Ущільнення підшипників. Для захисту підшипників кочення від забруднення та запобігання витікання з опор мастила застосовують ущільнювальні пристрої.

За принципом дії ущільнювальні пристрої поділяють на такі: контактні (манжетні та сальникові), що використовуються при низьких

та середніх швидкостях; ущільнювальна дія забезпечується завдяки щільному контакту деталей пристрою;

лабіринті та щілинні, які застосовують у необмеженому діапазоні швидкостей; захист здійснюється завдяки підвищеному опору витікання мастила через вузькі щілини;

відцентрові, які можуть бути використаними при середніх та високих швидкостях; принципи дії — відкидання відцентровими силами мастила та забруднюючих речовин, що потрапляють в підшипникові опори;

комбіновані, які поєднують декілька розглянутих вище принципів дії.

Таблиця 8.7 – Манжети гумові армовані

Приклад умовного позначення манжети для вала діаметром d=50 мм типу I:

Манжета 50×70×10 -1ГОСТ 8752-79

117

Манжетні ущільнення (табл.8.7) поділяють на два основні типи: тип I - застосовують при швидкості ковзання υ ≤20 м/с; тип II - використовують

при υ≤15 м/с.

Поверхня вала під ущільненням повинна бути загартованою до твердо-

сті НRС 40...45, мати шорсткість Ra≤0,4 мкм і поле допуску h11. Ресурс манжет - до 5000 год. Вони надійно працюють як з пластичними так і з рідкими мастилами при перепадах температур від -45 ° до +150 °С.

Рисунок 8.18 – Щілинне ущільнення

118

Встановлення манжетних ущільнень в підшипникових опорах показано на рис.8.16. Встановлення відкритої манжети (рис.8.16, а) рекомендується тільки при однакових тисках середовища зовнішнього і внутрішнього у підшипниковому вузлі. При підвищеному тиску в опорі треба використовувати закриті манжети (рис.8.16, б), тоді вони не можуть бути витиснутими із кришки підшипника. Якщо підшипникова опора працює в дуже запорошеному середовищі, то ставлять подвійні манжети (рис.8.16, в) або двокромкові манжети з пиловиком (рис.8.16, г).

Сальникові ущільнення (рис.8.17) виконують у вигляді просочених у гарячому мастилі повстяних або фетрових кілець, що розміщені з натягом у спеціальних кільцевих жолобах. Використовують сальникові ущільнення для рідких і пластичних матил при швидкостях до 5 м/с на полірованих поверхнях валів.

Таблиця 8.8 - Розміри ущільнень, мм, (рис.8.17, 8.18 і 8.19)

Щілинні ущільнення виконують переважно у вигляді кільцевих щілин із проточками (рис.8.18). Щілини заповнюють пластичним мастилом. Захис-

119

на властивість щілинних ущільнень незначна, тому їх використовують для підшипникових опор, що працюють у чистому і сухому середовищі.

Лабіринті ущільнення (рис.8.19) є найдосконалішими для роботи при високих швидкостях обертання. В цих ущільненнях треба забезпечити чергування відповідних ділянок із малими та збільшеними зазорами. Малі зазори 0,3...0,5 мм при роботі ущільнень в умовах низьких та середніх швидкостей обертання заповнюють пластичним мастилом. Основні розміри ущільнень зведені в табл.8.8.

Якщо для змащування підшипників кочення застосовують пластичні мастила, а в корпусі механізму міститься рідке мастило (редуктори, коробки передач), то для ізоляції підшипників і уникнення вимивання пластичного мастила рідким, часто з внутрішньої сторони підшипникові вузли захищають мастилозатримуючими кільцями, спеціальними рухомими або нерухомими сталевими шайбами (рис.8.20).

8.8 Підбір підшипників кочення за статичною та динамічною вантажністю

Розрізняють два режими роботи підшипників: динамічний, - коли одне кільце підшипника обертається відносно другого, і статичний, - коли його кільця не рухаються одне відносно одного. Відповідно до цього у першому випадку підбір та розрахунок передбачає попередження виникнення втомного руйнування тіл кочення і бігових доріжок кілець, а в другому випадку - запобігання виникненню залишкових деформацій тіл кочення і кілець понад допустиму норму.

Для підбору підшипників із числа стандартних потрібні такі дані: модуль та напрям навантаження на опору вала; режим навантаження; частота обертання або кутова швидкість вала; задана довговічність підшипника.

Підбір підшипників за статичною вантажністю. Підбір таких під-

шипників здійснюється за умовою:

де Po - статичне еквівалентне навантаження; Сo - базова статична вантажність (наводиться у каталогах).

Статичне еквівалентне радіальне навантаження для радіальних і раді- ально-упорних підшипників визначається за формулою:

де Rr , Ra - радіальне та осьове навантаження на підшипник, Н; Х0 ,Y0 – кое-

фіцієнти радіального та осьового статичного навантаження, які визначаються за табл.8.9.

120

Якщо виявиться, що Po < Rr , то треба брати Po = Rr .

Для упорно-радіальних підшипників визначають статичне еквівалентне осьове навантаження

Якщо умова (8.1) не виконуються, то слід орієнтуватись на підшипники більш важких серій, або вибрати підшипник більшого діаметра чи взяти два підшипники одного типорозміру.

Таблиця 8.9 – Значення коефіцієнтів Х0 і У0

Значення У0 для проміжних кутів контакту отримують лінійною інтерполяцією

Підбір підшипників за динамічною вантажністю. Динамічно наван-

таженим вважають підшипник, у якого одне кільце обертається відносно іншого. Динамічно навантажені підшипники підбирають за фактичною їх довговічністю за умови відсутності втомного руйнування.

Довговічність підшипника – це число обертів здійснених одним кільцем відносно іншого до появи перших ознак втоми матеріалу одного із кілець або тіл кочення.

Надійність підшипника визначається відсотками із групи ідентичних підшипників, які працюючи в однакових умовах мають досягти або перевершити розрахункову довговічність.

121

Базова розрахункова довговічність – це довговічність, що відповідає

90% надійності конкретного підшипника або групи підшипників кочення, які працюють в однакових умовах і виготовлені з одного матеріалу.

Базова динамічна розрахункова вантажність – це постійне радіальне навантаження (або осьове для упорних і упорно-радіальних ), яке підшипник може теоретично сприймати при базовій розрахунковій довговічності, що відповідає одному мільйону обертів.

Базова динамічна розрахункова вантажність для двох і більше однакових кулькових радіально-упорних однорядних підшипників, встановлених на одному валу і розміщеними широкими або вузькими торцями один до одного або тандемом, так що вони працюють як один вузол, рівна числу підшипників у степені 0,7 помножену на базову динамічну розрахункову вантажність одного однорядного підшипника (С=Сk0,7, тут k – число підшипників).

Поверхні тіл кочення і доріжок кочення кілець підшипника піддаються дії змінних контактних напружень. На основі теоретичних і експериментальних досліджень встановлена залежність між навантаженням на підшипник та його довговічністю:

де L – довговічність підшипника до появи втоми, млн. обертів; С – базова

динамічна розрахункова вантажність; Р – динамічне еквівалентне навантаження на підшипник; m – показник степеня, який для кулькових підшипників - m=3, а для роликових – m=10/3.

Якщо відома кутова швидкість ω рухомого кільця підшипника, то за визначеним L довговічність в годинах можна обчислити за співвідношеням

У загальному машинобудуванні беруть Lh=(3000… 50000) год. Стандартами передбачено довговічність підшипників Lh>10000 годин для зубчастих редукторів, Lh>5000 годин для черв’ячних редукторів.

Отже підбір підшипників кочення за динамічною вантажністю зво-

диться до визначення їхньої довговічності.

Розрахунок еквівалентного навантаження. Роботоздатність підшип-

ника кочення залежить від багатьох факторів, в тому числі від характеру прикладання навантаження і закону його зміни.

122

Таблиця 8.10 - Коефіцієнти X,Y радіальних і осьових навантажень

Значення Х,Y, е для проміжних значень відносних осьових навантажень і кутів контакту визначаються лінійним інтерполюванням.

Динамічне еквівалентне навантаження для радіальних та радіальноупорних кулькових і роликових підшипників, а також для упорнорадіальних підшипників з кутом α≠ 900 при постійному осьовому і радіальному навантаженні визначається за формулою

123

де Х,Y – коефіцієнти радіального і осьового навантаження; Rr, Ra – відповідно радіальне і осьове зовнішнє навантаження на підшипник.

Значення коефіцієнтів Х ,У радіального і осьового навантаження наведені у таблиці 8.10.

Динамічне еквівалентне навантаження для радіальних роликових підшипників з кутом α=00 при чисто радіальному навантаженні розраховують за формулою:

Значення коефіцієнтів Х ,Y вибирають на основі порівняння відношень Ra Rr і параметра осьового навантаження е (табл.8.10) Це пов’язано з тим,

що через наявність раді-

підшипників збільшення загального навантаження з ростом осьової сили Ra. Тому значення Х,У різні при Ra Rr < e і Ra Rr > e .

Параметр осьового навантаження е для кулькових радіальних і раді- ально-упорних підшипників вибирають залежно від відношення Ra C0

(табл.8.10).

Осьові навантаження Ra на радіальні кулькові підшипники беруть рівними зовнішнім осьовим силам Fa, що діють на вал (рис.8.21,а).

Для радіально-упорних кулькових підшипників типу 36000 параметр е залежить від відношення Ra C0 , де осьове навантаження Ra поки що неві-

124

Розділ 8 Опори валів

Розрахунок осьового навантаження Ra для радіально-упорних підшипників має деякі особливості, які пов’язані з появою осьової складової S від дії на підшипник радіальної сили Rr (рис.8.21,в). На рис.8.22 зображена конструктивна, а на рис.8.23 розрахункова схема для підшипників вала конічної шестірні. Вал навантажений силами в зачепленні Ft, Fa, Fr.

Радіальна складова Fr лежить у горизонтальній площині і на схемі проектується в точку. Радіальні навантаження

додаткові умови. Розглянемо їх. Нахил контактних ліній у радіальноупорних підшипниках приводить до того, що радіальне навантаження

Rr сприяє появі внутрішніх осьових сил S, які намагаються змістити в осьовому напрямку кільця підшипника. Цьому заважають упорні буртики вала і корпусу з відповідними реакціями RaA і RaB . Очевидно, що RaA ≥ S A і

RaB ≥ SB у противному разі кільця підшипника розійдуться. Окрім того, в

125

одному із підшипників має бути Rai = Si . Так як невідомо, у якому підшипнику виконується ця рівність, рівняння (8.12) розв’язуємо методом проб.

і якщо при цьому RaB ≥ SB , то осьові сили визначені вірно. Якщо RaB < SB , то приймають RaB = SB і визначають за рівнянням (8.12)

RaA = Fa + SB .

Тепер обов’язково виконується умова RaA ≥ S A , так як при RaA = S A

було RaB < SB .

При відсутності радіального зазору для кулькових підшипників

для підшипників з конічними роликами

При визначені осьових навантажень дворядних (здвоєних) радіальноупорних підшипників осьові складові S не враховуються.

У радіально-упорних підшипниках радіальні реакції вважаються прикладеними до вала у точках перетину нормалей (рис.8.22), проведених до середини контактуючих площадок. Відстань а між цією точкою і торцем підшипника для однорядних радіально-упорних підшипників

ти радіальним кульковим підшипникам як найдешевшим та простим в експлуатації. Їх успішно застосовують для опор, де осьове навантаження становить менше 25% від радіального (Ra/Rr<0,25). Якщо відношення (Ra/Rr>0,25), то рекомендують брати радіально-упорні кулькові або роликові. Конічні та черв’ячні колеса повинні бути точно і жорстко зафіксовані в осьовому напрямку. Кулькові радіальні підшипники мають малу жорсткість. Тому для опор валів черв’ячних і конічних силових передач використовують роликові конічні підшипники, які здатні сприймати значні осьові навантаження.

126

9МУФТИ

9.1Призначення і класифікація муфт

Уприводах загального призначення з'єднання валів доцільно здійснювати стандартними муфтами, що мають різноманітний асортимент і досить високий технічний рівень. Вибір типу муфти визначається її функціональним призначенням і особливостями конструкції. Деякі загальні рекомендації тут полягають у наступному: 1) на швидкохідних валах, де діють невеликі крутні моменти але при пуску виникають значні динамічні і навіть ударні навантаження, встановлюють пружні компенсуючі муфти; 2) на тихохідних валах, що передають значні крутні моменти встановлюють жорсткі компенсуючі муфти, які мають високу навантажувальну здатність; 3) при наявності короткочасних перевантажень, дія яких може привести до руйнування деталей привода або технологічного устаткування, застосовуються запобіжні муфти; 4) для валів, осі яких мають значний перекіс, через неточність монтажу, або ж за умовами роботи механізму, (наприклад, карданний вал), використовуються шарнірні муфти; 5) якщо один з валів, які з'єднуються - ведучий є реверсивним, а інший - ведений повинен обертатися тільки в одному напрямку, застосовують обгінні муфти.

Усі муфти приводів поділяються за принципом роботи на три основні типи: механічні, електричні і гідравлічні. Дальше будемо розглядати тільки найпоширеніші механічні муфти. Механічні муфти діляться на чотири гру-

пи: некеровані, керовані, самокеровані і комбіновані. А кожна група ділиться на підгрупи. Нище розглянемо конструктивні особливості деяких найпоширеніших муфт із кожної підгрупи.

9.2Конструктивні особливості муфт і їх розрахунок

Стандартні муфти виготовляються у десяти кліматичних виконаннях і п'яти категорій розміщення, ГОСТ 15150-69. В умовних позначеннях муфт прийняті наступні позначення макрокліматичних районів : У - з помірним кліматом; УХЛ - з помірним і холодним кліматом; ТВ - з вологим тропічним кліматом і т.д. Категорії розміщення, що визначають умови, у яких будуть експлуатуватися муфти, позначаються цифрами: 1 - експлуатація на відкритому повітрі; 2 - експлуатація під навісом або у приміщеннях, де коливання температури і вологості повітря несуттєво відрізняються від коливань цих параметрів на відкритому повітрі (металеві приміщення без теплоізоляції, кузова, причепи...); 3 - експлуатація в закритих приміщеннях із природною вентиляцією без штучно регульованих кліматичних умов, де коливання температури і вологості повітря, а також вплив піску і пилу істотно менше, ніж на відкритому повітрі (металеві приміщення з теплоізоляцією, кам'яні і бетонні приміщення...) і т.д.

127