический. В соответствии с этим различают гидростатический и гид-родинамический подшипники жидкостного трения.

В гидростатических подшипниках давление в поддерживающем слое смазочного материала создают насосом, подающим материал в зазор между цапфой и подшипником (рис. 26.8). Вследствие эксцентричного расположения цапфы в подшипнике под нагрузкой торцовые зазоры (зазор) между цапфой и подшипником оказываются снизу меньшими, чем сверху. В результате переменный расход через зазор смазочного материала приводит к появлению требуемого давления и подъемной силы. Давление жидкого смазочного материала (а им может быть , и вода) в гидросистеме и его расход определяются зазором между цапфой и подшипником, радиальной силой и вязкостью материала.

В связи с необходимостью подачи смазочного материала в зону высокого гидравлического давления (под цапфу) гидростатические подшипники требуют для нормальной работы сложной гидросистемы.

Рис. Гидростатический подшипник

Гидродинамические подшипники получили большее распространение. В них смазочный материал следует подавать только в зону низкого давления (см. рис. 26.2,6), откуда вращающейся цапфой он нагнетается вниз, образуя клиновой поддерживающий слой. Проходя через узкий участок радиального зазора, часть смазочного материала удаляется в торцовый зазор между цапфой и подшипником. Другая его часть вытекает в торцовый зазор поверх цапфы, также охлаждая подшипник.

Задача расчета состоит в определении размеров подшипника и сорта смазочного материала, обеспечивающих при заданных диаметре цапфы d, радиальной силе Fr и частоте вращения з (или угловой скорости щ) режим жидкостного трения.

В результате гидродинамического расчета радиального подшипника получена следующая зависимость для определения подъемной силы, уравновешивающей радиальную нагрузку, Н:

где м -- коэффициент динамической вязкости, Па*с (табл. 26,2); I и d -- длина и диаметр цапфы в м; ш - относительный зазор, ш = д/d; Кх -- безразмерный коэффициент подъемной (несущей) силы, зависящий от относительного эксцентриситета ч = 2е/ (рис. 26.9).

Из формулы (26.2) видно, что подъемная сила возрастает при увеличении скорости щ, вязкости смазочного материала м и эксцентриситета е и уменьшается при увеличении зазора ш.

Для работы подшипника в режиме жидкостного трения необходимо, чтобы толщина слоя смазочного материала в узкой части клина hmin (см. с. 434) обеспечила бы выполнение условия (26.1) с некоторым запасом

nч = hmin/hкр.

где hкр = Rzц + Rzn + уц - критическое значение толщины слоя смазочного материала; последнее слагаемое учитывает перекос цапфы относительно среднего значения в результате изгиба вала под нагрузкой. Для двухопорного вала уцFrL2l/(15EJ) (здесь L--расстояние между серединами опор; EJ -- жесткость сечения вала при изгибе).

Обычно принимают пх > 1,5 - 2.

В последние годы получили применение газостатические и газодинамические подшипники (частота вращения опор n > 30 000 - 50 000 об/мин), принцип их работы аналогичен описанному для подшипников жидкостного трения.

Пример 1. Проверить, будет ли работать в режиме жидкостного трения радиальный подшипник скольжения при следующих данных: вал из стали 45, вкладыш из бронзы БрАЖ9 --4; Fr = 5000 З, d = 100 мм, I = 50 мм; средний зазор =150 мкм; Rza = Rzц = = 3,2 мкм; з = 960 об/мин; смазочный материал - масло индустриальное И-20А, м5п = 0,02 Па · с.

Решение. Определяем угловую скорость цапфы

Далее находим

По формуле, вытекающей из равенства (26.2), вычисляем

По графику на рис. 26.9 для Кх = 1,12 при l/d = 0,05 находим ч = 0,75 и по формуле на с. 436 вычисляем

Полагая уц = О, определяем hкр = 3,2 + 3,2 = 6,4 мкм. Находим коэффициент запаса

Запас удовлетворительный.

Пример 2. Проверить подшипник примера 1 по условиям изнашивания и заедания при работе в режиме полужидкостного трения. По табл. 26.1 находим допускаемые значения [р] = 15 МПа; [рv] = 12 МПа*м/с. Фактические значения с = 1 МПа (см. пример 1), н = щd/2 = 100· 0,1/2 = 5 м/с; сн = 1 · 5 = 5 МПа · м/с, т. е. условия работоспособности выполняются.

ГЛАВА 11. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

11.1 Общие сведения

Подшипники качения являются основным видом опор вращающихся (качающихся) деталей. Подшипник качения имеет наружное 1 и внутреннее 2 кольца, между которыми расположены тела качения 3 (рис. 27.1). Во избежание соприкосновения тел качения они отделяются друг от друга сепаратором 4.

Классификация подшипников. Подшипники качения классифицируют по следующим признакам:

1. По форме тел качения подшипники подразделяют на шариковые (рис. 27.2) и роликовые (рис. 27.3). Последние, в свою очередь, делят по форме роликов на подшипники с короткими (рис. 27.3, а) и длинными (рис. 27.3,0) цилиндрическими роликами, с коническими (рис. 27.3, г), бочкообразными {рис. 27.3,6), ИГОЛЬ-

Рис. Основные типы шарикоподшипников чатыми (рис. 27.3, в) и витыми роликами.

2. По направлению воспринимаемых сил подшипники разделяют на типы:

а) радиальные, воспринимающие преимущественно радиальные нагрузки, действующие перпендикулярно оси вращения подшипника (рис. 27.2, б и б и 27.3, а, 6, в, д);

б) радиально-упорные, предназначенные для восприятия одновременно действующих радиальных и осевых нагрузок (рис. 27.2, виги 27.3, г);

в) упорно-радиальные, предназначенные для восприятия осе вой нагрузки при одновременном действии незначительной радиальной нагрузки (рис. 27.2, д);

г) упорные, воспринимающие только осевые силы (рис. 27.2, е).

По способности самоустанавливаться подшипники под разделяют на несамоустанавливающиеся и самоустанавливаю щиеся (см. рис. 27.2,6 и 27.3,6), допускающие поворот оси внутреннего кольца по отношению к оси наружного кольца.

По числу рядов тел качения (расположенных по ширине) подшипники делят на однорядные (см. рис. 27.2, а, в - е и 27.3, а, в - д), двухрядные (см. рис. 27.2, б и 27.3,6) и четырехрядные.

Подшипники одного и того же диаметра отверстия подразделяют по габаритным размерам (наружный диаметр и ширина) на размерные серии: сверхлегкую, особо легкую, легкую, среднюю, тяжелую, особо узкую, узкую, нормальную, широкую и особо широкую.

Рис. Основные типы роликоподшипников

Подшипники разных типов, размеров и серий имеют различную грузоподъемность и быстроходность. Подшипники более тяжелых серий менее быстроходны, но имеют более высокую грузоподъемность. Подшипники шариковые радиальные и радиально-упорные, а также роликовые с короткими цилиндрическими роликами имеют наибольшую быстроходность по сравнению с подшипниками других типов.