Подшипники скольжения.

Подшипники являются опорами валов и вращающихся осей. Подшипники воспринимают силы, приложенные к валу (оси), и передают их на корпус машины. В зависимости от вида трения подшипники делят на подшипники скольжения и подшипники качения.

В зависимости от направления воспринимаемой нагрузки различают:

1) радиальные подшипники;

2) подпятники (упорные подшипники);

3) радиально-упорные подшипники.

Подшипники скольжения состоят из корпуса, вкладышей и смазывающих устройств. Основная деталь – вкладыш.

Подшипники бывают разъёмные и неразъёмные.

При большой длине валов и значительных прогибах следует использовать самоустанавливающиеся подшипники.

Достоинства подшипников скольжения:

1. хорошо работают в высокоскоростных приводах;

2. способны воспринимать ударные и вибрационные нагрузки;

3. бесшумность работы;

4. малые радиальные размеры;

5. возможность установки неразъёмных подшипников на деталь сложной конфигурации.

Недостатки подшипников скольжения:

1. сложность системы смазки;

2. необходимость постоянного контроля;

3. значительные осевые размеры l ≈ (1 ÷ 1,5) · d ;

4. повышенные потери на трение в период пуска;

5. большой расход смазочного материала, необходимость его очистки и охлаждения.

Подшипник работает при наличии смазочного материала в зазоре между вкладышем и цапфой.

Смазывание – подведение смазочного материала в зону трения.

Смазка – действие смазочного материала.

Если подшипник не работает – толщина масляной плёнки между вкладышем и цапфой составляет δ ≈ 0,1 мкм. При пуске подшипник работает в режиме пограничной смазки.

Подшипники скольжения, в которых несущий масляный слой создаётся при вращении цапфы, называются гидродинамическими.

В гидростатических подшипниках режим жидкостной смазки создаётся за счёт её принудительной подачи.

Материалы.

Требования:

1. высокая износостойкость и сопротивляемость заеданию в периоды пуска и остановки;

2. сопротивляемость хрупкому разрушению при действии ударных нагрузок;

3. низкий коэффициент трения и высокая теплопроводность.

В подшипнике скольжения изнашиваться должен вкладыш, а не цапфа.

Вкладыши бывают металлическими, металлокерамическими и неметаллическими.

Металлические вкладыши.

Бронза → при средних скоростях и высоких нагрузках:

Бр011Ф1;

БрА9ЖЗЛ – алюминистые бронзы;

БрС30 – свинцовые бронзы.

Для вкладышей применяют баббит на основе олова и свинца.

Чугунные вкладыши: АЧС-1 – антифрикционный чугун.

Металлокерамические вкладыши.

Их изготавливают спеканием в печах порошков железа, меди, графита, олова, свинца.

Неметаллические вкладыши: пластмассы (капрон), пластики, резины.

Условный расчёт подшипников скольжения.

Критерии работоспособности.

Износостойкость – сопротивление изнашиванию и заеданию.

Расчёт проводят по среднему давлению р на рабочих поверхностях и удельной работе сил трения pV (где V – окружная скорость движения).

Расчёт по р_средн обеспечивает необходимую износостойкость.

Расчёт по pV обеспечивает требуемый тепловой режим и отсутствие заеданий.

, где

R_r – радиальная опорная реакция;

А – площадь проекции цапфы на диаметральную плоскость.

Для обеспечения жидкостной смазки необходимо обеспечить следующие условия:

1. зазор между деталями должен быть требуемого размера; обычно применяют следующие посадки: H7/f7; H8/c8; H8/d9;

2. масло необходимой вязкости должно заполнять зазор и непрерывно пополняться;

3. частота вращения должна обеспечивать создание подъёмной силы в клиновом зазоре;

4. смазочный материал должен полностью разделять трущиеся поверхности.

h = K · (δ₁ + δ₂), где

К(≥2) – коэффициент запаса толщины масляного слоя;

δ₁ ; δ₂ – максимальная высота микронеровностей цапфы и впадины.

Как правило, температура подшипника скольжения не должна превышать 60-70°С.

28.04.05 - Лекция № 12.

КПД подшипников.

Для полужидкостной смазки КПД одной пары подшипников принимают для вкладышей:

η = 0,95 ÷ 0,96 – чугун;

η = 0,97 ÷ 0,98 – бронза;

η = 0,98 ÷ 0,99 – баббит.

При работе: гидродинамический режим → η = 0,995 ÷ 0,999.

Подшипники качения.

Заменяют трение скольжения трением качения.

Значение коэффициента трения скольжения близко к коэффициенту трения качения при работе в режиме гидродинамической смазки φ = 0,0015…0,0060.

Конструкция подшипника качения включает: кольца, тела качения, сепаратор (может отсутствовать).

Использование подшипника качения позволяет:

1. упростить систему смазки;

2. упростить обслуживание подшипника;

3. обеспечить хорошую работу при переходных и пусковых режимах.

Недостатки подшипников качения:

1. отсутствие разъёмных конструкций;

2. большие радиальные габариты;

3. ограниченная быстроходность;

4. низкая работоспособность при вибрациях и ударах.

Классификация подшипников.

-1- По форме тел качения:

1) шариковые;

2) роликовые (игольчатые).

-2- По направлению воспринимаемой нагрузки:

1) радиальные;

2) упорные;

3) радиально-упорные.

-3- По нагрузочной способности (7 серий):

1) сверхлёгкая;

2) особолёгкая;

3) лёгкая;

…………………

7) тяжёлая.

-4- По классам точной:

0 – нормальная;

6 – повышенная;

5 – высокая;

4 – особовысокая;

2 – сверхвысокая.

Материал.

Кольца → высокоуглеродистые хромистые подшипниковые стали (ШХ15; Ш20СГ);

→ цементуемые (18ХГТ).

Термообработка до твёрдости HRc = 61…66.

Тела качения → то же, что для колец, но HRc = 63…67.

Сепаратор → малоуглеродистые стали, латунь, неметаллические материалы.

Смазка.

Необходимое количество смазки невелико. Избыток смазки вредит. Лучше жидкая, но используют консистентную.

F₀ = 4,37 · F_r / z .

С учётом неточности изготовления тел качения:

F₀ = 5 · F_r / z .

Выбор подшипников.

По динамической грузоподъёмности → обусловлен предупреждением усталостного разрушения.

Характеристика подшипников.

Паспортная динамическая грузоподъёмность С[Н] – постоянная нагрузка, которую может выдержать подшипник в течение одного миллиона оборотов без появления признаков усталости не менее, чем у 90% испытываемых подшипников.

Динамическая грузоподъёмность и ресурс связаны эмпирической зависимостью:

где

L – ресурс [млн. об.];

Р – эквивалентная нагрузка;

n = 0,3 – для шариков;

n = 0,33 – для роликов;

а₁ – коэффициент надёжности;

а₂ – коэффициент, учитывающий качество металла и характер приложенной нагрузки.

Если надо увеличить коэффициент надёжности с 0,9 до 0,95, то:

0,9 → а₁ = 1;

0,95 → а₁ = 0,62;

0,99 → а₁ = 0,21.

При малых ресурсах ограничивают Р ≤ 0,5 · С, иначе возможно неусталостное разрушение.

Эквивалентная динамическая нагрузка – условно постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении её к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом обеспечивает такую долговечность, которую подшипник имеет при действительных условиях нагружения.

P_r = (X · V · F_r + Y · F_a) · K_σ · K_T ;

P_a = (X · F_r + Y · F_a) · K_σ · K_T ; где

P_r ; P_a – радиальная и осевая нагрузки;

X ; Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (принимаются по каталогу для каждого подшипника);

V – коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается

(внутреннее → V = 1 ; наружное → V = 1,2);

K_σ – коэффициент безопасности, учитывающий характер прилагаемой нагрузки;

K_T – коэффициент, учитывающий температуру.

При переменной нагрузке величина эквивалентной динамической нагрузки определяется по формуле:

Предельная быстроходность подшипника.

В каталоге указывается предельная частота вращения.

[D_m · n] = const , где

D_m – диаметр тел вращения;

n – частота вращения.

05.05.05 - Лекция № 13.

Соединения.

Шпоночные соединения.

Шпоночные соединения образуют: вал, ступица и шпонка.

Шпонка представляет собой стальной брус, который устанавливается в пазы, расположенные на валу и ступице. Шпонка обеспечивает передачу вращающего момента между валом и ступицей.

Достоинства:

1. простота конструкции;

2. лёгкость монтажа/демонтажа.

Недостатки:

1. шпоночные пары ослабляют и ступицу; ослабление обусловлено:

а) уменьшением поперечного сечения;

б) высокой концентрацией напряжения.

Ш поночные соединения бывают напряжёнными и ненапряжёнными. В ненапряжённых шпоночных соединениях при сборке напряжения не возникают. Они возникают при передаче крутящего момента. В ненапряжённых шпоночных соединениях используют призматические

и сегментные шпонки. В напряжённых шпоночных соединениях используют клиновые и тангенциальные шпонки.

Призматические и сегментные шпонки стандартизованы и выбираются в зависимости от диаметра вала, для которого предназначены.

Расчёт шпоночных соединений.

Основной критерий работоспособности – прочность. При проектном расчёте шпонки выбирают по таблице ГОСТ и затее проверяют на прочность. Размеры шпонок подобраны таким образом, что, если обеспечивается условие прочности на смятие, то обеспечивается условие прочности и на срез.

Учитывая малые размеры шпонки, полагаем, что σ_см = const.

Условие прочности на смятие:

σ_см = F_t / A_см ≤ [σ]_см;

А_см = (h – t₁ - f) · l_шп – площадь смятия;

F_t = 2 · T / d.

Проверка на срез. Условие прочности на срез.

Материал.

Чаще всего шпонки делают из специального сортамента:

Сталь 45 → [σ]_см при стальной ступице = 130…200 Н/мм²;

→ [σ]_см при чугунной ступице = 80…110 Н/мм².

Меньшие значения для работы с переменной нагрузкой, большие – с постоянной.

Если режим работы реверсивный, [σ]_см уменьшают в 1,5 раза.

[τ]_ср = 70…100 Н/мм².

Шлицевые соединения.

Шлицевые соединения образуют выступы на валу и впадины на ступице.

Достоинства:

1. хорошее центрирование деталей и их точное направление при осевом перемещении;

2. меньшее число деталей;

3. более высокая несущая способность при одинаковых габаритах;

4. большая надёжность при реверсивных и динамических нагрузках;

5. большая усталостная прочность;

6. меньшие осевые и радиальные габариты.

Недостатки:

1. высокая сложность технологии изготовления;

2. более высокая стоимость.

Шлицевые соединения различают:

1. по характеру соединения → неподвижные и подвижные;

2. по форме зубьев → прямобочные, эвольвентные, треугольные;

3. по способу центрирования → по наружному диаметру, по внутреннему диаметру, по боковым поверхностям зубьев.

В соединениях, требующих высокой точности соосности вала и ступицы, применяют центрирование по внешнему и внутреннему диаметру.

Наиболее технологично центрирование по внешнему диаметру (350 НВ → ступица).

Расчёт.

Основной критерий работоспособности – сопротивление рабочих поверхностей смятию и изнашиванию.

В результате на боковых поверхностях появляется σ_см.

, где

К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами (зависит от точности изготовления);

z – число шлицов.

12.05.05 - Лекция № 14.

Резьбовые соединения.

В состав резьбовых соединений входят болты, винты, шпильки, гайки.

Классификация резьб.

Основным элементом соединения является резьба, которая получается путём прорезания или накатки на поверхности детали по винтовой линии канавок.

-1- В зависимости от формы поверхности, на которой образуется резьба, различают цилиндрические и конические резьбы.

-2- В зависимости от профиля различают треугольные, трапециевидные, упорные, прямоугольные резьбы.

-3- В зависимости от направления винтовой линии различают правые и левые резьбы.

-4- В зависимости от числа заходов различают однозаходные и многозаходные резьбы.

-5- В зависимости от назначения различают крепёжные, крепёжно-уплотнительные и преобразующие движение резьбы.

Достоинства резьбовых соединений:

1. простота конструкции и технологичность;

2. удобство сборки, разборки и регулировки;

3. высокая нагрузочная способность;

4. малая стоимость.

Недостатки резьбовых соединений:

1. высокая концентрация напряжений.

Геометрические параметры резьбы.

d – номинальный диаметр резьбы;

d₁ – внутренний диаметр резьбы;

d₂ – средний диаметр резьбы (толщина витка равна ширине впадины);

Р – шаг резьбы (расстояние между одноимёнными точками профиля).

P_h = z · P – ход резьбы;

α – угол профиля резьбы;

γ – угол наклона боковой стороны профиля;

ψ – угол подъёма резьбы.

Основные типы резьб:

1. метрическая резьба → α = 60°, γ = 30° (профиль обеспечивает возможность создания больших осевых сил и самоторможение; в качестве основной крепёжной резьбы применяют метрические резьбы с крупным шагом; резьбы с мелким шагом применяются в случаях действия переменных нагрузок для обеспечения гарантированного самоторможения; основная характеристика → d и Р);

2. дюймовая резьба → α = 55° (вместо шага задаётся число витков на один дюйм);

3. трубная резьба → α = 55° (резьба имеет закруглённые выступы и впадины и выполняется без осевых и радиальных зазоров; для высоких давлений применяется трубная коническая резьба);

4. трапециаидадьная резьба → α = 30°, γ = 15° (используется для передачи реверсивного движения под нагрузкой → ходовые винты станков, винты домкратов);

5. упорная резьба → рабочая сторона профиля γ = 3° (используется в передачах «винт-гайка» при больших осевых односторонних нагрузках).

Соединение винтом → винт вворачивается непосредственно в резьбовое отверстие детали (гайка отсутствует).

В машиностроении используют соединения шпильками.

Силовые соотношения в винтовой паре.

φ – угол трения;

ψ – угол подъёма резьбы.

F_t = F · tg(φ + ψ) ; φ = arctg f – это справедливо для прямоугольной резьбы, у которой γ = 0. Для иных резьб φ = arctg f’ = arctg(f / cos γ).

f’ – приведённый угол трения.

Момент завинчивания.

Момент на ключе (момент завинчивания) равен

T = F_p · l = F₀ · [0,5 · d₂ · tg(ψ+φ’) + 0,25 · f · (D₀+d₀)].

Расчёт резьбовых соединений на прочность.

Прочность является основным критерием работоспособности резьбового соединения.

Стандартные болты, винты и шпильки с крупным шагом являются равнопрочными на разрыв стержня по резьбе, на срез резьбы и на отрыв головки. Основной расчёт выполняется по одному критерию – по прочности нарезанной части на растяжение.

19.05.05 - Лекция № 15.

Расчёт сварных соединений.

26.05.05 - Лекция № 16.

Муфты.

Муфта – устройство для соединения концов валов или валов со свободно сидящими на них деталями.

Основное назначение муфты – передача крутящего момента без изменения его величины и направления.

Классификация муфт.

-1- По управляемости муфты:

а) неуправляемые муфты (нерасцепляемые, жёсткие) → осуществляют постоянное соединение;

б) сцепные управляемые муфты → допускают во время работы сцепление и расцепление валов;

в) сцепные самоуправляемые муфты → обеспечивают сцепление (расцепление) валов при изменении заданного режима работы.

-2- По степени снижения динамических нагрузок:

а) жёсткие;

б) упругие.

Основной характеристикой муфты является величина передаваемого крутящего момента.

Большинство муфт стандартизовано и нормализовано, и их выбор сводится к поиску подходящей по каталогу.

Обычно КПД муфты принимают равным η = 0,985…0,995.

Глухие муфты.

Достоинства: простота.

Недостатки:

1. необходимость обеспечения соосности валов;

2. необходимость смещения одного из агрегатов при монтаже и демонтаже соединения.

Материалы:

для втулочных муфт → Сталь 45;

для фланцевых муфт → Сталь 40; 35Л.

Жёсткие компенсирующие муфты.

Они предназначены для соединения валов и могут компенсировать их радиальные, осевые и угловые перемещения.

Зубчатая муфта.

Зубчатые муфты обеспечивают компенсацию радиальных, осевых и угловых уплотнений валов за счёт отточки зубьев по сфере и наличия боковых зазоров.

Цепная муфта.

Цепная муфта компенсирует радиальные и угловые смещения.

Упругие компенсирующие муфты.

Δ ≈ 0,2 мм;

λ ≤ 5 мм;

γ ≤ 1°30’.

Расчёт.

Муфты выбирают по передаваемому моменту.

Т_ГОСТ > Т_вр · К₁ · К₂ · К₃, где

Т_ГОСТ – момент, передаваемый муфтой (по каталогу);

Т_вр – момент, передаваемый муфтой в механизме;

К₁ – коэффициент «ответственности»;

К₂ – коэффициент условий работы машины;

К₃ – коэффициент углового смещения.

Кроме резинового упругого элемента может использоваться металлический упругий элемент.

Сцепные управляемые муфты.

Сцепные управляемые муфты служат для быстрого соединения и разъединения валов.

Различают кулачковые и фрикционные сцепные муфты.

Достоинства:

1. высокая несущая способность;

2. высокая долговечность.

Недостатки:

1. нельзя включать на ходу.

Фрикционные муфты бывают многодисковыми.

Сцепные самоуправляемые муфты.