3 Вопрос

В зоне контакта любого узла трения может возникнуть сухое трение, граничное, смешанное и жидкостное. Вид трения зависит от условий смазывания сопряжений.

Сухое трение происходит при полном отсутствии смазки в местах контакта деталей. Такой вид наблюдается в различных тормозных системах, фрикционных передачах.

Граничное трение характеризуется наличием между взаимодействующими деталями смазочного слоя толщиной до 10 мкм. Такой вид наблюдается в подшипниках качения, в зубчатых передачах.

Смешанное трение возникает в тех случаях, когда смазочный слой несет основную нагрузку, но не полностью разделяет трущиеся детали. Такой вид трения может возникать при взаимодействии поверхностей с низкой чистотой обработки, при малой скорости перемещения одной детали относительно другой.

Жидкостное трение возникает в том случае, когда смазочный слой полностью предохраняет сопрягаемые поверхности от контакта между собой. Такой вид трения возникает, например, в подшипниках скольжения с высокой частотой вращения при невысоких контактных нагрузках.

Критерием оценки видов трения является коэффициент трения.

4 Вопрос

К расчету износа составим схему жидкостного трения сопряжения вал-подшипник (рис. 2).

Рисунок 2 – Схема жидкостного трения сопряжения вал-подшипник

При вращении вала 2 в подшипнике 1 масляная жидкость за счет сил сцепления вовлекается во вращение, устремляясь в клиновидный зазор между валов и подшипником. При увеличении частоты вращения n вал "всплывает" в подшипнике и смазочный материал разделяет сопрягаемые поверхности слоем, равным, согласно гидродинамической теории трения Н. П. Петрова:

h_min = , м, (6)

где η – динамическая вязкость масла, Па·с;

n – частота вращения вала, с^-1;

d – диаметр вала, м;

с – коэффициент длины подшипника,

с = + l , (7)

где l – длина подшипника, м;

S – средний зазор в сопряжении при n → ∞, м,

S = 2r_п – 2r_в; (8)

Р – удельное давление на вал, Па.

Оптимальный зазор для сопряжения вала-подшипника равен:

S_опт = 4h_min , м, (9)

откуда:

S_опт = 0,476 · d · , м. (10)

Максимальный зазор определяется через S_опт. При n > 300 мин^-1:

S_max = , м, (11)

где δ – величина, зависящая от шероховатости поверхности подшипника и вала,

δ = δ₁ + δ₂ , м, (12)

где δ₁, δ₂ – микронеровности вала и подшипника соответственно.

Для большинства нормально приработавшихся поверхностей подшипников скольжения δ₁ + δ₂ = 0,004 м.

Тогда:

S_max = = 62,5 · S_опт . (13)

В соединениях, работающих с частотой вращения менее 300 об/мин, жидкостное трение обеспечено быть не может, поэтому в таких случаях можно принимать:

S_max = (2–3) · S_опт = (8–12) · h_min . (14)

Срок службы подшипников скольжения может быть рассчитан по формуле:

Т_н = , ч, (15)

если известна по ряду конечных замеров интенсивность изнашивания:

I = tgα = , м/ч. (16)

5 Вопрос

В процессе работы подшипников качения в связи с переменным характером нагружения беговых дорожек и катящихся элементов (шариковых, роликовых, игольчатых) на их поверхности, вследствие усталости материала возникают повреждения, сначала в виде мелких точек, пятен, которые потом образуют раковины и трещины и в конечном счете могут вывести подшипник из строя.

При замене подшипника важно знать его срок службы применительно к конкретным условиям работы.

Соотношение между нагрузкой, частотой вращения и сроком службы подшипника выражается следующей зависимостью:

Q(n · Т)^0,3 = с, (17)

где Q – полная условная нагрузка на подшипник, Н;

n – частота вращения, мин^-1;

Т – срок службы подшипника, ч;

с – коэффициент работоспособности подшипника, зависящий от конструкции, внутренних размеров и качества материала подшипника (принимается по справочнику).

Определим по выражению (17) срок службы подшипника:

Т = · . (18)

Условную нагрузку можно вычислить по формуле:

Q = (R + m · A) · k₁ · k₂ · k₃ , (19)

где R – фактическая радиальная нагрузка, Н;

А – фактическая аксиальная нагрузка, Н;

m – коэффициент перевода нагрузки А в R (для разных серий m = 1,5–5,0);

k₁ – коэффициент, учитывающий влияние характера нагрузки (k₁ = 1 при спокойной постоянной нагрузке (шахтные вентиляторы, вентиляторы воздушного охлаждения и др.), k₁ = 1,5 при нагрузке со слабыми толчками (лебедки, головные и подъемные блоки экскаваторов и др.), k₁ = 2 при значительных толчках и вибрациях (дробилки, приводы при пусковых нагрузках 200%), k₁ = 3 при очень сильных толчках и вибрациях (грохота, механизмы подъема и напора экскаватора и др.));

k₂ – коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца k₂ = 1,1; наружного k₂ = 1,45);

k₃ – коэффициент, учитывающий влияние температуры, возникающей в результате работы подшипника (k₃ = 1,05 при рабочей температуре подшипника t = 125 ºС, k₃ = 1,5 при t = 250 ºС).

Подставив выражение (19) в (18), получим:

Т = · , ч. (20)

Если известен тип выбранного подшипника, нагрузки, то можно выбрать работоспособность с, а затем рассчитать срок службы.

Ориентировочный срок службы упорного подшипника определяется по формуле:

Т = · , ч. (21)

Значения коэффициентов n, k₁, k₂, k₃ приводятся в справочниках. Приближенно коэффициент с для подшипников радиальных однорядных и двухрядных сферических можно вычислить по выражению:

с = , (22)

где z – число шариков (для сферических подшипников в одном ряду);

δ – диаметр шарика.

Для роликовых подшипников с короткими цилиндрическими роликами (l/d = 1–2):

с = 55 · z^0,7 · δ · l , (23)

где l – длина ролика.

Признаком износа подшипников может служить повышенный шум во время их работы. Нормальный шум в исправном подшипнике легко звенящий. При изнашивании шум становится дребезжащим с явно выраженными ударами.