Подшипники скольжения

Наиболее распространенными в конструкции приборов являются цилиндрические подшипники скольжения. Они отличаются простотой реализации, обладают высокой прочностью, износоустойчивостью, работоспособны при больших частотах вращения в условиях тряски и вибрации, а также могут воспринимать различные виды нагрузок.

Как правило, подшипники скольжения изготавливают в виде втулок из антифрикционного материала (см. Рис.I-34), которые соединяют с корпусом (платы, стенки, стойки, кронштейны) посредством запрессовки, завальцовки, винтами или устанавливают на резьбе. Часто, для лучшего удержания смазки, выполняют конические или сферические выточки.

Рис.I-35 – Реализация камневой опоры в глухом отверстии корпуса.

Во многих приборных устройствах (измерительных приборах, приборах времени) используют подшипники скольжения, изготовленные из минералов (камневые опоры) рубина, сапфира, искусственного корунда, агата, а в особо точных приборах – алмаза (см. Рис.I-35). Такой выбор обусловлен высокой природной твердостью этих материалов, позволяющей оказывать высокие удельные давления; маленьким износом; сохранением физико-химических свойств смазок в течение длительного времени, т.к. они не вступают в химическое взаимодействие с металлом цапфы. Также, опоры из минералов имеют маленький коэффициент трения и большой срок службы.

Пластмассовые подшипники по точности уступают другим видам подшипникам, это связано с технологическими трудностями точной обработки и изменением свойств некоторых пластмасс от температуры и влаги.

При расчете на прочность и износостойкость обычно руководствуются соотношением, определяющим условие прочности цапфы на изгиб:

где M_изг. – изгибающий момент, и W – момент сопротивления сечения изгибу, определяемые из соотношений (формула расчета W приведена для круглого сечения):

Отсюда получим выражение, определяющее диаметр цапфы:

где F_r – радиальная нагрузка на опору, λ = l / d – коэффициент длины цапфы (λ = 0,5…1,2), [σ] – допускаемое напряжение при изгибе.

Однако это только один из возможных вариантов расчета диаметров цапфы и опоры. Повышение температуры выше допустимой приводит к снижению вязкости смазки, ухудшению ее смазывающих свойств, деформации опоры, что повышает износ и опасность заедания. В этом случае, опоры, работающие в режиме полусухого или полужидкостного трения, рассчитывают по среднему давлению между цапфой и подшипником и по произведению этого давления на окружную скорость скольжения цапфы.

Момент трения в опоре скольжения. При одновременном действии радиальной F_r и осевой F_a нагрузок, момент трения в опоре скольжения рассчитывается из соотношения:

В процессе вращения цапфы в опоре при наличии зазора между цапфой вала и подшипником, цапфа вкатывается по поверхности отверстия подшипника (см. Рис.I-36) в направлении, противоположном направлению вращения вала и разворачивается относительно исходного расположения на размер приведенного угла трения ρ = arctg(f), где f – коэффициент трения скольжения между материалами цапфы вала и подшипника. При этом необходимо понимать, что цапфа и опора выполнены из упругих материалов, а, следовательно, контактируют друг с другом по некоторой поверхности (пятно контакта), по которой неравномерно распределена нагрузка.

Рис.I-36 – схема перекоса цапфы в опоре скольжения.

Таким образом, чтобы получить итоговое выражение для подсчета момента трения в опорах, необходимо выделить на пятне контакта элементарные участки и произвести интегрирование по всей поверхности. В результате описанных преобразований получаем выражения для подсчета радиальной составляющей момента трения в двух случаях:

1) Для неприработанных опор:

где – приведенный коэффициент трения;

2) Для приработанных опор:

где – приведенный коэффициент трения;

При определении момента трения опоры от осевой нагрузки F_a, воспринимаемой кольцевой пятой, предполагают равномерно распределенное по ширине кольца (с диаметрами d₁ и d) давление, что соответствует равномерному износу подшипника (подпятника). Таким образом, суммарный момент трения равен:

Для сплошной пяты, диаметр внутреннего кольца d₁ = 0, и тогда момент равен:

Подшипники скольжения малого диаметра

Рис.I-37 – Иллюстрация цапфы в опоре малого диаметра.

При расчете подшипников скольжения малого диаметра (0,07…0,5 мм), необходимо иметь в виду, что в области малых диаметров существует ряд специфических особенностей. Так микрогеометрические неровности оказывают значительно большее влияние на прочностные характеристики опоры, чем при больших диаметрах опоры. При одинаковой технологии изготовления, высота микронеровностей остается примерно постоянной независимо от номинального диаметра d, но их соотношение значительно меняется.

Например, при R_z = 0,003 мм (шлифованные или полированные цапфы) отношение R_z к радиусу цапфы r, при диаметре 10 мм составляет 0,06 %, а при диаметре 0,1 мм – 6 %. В процессе работы происходит истирание микронеровностей, что приводит в уменьшению площади поперечного сечения цапфы и снижению ее прочности. Поэтому фактический момент сопротивления сечения W_ф, соответствующий окружности впадин микронеровностей, меньше посчитанного по номинальному диаметру. Эта разница тем более ощутима, чем меньше номинальный диаметр, при аналогичной технологии изготовления.

Цапфы малого диаметра из закаленной стали, вращающиеся в подшипниках на твердых камнях, практически не притираются. В процессе изготовления, отверстия подшипников принимают двоякую кривизну (см. Рис.I-37), что значительно уменьшает площадку смятия (контактную площадку), и приводит к повышению концентрации напряжений в окрестностях точки контакта:

где F_r – радиальная нагрузка на подшипник; μ – коэффициент трения цапфы и опоры в окрестностях точки контакта (с учетом твердости цапфы и опоры); E – приведенный модуль упругости, рассчитываемый из соотношения:

а E_ц и E_п – соответственно, модули упругости материала цапфы и подшипника. Значение r_пр (приведенного радиуса кривизны) выбирают исходя из следующего условия:

Если (см. Рис.I-5.4) – то ;

Если (см. Рис.I-5.4) – то .

При расчетах опор, работающих в динамических условиях, нагрузки, воспринимаемые опорами, “ограничивают сверху”, т.е. вычисляют максимально возможную силу действующую в радиальном направлении (последующий алгоритм такой же как и для статического случая):

Опоры в центрах

Рис.I-38 – опоры в центрах.

В опорах на центрах подшипник обычно выполняют с цилиндрическим отверстием, имеющим зенковку с углом 2·β = 90˚, а цапфу вала – конической формы с углом 2·α = 60˚ (Рис.I-38). Диаметр d окружности, по которой происходит касание цапфы и подшипника, не превышает 1,5…2 мм. Малая поверхность соприкосновения обуславливает незначительный момент трения и малую чувствительность опоры к перекосам и температурным изменениям. Опоры располагают по обоим концам вала, и они могут воспринимать двустороннюю осевую и радиальную нагрузки. Точность центрирования вала достигается регулированием осевого и радиального зазоров между цапфами и подшипниками. Для этого одной из опор сообщают осевое и радиальное перемещения. При тщательном изготовлении и регулировке можно обеспечить точность центрирования в 1…2 мкм. Опоры на центрах используют только при малых нагрузках и незначительных частотах вращения вала. При больших нагрузках происходит смятие, а при больших частотах вращения – истирание рабочих поверхностей вала и подшипника.

Для опор на центрах, особенно при малых размерах и малых вращающих моментах, рекомендуют использовать материалы, не подвергающиеся коррозии. Для цапф обычно применяют углеродистые инструментальные стали, закаленные до твердости по шкале HRC 50…60. В некоторых ответственных случаях для уменьшения момента трения в опоре на центрах по аналогии с цилиндрическими опорами, применяют втулки из минералов.

Смазку в опорах на центрах не применяют, т.к. при малой опорной поверхности и большом давлении смазка на поверхностях цапфы и подшипника не удерживается.