Критерии работоспособности червячной передачи. Расчет червячной передачи на контактную прочность

Червячные пе­редачи, так же как и зубчатые, рассчитывают по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. В отличие от зубчатых в чер­вячных передачах чаще наблюдается износ и заедание

Повышенный износ и заедание червячных передач связаны с боль­шими скоростями скольжения и неблагоприятным направлением скольжения относительно линии контакта Для предупреждения заедания ограничивают контактные напрЯжения и применяют специальные антифрикционные пары матерлов: червяк — сталь, колесо — бронза или чугун. Устра­нение заедания в червячных передачах не устраняет абразивного износа зубьев. Интенсивность износа зависит также от величинЫ контактных напряжений. выполняем по формуле расчет сигма аш(см листок !4!)

21. Расчет червячной передачи на изгибную прочность. Материалы червячной передачи. Допускаемые напряжения.

сигма эф =(см листок !4!)

где m_n=m*cos гама

в связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами и износостойкостью. червяки изгот из углеродистой или легированной стали.наибольше нагружаемой способностью обладают пары у которых витки червяка подвержены термич обработки.

допуск контактные напряжения опред по формуле (см листок)[сигма аш],где Cv=коэф учит скорость скольжения,Khl=корень 8 степени из (10 в седьмой/Nhe)<=1,15 –коэф долговечности

допуск напряж изгиба [сигма эф], где коэф долговечности Kfl=корень 9 степени из (10 в 6/Nfe),Nfe=мю эф * Nk

Тепловойрасчет, охлаждение и смазка передачи

Механическая энергия, потерянная в передаче, превращается в тепловую и нагревает передачу. Если отвод теплоты недостаточный, передача перегревается и выходит из строя. Количество теплоты, выделяющейся в передаче в секунду, или тепловая мощность, Ф = Р₁(1-кпд), где Р₁—мощность на входном валу, Вт; Через стенки корпуса редуктора теплота отдается окружа­ющему воздуху, происходит естественное охлаждение. Коли­чество теплоты, отданной при этом в секунду, или мощность теплоотдачи,

Ф1=К(t1-t0)A где А—площадь поверхности охлаждения, м²; t1—внутренняя температура редуктора или температура масла, t0—температура окружающей среды (воздуха); К—коэф­фициент теплоотдачи, если Ф меньш= Ф1, это означает, что естественного охлаждения достаточно. В про­тивном случае необходимо применять искусственное охлажде­ние или снижать мощность передачи.

Искусственное охлаждение осуществляют следующими спо­собами:

1Обдувают корпус воздухом с помощью вентилятора

2Устраивают в корпусе водяные полости или змееви­ки с проточной водой 3Применяют циркуляционные системы смазки со специ­альными холодильниками

При циркуляционной смазке (рис. 9.10, в) масло подают насосом в места зацепления и к подшипникам. При этом оно прогоняется через фильтр и холодильник. Непрерывная очистка масла является большим преимуществом циркуляци­онной смазки, ее применяют при окружных скоростях v=> 12... 15 м/с.

Искусственное охлаждение применяют в некоторых случаях для червячных и всех глобоидных передач. Для зубчатых, а также для червячных передач при сравнительно малой мощности и высоком к. п. д. (многозаходные червяки), как правило, достаточно естественного охлаждения. Сорт масла выбирают в зависимости от окружной скорости и нагружен­ности передачи

23 Передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и рем­ня, охватывающего шкивы. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную (рис. 12.1, а), клиномеренную и круглоременную передачи.

Оценка и применение. Ре­менная передача является од­ним из старейших типов механических передач, сохранивших свое значение до последнего времени.

основные преимущества ременной передачи: возможность передачи движения на значительное расстояние (до 15 м и более); плавность и бесшумность работы, обусловленные эластичностью" ремня и позволяющие работать при высоких скоростях; предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня; предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня; просто-' та конструкции и эксплуатации (передача не требует смазки),

Основными недостатками ременной передачи являются: повышенные габариты (для одинаковых условий диаметр! шкивов примерно в пять раз больше диаметров зубчатых колес); некоторое непостоянство передаточного отношения, вызванное зависимостью скольжения ремня от нагрузки; по­вышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с большим предварительным натяжением ремня

Ременные передачи применяют преимущественно в тех случаях, когда по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях

В современном машиностроении наибольшее распространение¹ имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конструкции значительно сократилось. Плоские ремни новой конструкции (пленочные ремни из пластмасс) получают рас­пространение в высокоскоростных передачах. Круглые ремни применяют только для малых мощностей: в приборах, машинах домашнего обихода и т. п.

24 Критерии способности ирасчета. Основными критери­ями работоспособности ременных передач являются: тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шки­вом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с рекомендациями, выработанными

практикой.

Геометрическиепараметры передачи. а осевое расстояние; бэтта —

угол между ветвями рем­ня; альфа—угол обхвата рем­нем малого шкива. При геометрическом расчете известными обычно явля­ются d1, d2 и а, определя­ют угол альфа и длину ремня l. Вследствие вытяжки и провисания ремня зна­чения альфа и l не являются точными и определяются приближенно

25 КПД.Потери мощности в ременной пере­даче складываются из потерь в опорах валов; потерь от скольжения ремня по шкивам; потерь на внутреннее трение в ремне, потерь от сопротивления воздуха движению ремня и шкивов.

Все эти потери трудно оценить расчетом, а поэтому КПД пере­дачи определяют экспериментально.

При нагрузках, близких к расчетным, средний КПД для лоскоременных передач 0,97, для клиноременных 0,96.

Кривые скольжения и КПД. Работоспособность ременной пере­дачи принято характеризовать кривыми скольжения и КПД (рис. 12.11). Такие кривые являются результатом испытаний ремней раз­личных типов и материалов. На графике по оси ординат отсчитыва­ют относительное скольжение е и КПД, а по оси абсцисс — нагруз­ку передачи.

26 Цепная передача основана на зацеп­лении цепи I и звездочек 2. Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью при прочих равных условиях большие нагрузки (однако меньшие, чем зубчатыми колесами). Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство передаточного отношения (среднего за оборот) и возможность работы при значительных кратковременных перегрузках. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры. Угол обхвата звездочки цепью не имеет столь решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем. Поэтому цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях, а также передавать мощность от одного ведущего вала 1 нескольким ведомым 2

Цепные передачи имеют и недостатки. Основной причиной этих недостатков является то, что цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику. С этим связаны износ шарниров цепи, шум и дополнительные динамические нагрузки, необходимость организации системы смазки.

Область применения. Цепные передачи применяют при значительных межосевых расстояниях, а также для передачи движения от одного ведущего вала нескольким ведомым в тех случаях, когда зубчатые передачи неприменимы, а ременные недостаточно надежны. Наибольшее распространение цепные передачи получили в сельскохозяйственном, транспортном и химическом машиностроении, станкостроении, горнорудном оборудовании и подъемно-транспортных устройствах.

27 Мощность P=F(t)*v

Современные цепные передачи применяют в диапазоне мощностей от долей до нескольких тысяч киловатт. Наиболь­шее распространение получили передачи до 100 кВт, так как при больших мощностях прогрессивно возрастает стоимость цепной передачи по сравнению с зубчатой.

Скорость цепи и частота вращения звездочки

v=n*z*p(ц) /60,

где z — число зубьев звездочки; p(ц)— шаг цепи, м; п—частота вращения звездочки, мин^-1.

Со скоростью цепи и частотой вращения звездочки связаны износ, шум и динамические нагрузки привода. Наибольшее распространение получили тихоходные и среднескоростные передачи с v до 15 м/с и п до 500 мин^-1. Однако встречаются передачи с п до 3000 мин"¹. При быстроходных двигателях цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора.

Передаточное отношение

i=n₁/n₂ = z₂/z_i. (13.3)

Распространенные значения i до 6(10). При больших значениях i становится нецелесообразным выполнять односту­пенчатую передачу из-за больших ее габаритов.

К.п.д. передачи. Потери в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и в опорах валов. При смазке погружением цепи в масляную ванну учитывают также потери на перемешивание масла. Среднее значение к.п.д.=0,96...0,98.

28 Все детали стандартных цепей конструируют примерно равнопрочными. Это достигается соответствующим сочетанием размеров деталей, их материалов и термообработки. Для большинства условий работы цепных передач основной причиной потери работоспособности является износ шарниров цепи. В соответствии с этим в качестве основного расчета принят расчет износостойкости шарниров, а основной расчетный критерий

За один пробег- цепи в каждом шарнире совершается четыре поворота: два на ведущей и два на ведомой звездочках. Эти повороты вызывают износ втулок и валиков.

Срок службы цепи по износу зависит от межосевого расстояния а, числа зубьев

малой звездочки z1, нагрузки или давления p в шарнирах, условий смазки, износостойкости материала деталей шарниров, допускаемого относительного износа.

Решающее влияние на долговечность цепи по износу шарниров оказывает значение давления р в шарнирах. Опытами установлено, что влияние р на долговечность цепи проявляется в степенной форме (во второй и даже в третьей степени в зависимости от условий смазки [27]) и значительно превыша­ет влияние всех других факторов. Не менее существенно влияние смазки и загрязнения цепи

при большом числе зубьев цепь изнашивается медленнее, но зато мало изношенная, далеко не потерявшая своей прочности цепь теряет зацепление со звездочкой. С другой стороны, при малом числе зубьев износ цепи происходит быстрее, но зато и при большом износе цепь не теряет способности зацепления со звездочкой. Она может работать до полной потери своей прочности (до разрыва). Очевидно, что существует такое оптимальное число зубьев звездочки, при котором цепь имеет максимальный срок службы с учетом ее прочности и способности к зацеплению.

29 Принцип действия и классификация. Работа фрикционной передачи основана на использовании сил трения, которые возникают в месте контакта двух тел вращения под действием сил прижатия F_n При этом должно быть

F_t меньше или =F,

где F, — окружная сила; F—сила трения между катками.

Все фрикционные передачи можно разделить на две основные группы: передачи нерегулируемые, т. е. с посто­янным передаточным отношением; пе­редачи регулируемые, или вариаторы, позволяющие изменять передаточное отношение плавно и непрерывно (бесступенчатое регулирование)

Применение. Фрикционные передачи с постоянным переда­точным отношением применяют сравнительно редко. Их область ограничивается преимущественно кинематическими це­пями приборов, от которых требуются плавность движения, бесшумность работы, безударное включение на ходу и т. п.

Как силовые......(не" кинематические) передачи они не могут

конкурировать с зубчатыми передачами по габаритам, надеж­ности, к.п.д. и пр.

Фрикционные вариаторы применяют как в кинематических, так и силовых передачах в тех случаях, когда требуется бесступенчатое регулирование скорости (зубчатая передача не позволяет такого регулирования). Применение фрикционных вариаторов на практике ограничивается диапазоном малых и средних мощностей

30 Во фрикционной передаче с гладкими цилиндрическими катками i = n1/n2 = d2/d1

Для передачи движения между валами с пересека­ющимися осями использу­ют коническую фрикцион­ную передачу. Угол ++ между осями валов может быть разным, чаще всего он равен 90'. Без учета проскальзывания передаточное отношение i = d2/d1

Лобовой вариатор: Диапазон регулирования является одной из основных харак­теристик любого варианта. В отношении к.п.д. и износостойкости лобовые вариаторы уступают другим конструкциям. Однако простота и возможность реверсирования обеспечивают лобовым вариаторам достаточно широкое применение в маломощных передачах приборов и других подобных устройствах. Для повышения диапазона регулирования применяют двухдисковые лобовые вариаторы с промежуточным роликом. В этих вариаторах получают D = 8...I0.

Вариатор с раздвижными конусами. Передающим элементом служит клиновый ремень или специальная цепь.

Винтовой механизм управления раздвигает одну и сдвигает другую пару конусов одновременно на одно и то же значение. При этом ремень перемещается на дру­гие рабочие диаметры без из­менения своей длины.

Торовый вариатор. В этом варианте на ведущем

и ведомом валах за­креплены чашки 1 и 2, выполненные по фор­ме кругового тора. Между чашками зажа­ты ролики 3. Измене­ния передаточного от­ношения достигают по­воротом роликов вок­руг осей О. Оси роли­ков закреплены в спе­циальной рамке так, что они всегда располагаются симметрично относительно оси чашек. Ошибки в рас­положении осей вызывают неравномерную нагрузку роликов, дополнительное скольжение и износ, снижают к.п.д. Условием минимума скольжения является, кроме того, минимальное отклонение вершин начальных конусов роликов от оси чашек. У торовых вариаторов скольжение удается свести к ми­нимуму при соответствующих соотношениях геометрических параметров. В этом заключается основное преимущество торового вариатора.Недостатками его являются сложность конструкции, высокие требования к точности изготовления и монтажа.

Дисковые вариаторы (рис. 11.6). В этих вариаторах момент

передается за счет трения между набором ведущих и ведомых

дисков. Изменение передаточно­го отношения достигают пере­мещением ведущего вала 1 от­носительно ведомого вала 2 в на­правлениях, указанных стрелка­ми. При этом изменяются меж­осевое расстояние а и рабочий диаметр d₂. Передаточное отношение: i = d2/d1 = var

Основной идеей конструкции дискового вариатора является увеличение числа точек контакта между фрикционными элемен­тами. Это позволяет значительно снизить контактные давления, а вместе с этим и износ дисков. Значительно снижается также и сила прижатия F_n.

31 Скольжение. Скольжение является причиной износа, умень­шения, к.п.д. и непостоянства передаточного отношения во фрикционных передачах. Различают три вида скольжения: буксование, упругое скольжение, геометрическое скольжение.

Буксование наступает при перегрузках, когда не соблюдается условие: F_t<F. При буксовании ведомый каток останав­ливается, а ведущий скользит по нему, вызывая местный износ или задир поверхности. Нарушение геометрической формы и качества поверхности катков выводит передачу из строя. Поэтому при проектировании следует принимать до­статочный запас сцепления К и не допускать использования фрикционной передачи в качестве предохранительного устрой­ства от перегрузки. Применение самозатягивающихся нажим­ных устройств, как правило, устраняет буксование.

Упругое скольжение связано с упругими деформациями в зоне контакта. Если бы катки были абсолютно жесткими, то первоначальный контакт по линии оставался бы таким и под нагрузкой. При этом окружные скорости по всей линии контакта равны и скольжения не происходит.

Геометрическое скольжение связано с неравенством скоро­стей на площадке контакта у ведущего и ведомого катков. Оно является решающим для фрикционных передач. Поиски новых форм тел качения часто связаны со стремлением уменьшить геометрическое скольжение.

32 Критерии расчета.При работе фрикционных пар происходят следующие виды разрушения рабочих поверхностей:

Усталостное выкрашивание — в передачах, работающих в ма­сле, когда образуется жидкостное трение. В этих условиях рабочие поверхности разделяются слоем масла, а износ сводится к ми­нимуму.

Износ — в передачах, работающих без смазки, или при отсут­ствии условий для образований режима жидкостного трения

Задир поверхности — связан с перегревом передачи при больших скоростях и нагрузках в условиях недоста­точной смазки.

прочность и долговечность фрикцион­ных пар оценивают по контактным напряжениям. Расчет­ные контактные напряжения при начальном касании по линии!!!!см листок сигма аш равно 0,418….

33 На валах и осях размещают вращающиеся детали: зубчатые колеса, шкивы, барабаны и т. п. Вал отличается от оси тем, что передает вращающий момент от одной детали к другой, а ось

не передает. Различают валы пря­мые, коленчатые и гиб­кие. Наибольшее распро­странение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах (например, в зубоврачебных бормашинах).

По конструкции различают валы и оси гладкие (рис. 15.2), фасонные, или ступенчатые (см. рис. 15.1), а также сплошные и полые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а также с возможностью монтажа детали при посадках с натягом. Полыми валы изготовляют для уменьшения массы или в тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло и пр.

Прямые валы изготовляют преимущественно из углеродис­тых и легированных сталей. Чаще других применяют сталь Ст5 для валов без термообработки; сталь 45 или 40Х для валов с термообработкой (улучшение); сталь 20 или 20Х для быстроходных валов на подшипниках скольжения, у которых цапфы цементируют для повышения износостойкости.

При проектном расчете обычно известны крутящий момент Т или мощность Р и частота вращения п, нагрузка и размеры основных деталей, расположенных на валу Требуется определить размеры и материал вала.

Валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебания. Основной расчетной нагрузкой являются моменты Т и М вызывающие кручение и изгиб. Влияние сжимающих или растягивающих сил обычно мало и не учитывается. Расчет осей является частным случаем расчета валов при Т=0.

Для выполнения расчета вала необходимо знать его кон­струкцию (места приложения нагрузки, расположение опор и т. п.). В то же время разработка конструкции вала невоз­можна без хотя бы приближенной оценки его диаметра. На практике обычно используют следующий порядок проектного расчета вала:

1. Предварительно оценивают средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях (изгибающий момент пока не известен, так как неизвестны расположение опор и места приложения нагрузок).

Напряжения кручения тау = T/W(p) = T/(0.2*d^3)

2. После оценки диаметра вала разрабатывают его конст­рукцию.

3. Выполняют проверочный расчет выбранной конструкции по методике, и, если необходимо, вносят исправления. При этом учитывают, что диаметр вала является одним из основных параметров, определяющих размеры и на­грузочную способность подшипников. На практике не редки случаи, когда диаметр вала определяется не прочностью самого вала, а прочностью подшипников.

34 Расчет на прочность. На практике установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное. Статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных пере­грузок.. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным. /Расчет на статическую прочность выпол­няют как проверочный.

При расчете на сопротивление усталости необходимо прежде всего установить характер цикла напряжений. Вследствие вращения вала напряжения изгиба в различных точках его поперечного сечения изменяются по симметричному циклу

Напряжения кручения изменяются пропорционально измене­нию нагрузки. В большинстве случаев трудно установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуата­ции. Тогда расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимают — симметричным для напряже­ний изгибаи отнулевым для напряжений кручения.

Приступая и расчету, предположительно намечают опасные сечения вала, "которые подлежат проверке (сечения /—/ и II—II; рис. 15.3). При этом учитывают характер эпюр изгибающих и крутящих моментов, ступенчатую форму вала и места концентрации напряжений (см. рис. 15.1). Для опасных сечений определяют запасы сопротивления усталости и срав­нивают их с допускаемыми.

35 Расчет на жесткость. Упругие перемещения вала отрицатель­но влияют на работу связанных с ним деталей: подшипников,

зубчатых колес, катков, фрикционных передач

и т. и. От прогиба вала в зубчатом за­цеплении возникает конце­нтрация нагрузки по длине зуба. При больших углах поворота в подшипнике может произойти защемление вала. В металлорежущих станках перемещения валов (в особенности шпинделей) снижают точ­ность обработки и качество поверхности деталей. В делитель­ных и отсчетных механизмах упругие перемещения снижают точность измерений и т. д.

Допускаемые упругие перемещения зависят от конкретных требований к конструкции и определяются в каждом отдельном случае.

36 Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения к. п. д. механизма потери в подшипниках должны быть минимальны­ми. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность машин.

Подшипники классифицируют по виду трения и восп­ринимаемой нагрузке.

По виду трения различают: подшипники скольжения, У ко­торых опорный участок вала скользит по поверхности подшип­ника; подшипники качения, у которых трение скольжения заменяют трением качения посредством установки шариков или роликов между опорными поверхностями подшипника и вала.

По воспринимаемой нагрузке различают подшипники: ради­альные— воспринимают радиальные нагрузки; упорные — восп­ринимают осевые нагрузки; радиалъно-упориые—- воспринимают радиальные и осевые нагрузки.

Все типы подшипников широко распространены.

Подшипники скольжения-Опорный участок вала называют цапфой. Форма рабочей по­верхности подшипника скольжения, так же как и форма цапфы вала, может быть цилиндрической, плоской, конической или шаровой. Основным элементом подшипника является вкладыш 1 с тонким слоем антифрикционного материала на опорной поверхности. Вкладыш устанавливают в специальном корпусе подшипника 2 или непосредственно в корпусе машины. Подшипники скольжения применяют очень широко, и в целом ряде конструкций они незаменимы. К таким подшипникам относятся: 1) разъемные подшипники, необходимые по условиям сборки, например для коленчатых валов; 2) высокоскоростные подшипники (и>30 м/с), в условиях работы которых долговечность подшипников качения резко сокращается (вибрации, шум, большие инерционные нагрузки на тела качения); 3) подшипники прецизионных машин, от которых требуется особо точное направление валов и воз­можность регулировки зазоров; 4) подшипники, работающие в особых условиях (воде, агрессивных средах и т. п.), в которых подшипники качения неработоспособны из-за коррозии; 5) подшипники дешевых тихоходных механизмов и некоторые другие.

37 Вращению цапфы в подшипнике противодействует момент сил трения. Работа трения нагревает подшипник и цапфу. От поверхности трения теплота отводится через корпус подшипника и вал, а также уносится смазывающей жидкостью. Для любого установившегося режима работы подшипника существует тепловое равновесие: теплоотдача равна тепло­выделению. При этом устанавливается определенная тем­пература. Чем больше тепловыделение и хуже условия теплоотдачи, тем выше температура теплового равновесия. Эта температура не должна превышать некоторого предельного значения, допускаемого для данного материала подшипника и сорта смазки. С повышением температуры понижается вязкость масла и увеличивается вероятность заедания цапфы в подшипнике. В конечном результате заедание приводит к выплавлению вкладыша. Перегрев подшипника является основной причиной его разрушения.

Работа подшипника сопровождается износом вкладыша и ца­пфы, что нарушает правильную работу механизма и самого подшипника. Если износ превышает норму, то подшипник бракуют. Интенсивность износа, связанная также с работой трения, определяет долговечность подшипника.

При действии переменных нагрузок (например, в поршневых двигателях) поверхность вкладыша может выкрашиваться всле­дствие усталости. Усталостное выкрашивание свойственно под­шипникам с малым износом и наблюдается сравнительно редко. В случае действия больших кратковременных перегрузок ударного характера вкладыши подшипников могут хрупко разрушаться. Хрупкому разрушению подвержены малопрочные антифрикционные материалы, такие, как баббиты и некоторые пластмассы.

38 При полужидкостном трении в подшипнике будет смешанное трение —- одновременно жид­костное и граничное. Граничным называют трение, при котором трущиеся поверхности покрыты тончайшей пленкой смазки, образовавшейся в результате действия молекулярных сил и химических реакций активных молекул смазки и матери­ала вкладыша. Способность смазки к образованию граничных пленок (адсорбции) называют маслянистостью (липкостью, смачиваемостью). Граничные пленки устойчивы и выдерживают большие давления. Однако в местах сосредоточенного давления они разрушаются, происходит соприкасание чистых поверх­ностей металлов, их схватывание и отрыв частиц материала при относительном движении. Полужидкостное трение со­провождается износом трущихся поверхностей даже без по­падания внешних абразивных частиц. Значение коэффициента полужидкостного трения зависит не только от качества масла, но также и от материала трущихся поверхностей.

К полужидкостным подшипникам относятся подшипники грубых

тихоходных механизмов, машин с частыми пусками и останов­ками, неустановившимся режимом нагрузки, плохими услови­ями подвода смазки и т. п. Эти подшипники рассчитывают:

а) по условному давлению — подшипники тихоходные, рабо­тающие кратковременно с перерывами: p = F(r) / (ld)

б) по произведению давления на скорость — подшипники средней быстроходности: pv = [pv]

где F(r)—радиальная нагрузка на подшипник; d-—диаметр цапфы (вала); l—длина подшипника; v-—окружная скорость цапфы.

Расчет по [pv] в приближенной форме предупреждает интенсивный износ, перегрев и заедание. Допускаемые значения [р ] и [рv ], определенные из опыта эксплуатации подобных конструкций,

39 работа трения является основным показателем, работоспособ­ности подшипника. Трение определяет износ и нагрев подшип­ника, а также его к. п. д. Для уменьшения трения подшипники скольжения смазывают. В зависимости от режима работы подшипника в нем может быть полужидкостное или жид­костное трение. При жидкостном, трении рабочие поверхности вала и вклады­ша разделены слоем масла, толщина h которого больше суммы высот R(z) шероховатостей поверхностей: h больше R(z1) + R(z2)

При этом условии масло вос­принимает внешнюю нагрузку, предотвращая непосредственное соприкасание рабочих поверхно­стей, т. е. их износ. Сопротивле­ние движению в этом случае определяется только внутренним трением в смазочной жидкости.

толщина мас­ляного слоя возрастает с увеличением вязкости масла и угловой скорости цапфы. С увеличением нагрузки толщина масляного слоя уменьшается.

Таким образом, для образования режима жидкостного трения необходимо соблюдать следующие основные условия: 1) между скользящими поверхностями должен быть зазор клиновой формы; 2) масло соответствующей вязкости должно непрерывно запол­нять зазор; 3) скорость относительного движения поверхностей

должна быть достаточной для того, чтобы в масляном слое создалось давление, спо­собное уравновесить внеш­нюю нагрузку.

40 Применение подшипников качения позволило заменить трение скольжения трением качения. Трение качения существенно меньше зависит от смазки. Условный коэффициент трения качения мал и близок к коэффициенту жидкостного трения в подшипниках скольжения (f=0,0015...0,006). При этом упроща­ются система смазки и обслуживание подшипника, уменьшается возможность разрушения при кратковременных перебоях в смаз­ке (например, в периоды пусков, резких изменений нагрузок и скоростей). Конструкция подшипников качения позволяет изготовлять их в массовых количествах как стандартную продукцию, что значительно снижает стоимость производства. Отмеченные основные качества подшипников качения обеспечи­ли им широкое распространение.

К недостаткам подшипников качения следует отнести от­сутствие разъемных конструкций, сравнительно большие ради­альные габариты, ограниченную быстроходность, связанную с кинематикой и динамикой тел качения (центробежные силы, гироскопические моменты и пр.), низкую работоспособность при вибрационных и ударных нагрузках и при работе в аг­рессивных средах (например, в воде).

По форме тел качения они разделяются на шариковые и роликовые, по направлению воспринимаемой нагрузки—на радиальные,' упорные, радиалъно-упорные и упорно-радиальные.

Радиальные шариковые подшипники—наибо­лее простые и дешевые. Они допускают небольшие перекосы вала и могут воспринимать осевые нагрузки, но меньшие радиальных. Эти подшипники широко распространены в машиностроении.

Радиальные роликовые подшипники (4, рис. 16.13) благодаря увеличенной контактной поверхности допускают значительно большие нагрузки, чем шариковые. Однако они не воспринима­ют осевые нагрузки и плохо работают при перекосах вала. В роликовых цилиндрических и конических подшипниках с ком­бинированными (бочкообразными) роликами концентрация на­грузки от неизбежного перекоса вала существенно снижается.

Самоустанавливающиеся шариковые и роликовые под­шипники применяют в тех случаях, когда допускают значитель­ный перекос вала (до 2...3"). Они имеют сферическую повер­хность наружного кольца и ролики бочкообразной формы. Эти подшипники допускают небольшие осевые нагрузки.

Применение игольчатых подшипников позволяет умень­шить габариты (диаметр) при значительных нагрузках. Упор­ный подшипник воспринимает только осевые нагрузки и плохо работает при перекосе оси.

По нагрузочной способности (или по габаритам) подшипники разделяют На семь серий диаметров и ширин: сверхлегкую, особо легкую, легкую, легкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжелую; по классам точности: 0 (нормального класса); 6 (повышенного); 5 (высокого); 4 (особо высокого) и 2 (сверхвысокого). От точности изготовления в значительной степени зависит работоспособность подшипника, но одновре­менно возрастает его стоимость.

Все подшипники качения изготовляют из высокопрочных подшипниковых сталей с термической обработкой, обеспечи­вающей высокую твердость.

41 Основные критерии работоспособности и расчета.Можно отметить следующие основные причины потери работоспособ­ности подшипников качения.

Усталостное выкрашивание наблюдается у подшипников после длительного времени их работы в нормальных условиях.

Износ наблюдается при недостаточной защите от абразив­ных частиц (пыли и грязи). Износ является основным видом разрушения подшипников автомобильных, тракторных, горных, строительных и многих подобных машин.

Разрушение сепараторов дает значительный процент выхода из строя подшипников качения, особенно быстроходных.

Раскалывание колец и тел качения связано с ударными и вибрационными перегрузками, неправильным монтажом, вызывающим перекосы колец, заклинивание и т. п. При нормальной эксплуатации этот вид разрушения не наблюдается.

Остаточные деформации на беговых дорожках в виде лунок и вмятин наблюдаются у тяжелонагруженныхтихоход­ных подшипников.

Современный расчет подшипников качения базируют только на двух критериях:

1) расчет на статическую грузоподъемность по остаточным деформациям;

2) расчет на ресурс (долговечность) по усталостному вы­крашиванию. Расчеты по другим критериям не разработаны, так как эти критерии связаны с целым рядом случайных факторов, трудно поддающихся учету.

Стандартом ограничены число типов и размеров подшип­ников. Это позволило рассчитать и экспериментально уста­новить грузоподъемность (работоспособность) каждого типо­размера подшипников.

При проектировании машин подшипники качения не кон­струируют и не рассчитывают, а подбирают из числа стан­дартных по условным формулам. Методика подбора стан­дартных подшипников также стандартизована.

Различают подбор подшипников по динамической грузо­подъемности для предупреждения усталостного разрушения (выкрашивание), по статической грузоподъемности для пред­упреждения остаточных деформаций.

42 особенности связаны с наклоном контактных линий на угол альфа к торцевой плоскости подшипника .нагрузки в зацеплении Fr суммарная=корень из Ft*Ft+Fr*Fr,M=Fa*dm1/2

43 Муфтами в технике называют устройства, которые служат для соединения концов вала, стержней, труб, электрических проводов. Потребность в соединении валов связана с тем, что большинство машин компонуют из ряда отдельных частей с входными и выходными валами, которые соединяют с по­мощью муфт (рис. 17.1), Соединение валов является общим, но не единственным назначением муфт. Так, например, муфты ис­пользуют для включения и вы­ключения исполнительного меха­низма при непрерывно работа­ющем двигателе (управляемые муфты); предохранения машины от перегрузки (предохранитель- ^Рис п.!