Подшипниковые опоры и опорно-поворотные устройства

500 

Категория: Метки: , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,

Описание

Библиотеки начинающего
конструктора

Игнатьев Н П

ПОДШИПНИКОВЫЕ
ОПОРЫ
И
ОПОРНО-ПОВОРОТНЫЕ
УСТРОЙСТВА
Справочно – методическое пособие

СОДЕРЖАНИЕ

Введение
1. Приводные валы…………………………………………………………4
1.1 Типы приводных валов и примеры их использования……………5
1.2 Крепление деталей на валу…………………………………………..14
1.3 Расчеты приводных валов…………………………………………….19
1.4 Требования по точности, предъявляемые к валам………………..30
1.5 Материалы и технология изготовления валов……………………..39
2. Подшипниковые опоры приводных валов……………………………41
2.1 Виды подшипников и область их применения……………………..41
2.2 Подшипники качения……………………………………………………42
2.2.1 Типы подшипников качения…………………………………………..42
2.2.2 Условия работоспособности подшипников качения……………..44
2.2.3 Влияние опорных подшипников качения на точность                           положения деталей установленных на валу………………..,,,,,,,,,,,,,,…54
2.2.4 Посадки подшипников качения………………………………………57
2.2.5 Расчет подшипников качения………………………………………..62
2.2.6 Конструкция подшипниковых опор…………………………………63
2.2.7 Сборка опор с подшипниками качения……………………………75
2.3 Подшипники скольжения……………………………………………..82
2.3.1 Подшипники полужидкостного и полусухого трения……………82
2.3.2 Конструктивное исполнение опор валов на
подшипниках скольжения…………………………………………………..86
2.3.3 Влияние подшипников скольжения на точность
положения вала………………………………………………………………89
2.3.4 Подшипники жидкостного трения…………………………………93
2.3.5 Гидродинамические подшипники скольжения………………….93
2.3.6 Гидростатические подшипники скольжения…………………..106
2.3.7 Сборка опор с подшипниками скольжения……………………120
3. Опорно – поворотные устройства…………………………………126
3.1 Область применения опорно – поворотных устройств……….126
3.2 Оригинальные конструкции опорно – поворотных устройств.132
3.3 Привод опорно – поворотных устройств………………………..138
3.4 Расчет опороно – поворотных устройств……………………….149
4. Рекомендации по проектированию………………………………..153
Приложение 1…………………………………………………………….161
Литература………………………………………………………………..162

ВВЕДЕНИЕ

           Основным элементом любого зубчатого привода помимо зубчатых колес являются приводные валы, которые будучи соединены с с зубчатыми колесами посредствам шпоночного или шлицевого соединения обеспечивают наравне с ними передачу крутящего момента, а также точное взаимное расположения зацепляющихся зубчатых колес. Основным конструктивным элементом любого вала, позволяющим выполнять его основную функцию поддержание и передачу вращательного движения, являются его опоры. Опоры вала должны, воспринимая действующие на них нагрузки обеспечивать с требуемой точностью положение вала при его вращении с определенной скоростью. В зависимости от величины направления и продолжительности во времени действия сил, а также от размеров, точности и положения в пространстве вала опоры находятся в различных условиях эксплуатации и соответственно имеют различную конструкцию для выполнения предъявляемых к ним требований. В качестве опор валов применяются различного типа подшипники, которые в первую очередь делятся на две основных группы по характеру трения между вращающимися поверхностями вала и опоры это подшипники качения и подшипники скольжения.
Отдельным вариантом подшипниковых опор являются опорно – поворотные устройства, которые обеспечивают поддержание вращения вертикально расположенного вала, особенно если в соответствии с требованиями конструкции технического объекта вал принимает форму диска или поворотной планшайбы. При этом наибольший интерес, благодаря своим преимуществам, вызывают опорно – поворотные устройства выполненные на основе опор качения, содержащих большое количество шариков или роликов, которые находят широкое применение в поворотных столах технологического оборудования и поворотных платформах подъемно – транспортных и дорожно – строительных машин.

1. Приводные валы
1.1 Типы приводных валов и примеры их использования.

Во всех типах зубчатых передач (цилиндрических, конических, червячных, планетарных) основным конструктивным элементом, помимо зубчатых колес, являются приводные валы. Основным назначением приводных валов является:
–   передача крутящего момента, от двигателя к исполнительному механизму    машины и создание при этом условий для нормальной работы механической передачи, за счет обеспечения достаточной прочности и жесткости,
–  крепления зубчатых колес, звездочек, шкивов, муфт, как в радиальном, так и в осевом положении,
–  обеспечение точного расположения зубчатых колес в передаче, посредствам опор скольжения или качения, установленных в отверстиях корпуса расположенных параллельно, перпендикулярно, или под углом друг к другу.

          По форме и наличию конструктивных элементов наиболее часто встречаются следующие типы валов:
–  гладкий вал со шпоночными пазами или шлицевыми поверхностями (см. Рис 1а),
–  ступенчатый вал без шпоночных пазов и шлицевых поверхностей (см. Рис 1б),
–  ступенчатый вал со шпоночными пазами (см Рис 1в),
–  ступенчатый вал со шлицевыми поверхностями (см. Рис 1г)
–  ступенчатый вал со сквозными отверстиями (см. Рис 1д)
–  вал с фланцем (см. Рис 1е),
–  вал – шестерня (см. Рис 1ж),
–  вал, выполненный за одно целое с рейкой (см. Рис 1з)
–  вал, выполненный за одно целое с червяком (см. Рис 1и),
− полый вал – шестерня с наружными и внутренней посадочными поверхностями (см. Рис. 1к),
− колоколообразный вал – шестерня с наружными и внутренней посадочными поверхностями (см. Рис. 1л),
− торсионный вал (см. Рис. 1м).

Рис 1 Типы приводных валов

              Рассмотрим примеры конструктивного исполнения валов в составе механических передач. На Рис 2 показана конструкция трехступенчатого коническо – цилиндрического редуктора с уменьшенным габаритным размером по длине.

Рис 2 Конструкция трехступенчатого коническо – цилиндрического редуктора с уменьшенным габаритным размером по длине.

           В его состав входят четыре вала, в том числе ведущий вал 1, промежуточные валы – шестерни 7 и 12, а также выходной вал 17. Ведущий вал установлен в продольной расточке корпуса 4 на подшипниках 2 и 3, а на его цапфе посредствам шпоночного соединения закреплена ведущая коническая шестерня 5, зацепляющаяся с ведомым коническим коле-сом 6, которое также посредствам шпоночного соединения закреплено на первом промежуточном валу – шестерне 7. Промежуточный вал – шестерня 7, выполненный полым, по-средствам подшипника 8 установлен в поперечной расточке корпуса 4, а с помощью подшипника 9 в расточке ведомого зубчатого колеса 16 тихоходной ступени редуктора. Зубчатый венец 10 вала 7 зацепляется с промежуточным зубчатым колесом 11 закрепленным с помощью шпоночного соединения на втором промежуточном валу – шестерне 12. Последний посредствам подшипников 13 и 14 установлен в поперечной расточке корпуса 4, а его зубчатый венец 15 зацепляется с ведомым зубчатым колесом 16, которое с помощью шпоночного соединения закреплено на выходном валу 17 редуктора. При этом выходной вал 17 установлен в отверстии промежуточного вала 7 на подшипнике 18 и в расточке корпуса 4 на подшипнике 19.

 

Рис 3 Конструкция соосного привода, в котором одна из опор ведущего вала встроена в расточку ведомого вала.

         На Рис 3 показана конструкция соосного привода, в котором одна из опор ведущего вала встроена в расточку ведомого вала. При этом, правая опора ведущего вала 1, воспринимающая основную часть радиальных и осевых нагрузок, выполнена в виде подшипникового узла состоящего из двух конических радиально – упорных роликоподшипников 2, установленных в стакане 3 с возможностью регулировки осевой игры за счет подбора комплекта мерных прокладок 4, устанавливаемых под крышку 5, а левая опора вала 1 содержит сферический шариковый радиальный двурядный подшипник 6, установленный в расточке ведомого вала 7 с возможностью самоустановки в осевом направлении. Ведомый вал 7, имеющий колоколообразную форму, установлен на двух опорах размещенных в сборном стакане 8, при этом, наиболее нагруженная правая опора по конструкции аналогична соответствующей опоре ведущего вала 1 и содержит два конических радиально – упорных роликоподшипника 9, а левая – радиальный шарикоподшипник 10, имеющий возможность самоустановки в осевом направлении.

Рис. 4. Трехопорный распределительный вал многопозиционного
холодновысадочного автомата

          На Рис 4 показана конструкция распределительного вала многопозиционного холодновысадочного автомата, выполненного трехопорным. Он содержит вал 1, на котором расположены ведущее 2 и ведомое 3 конические зубчатые колеса, кулачок привода механизма реза 4 и кулачок привода механизма переноса 5, которые крепятся на нем посредствам шпонок. Для осуществления возможности регулировки осевого зазора в конических передачах их зубчатые колеса 2 и 3 установлены на валу с использованием разъемных регулировочных колец 6. Для исключения большого прогиба вала 1 и уменьшения его диаметра он снабжен третьей опорой, расположенной в его средней части. Эта опора, выполненная на базе двух конических радиально – упорных роликоподшипников 7, воспринимает основную часть радиальной нагрузки от кулачка 4 привода механизма реза и кулачка 5 привода механизма переноса, а также осевую нагрузку от усилий в конических передачах. Правая и левая шейки вала 1 установлены на подшипниковых опорах с использованием роликового радиального двухрядного сферического подшипника 8. Все три подшипниковые опоры вала установлены в расточке станины посредствам корпусов 9, 10, причем оба радиальных двурядных сферических подшипника 8 левой и правой опоры вала 1 установлены в корпусе с осевым зазором для компенсации погрешности изготовления линейных размеров вала и его температурных изменений в процессе эксплуатации.

Рис 5 Фрагмент конструкции трехпоточного редуктора работающего в динамическом режиме со знакопеременными нагрузками.

              На Рис 5 показан фрагмент конструкции трехпоточного редуктора работающего в динамическом режиме со знакопеременными нагрузками. Он содержит торсионный вал 1, соединяющий ведомый зубчатый блок 2 быстроходной передачи редуктора, установленный на подшипниках 3 и 4 в расточке корпуса 5 с ведущим зубчатым блоком 6 тихоходной передачи, который установлен в расточке корпуса 5 на подшипниках 7 и 8. Соединение зубчатых блоков 2 и 6 с помощью торсионных валов 1, обладающих необходимой крутильной жесткостью, позволяет демпфировать колебания и вибрации, порождаемые в валоприводе знакопеременными динамическими нагрузками.

На Рис 6 Конструкция двухступенчатого конического редуктора,
встроенного в колесный узел управляемого
ведущего моста трактора.

            На Рис 6 показана конструкция двухступенчатого конического редуктора встроенного в колесный узел управляемого ведущего моста трактора. Он содержит жестко соединенный с рукавом 3 ведущего моста корпус 1 верхней передачи и корпус 2 нижней передачи, установленный на опорах 4 и 5 с возможностью поворота в расточке корпуса 1. В полости рукава 3 на подшипниках 8 установлена полуось 7, выполненная в виде вала – шестерни с коническим зубчатым венцом 6, а на подшипниках 11 установлен вертикальный вал – шестерня 10, с коническим зубчатым венцом 9, находящимся в зацеплении с зубчатым венцом 6. Шлицевый хвостовик 12 вала 10 соединен с полым валом – шестерней 13, установленным в расточке корпуса 2 на подшипниках 14, зубчатый венец которого зацепляется с коническим зубчатым колесом 15, закрепленным посредствам шлицевого соединения на цапфе выходного вала 16 с диском 17, на котором устанавливается колесо трактора. Зубчатое колесо 15 закрыто крышкой 18 закрепленной на корпусе 2. Верхняя подшипниковая опора 4 состоит из подшипника 19, наружное кольцо которого установлено в стакане 20, расположенном в расточке корпуса 1, при этом, во внутреннем кольце подшипника 19 находится ось 21, установленная через регулировочные прокладки 23 в отверстии кронштейна 24 и закрепленная в нем с помощью болтов 22, а кронштейн 24 установлен на корпусе 2 посредствам призонных болтов 26. Нижняя подшипниковая опора 5 выполнена на основе подшипника 25, наружное кольцо которого установлено в расточке корпуса 2, а в его внутреннее кольцо запрессована нижняя цапфа корпуса 1.

При вертикальном расположении приводных валов на них помимо радиальных на-грузок обязательно действуют дополнительные осевые нагрузки вызванные весом вала и установленных на нем деталей.

Рис 7 Два варианта конструкции приводных валов расположенных вертикально.

       На Рис 7 показаны два варианта конструкции приводных валов расположенных вертикально. На Рис 7а показана конструкция вертикально расположенного вала, опоры которого разнесены на значительное расстояние. При этом нижняя наиболее нагруженная опора вала содержит шариковый радиальный двурядный сферический подшипник, который позволяет компенсировать перекосы вала и шариковый упорный подшипник, воспринимающий осевые нагрузки, под нижнее кольцо которого устанавливается мягкая прокладка, также компенсирующая прекос вала. Верхняя опора вала содержит шариковый радиальный двурядный сферический подшипник имеющий возможность самоустановки в осевом направлении.
На Рис 7б показана конструкция вертикально расположенного короткого вала, опоры которого установлены в одном корпусе, что исключает перекос его посадочных мест и позволяет использовать более дешевые типы подшипников в обоих опорах. В этом случае вместо двух шариковых радиальных двурядных сферических подшипников использованы: в верхней опоре – радиальный роликоподшипник, а в нижней опоре – радиальный и упорный шарикоподшипники, при этом радиальный шарикоподшипник имеет возможность самоустановки в осевом направлении.

             Рассмотренные конструкции приводных валов применяются в механических приводах. В качестве ведущего звена рычажных механизмов используются кривошипные и эксцентриковые валы, отличительной особенностью конструкции которых является наличие мотылевой (ых) шейки(ек) расположенной(ых) эксцентрично относительно коренных (опорных) шеек, которые посредствам подшипников устанавливаются в расточке станины, при этом, мотылевая шейка вала шарнирно соединяется с шатуном или кулисой приводимого механизма.

Рис. 8. Основные типы эксцентриковых и коленчатых валов

             На Рис. 8 показаны основные конструктивные исполнения эксцентриковых и коленчатых валов. Характерной особенностью эксцентрикового вала является то, что его эксцентриковая шейка, как правило, имеет небольшое по отношению к диаметру, смещение в направлении параллельном оси вала, а диметр и длина эксцентриковой шейки может существенно отличаться от аналогичных размеров опорных шеек вала. Конструкция эксцентрикового вала, показанного на Рис 8а, отличается консольным расположением эксцентриковой шейки относительно его опорных шеек, в результате чего ближняя опорная шейка, воспринимающая большую часть нагрузки и поэтому имеет больший диаметр, чем удаленная от эксцентриковой шейки опорная шейка вала. На Рис 8б показана наиболее часто встречающаяся конструкция эксцентрикового вала, у которого эксцентриковая шейка, расположена симметрично относительно опорных шеек, а поскольку она воспринимает максимальную нагрузку, то имеет больший диаметр, чем опорные шейки. На Рис 8в показана конструкция двухэксцентрикового вала, эксцентриковая шейка которого также расположена симметрично между опорными шейками. Такая конструкция эксцентрикового вала имеет место при широком ползуне кривошипно – шатунного или рычажного механизма, приводимом в движение двумя шатунами. На Рис 8г показан коленчатый вал, конструкция которого принципиально отличается от конструкции эксцентрикового вала тем, что смещение его эксцентриковой (мотылевой) шейки, сопряженной с опорными шейками посредством щек, намного больше, чем у эксцентрикового вала, при этом, диаметр и длина мотылевой шейки незначительно отличается от аналогичных размеров опорных шеек вала.

             С целью упрощения конструкции привода рычажного механизма эксцентриковые и коленчатые механизмы могут выполняться в сборе с приводным зубчатым колесом. На Рис. 9 показана конструкция сборного эксцентрикового вала, состоящего из гладкого вала на который напрессована эксцентриковая насадка выполненная за одно с зубчатым колесом, наружной диаметр которой выбран, таким образом, что позволяет пропустить внутри нее вал и в тоже время установить на ее эксцентриковую шейку опорный подшипник шатуна.

Рис. 9. Конструкция сборного эксцентрикового вала.

           На Рис. 10 показана конструкция сборного коленчатого вала с большим эксцентриситетом мотылевой шейки, выполненной в виде оси, цапфы которой запрессованы в отверстия двух зубчатых колес выполняющих также функцию щек коленчатого вала, при этом в центральные базовые, отверстия колес запрессованы втулки скольжения, являющиеся опорами коленчатого вала, который вращается на двух соосно расположенных осях жестко закрепленных в соответствующих отверстиях станины.

Рис. 10. Конструкция сборного коленчатого вала
с большим эксцентриситетом мотылевой шейки.

          Многоэксцентриковые коленчатые валы, применяемые в основном в двигателях внутреннего сгорания, компрессорах и дизель – генераторах, представляют собою отдельную группу валов такого типа, обладающих характерными конструктивными особенностями.

Рис. 11. Конструкция многоэксцентрикового
коленчатого вала.

           На Рис. 11 показана типовая конструкция коленчатого вала содержащего четыре мотылевые и пять опорных (коренных) шеек, при этом щеки эксцентриковых шеек выполнены таким образом, что их выступы, расположенные оппозитно мотылевым шейкам, являются противовесами, уравновешивающими инерцию шатунно-поршневой группы двигателя.

        Основным фактором, налагающим на конструкцию коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания или генератора жесткие требования, является высокая скорость его вращения, которая в ряде случаев может быть больше 10000 об/мин. При такой скорости вращения коленчатого вала критическими для него являются не воспринимаемые нагрузки, а износ его трущихся поверхностей – мотылевых и коренных шеек, снизить который можно только за счет подбора материала и термической обработки трущихся поверхностей вала, и гарантированной подачей смазки в зону трения.

Рис. 12. Смазочные канавки коленчатого вала

          В двигателях внутреннего сгорания для смазки трущихся поверхностей коленчатого вала обычно применяется циркуляционная система жидкой смазки, которая предусматривает подачу масла под определенным давлением. При этом масло из общей магистрали подается к коренным шейкам вала, а по соответствующим сверлениям в кривошипах к мотылевым шейкам, чему в значительной степени способствуют силы инерции, возникающие при вращении коленчатого вала (см. Рис. 12).

1.2 Крепление деталей на валу

Для сообщения вращения валу, на нем устанавливаются и жестко крепятся приводные шкивы (маховики), звездочки, или зубчатые колеса. Для крепления этих деталей на валах используются шпоночные, шлицевые и оригинальные соединения.
Шпоночные соединения. Подавляющее большинство соединений зубчатых колес, шкивов и звездочек, устанавливаемых на валы, выполняется именно с применением шпоночных соединений. Объясняется это простотой и технологичностью изготовления шпонок и шпоночных пазов на валу и в соединяемой детали, а также удобством их сборки. Для крепления деталей на кривошипном валу используются следующие виды шпоночных соединений:
1. Ненапряженные:
–  призматические шпоночные соединения (см. Рис. 17а),
–  сегментные шпоночные соединения (см. Рис. 17б),
–  цилиндрические шпоночные соединения (см. Рис. 17в),
2. Напряженные:
–  клиновые шпоночные соединения (см. Рис. 18а),
– тангенциальные шпоночные соединения (см. Рис. 18б).

            Шлицевые соединения. Шлицевые соединения, по сравнению со шпоночными, имеют ряд существенных преимуществ, которые заключаются в следующем:
–  большую нагрузочную способность для неподвижного соединения и более высокую износостойкость для подвижного соединения при одном и том же диаметре вала,
–  более высокую долговечность за счет уменьшенной концентрации напряжений на валу,
–  улучшенное центрирование деталей на валу и сохранение их углового положения при осевом перемещении.

            Оригинальные соединения. В случаях, когда технические требования к приводному валу и устанавливаемым на нем деталям не позволяют по тем или иным причинам использовать рассмотренные выше соединения конструктор вынужден находить оригинальные способы установки и закрепления деталей на валу. Рассмотрим несколько примеров оригинальных устройств для крепления деталей на валу, которые позволяют обеспечить выполнение специфических требований и ограничений, предъявляемых к этим соединениям.

          В полной версии книги приведены примеры шпоночных, шлицевых соединения, а также оригинальных соединений деталей устанавливаемых на вал

1.3 Расчеты валов

Исходными данными для прочностного расчета вала является, передаваемый им крутящий момент, диаметр установленного на нем зубчатого колеса и его расположение относительно опор вала. Усилия, действующие в зацеплении основных видов зубчатых передач и реакции, возникающие в опорах приводных валов показаны на Рис 26 – 28
В данном разделе приведены формулы для расчета:
–  опорных реакций от внешних нагрузок,
–  изгибных и приведенных моментов действующих на вал,
–  диаметра вала из условия прочности на кручение и изгиб,
–  коэффициета запаса прочности

В данном разделе приведены формулы для расчета изгибной и крутильной жесткости вала, а также формулы для прочностного расчета:
–  коленчатых валов,
–  шпоночных соединений
–  шлицевых соединений

1.4 Требования по точности, предъявляемые к валам.

В данном разделе приводятся размерные цепи определяющие степень влияния погрешностей колец подшипников на выходные параметры основных видов механических передач (см. таб 2), а также даются рекомендации по назначению требований по точности косновным типам валов (см. таб. 3)

2. Подшипниковые опоры приводных валов.

2.1 Виды подшипников и область их применения

Основным элементом любого вала, позволяющим выполнять его основную функцию поддержание и передачу вращательного движения, являются его опоры. Опоры вала должны, воспринимая действующие на них нагрузки обеспечивать с требуемой точностью положение вала при его вращении с установленной скоростью. В зависимости от величины направления и продолжительности во времени действия сил, а также от размеров, точности и положения в пространстве вала его опоры находятся в различных условиях и соответственно имеют различную конструкцию для обеспечения работы вала в составе привода. Применяемые в качестве опор валов подшипники по характеру трения между вращающимися поверхностями делятся на два основных вида это подшипники качения и подшипники скольжения.
Подшипник качения представляют собой узел, состоящий из двух колец, наружного устанавливаемого в корпусную деталь и внутреннего устанавливаемого на вал (реже наоборот), между которыми расположены тела качения (шарики, ролики, иглы), обеспечивающие их относительное вращение вокруг продольной оси вала.
Подшипник скольжения представляет собою постоянно или периодически смазываемую втулку, которая чаще всего изготавливается из бронзы, и запрессовывается в корпусную деталь с определенным натягом, таким образом, что между ее отверстием и наружной цилиндрической поверхностью вала создается необходимый зазор, обеспечивающий требуемые условия контакта втулки и вращающегося вала.
При выборе вида подшипников необходимо, прежде всего, учитывать преимущества, которые и определяют область их применения
Подшипники качения имеют следующие преимущества:
–  низкий коэффициент трения,
–  обеспечивают более точное центрирование вала,
–  способность работать в широком диапазоне температур,
–  имеют малые осевые размеры
Подшипники скольжения имеют следующие преимущества:
–  способность воспринимать большие нагрузки при высокой частоте вращения,
–  способность демпфировать ударные и вибрационные нагрузки,
–  бесшумность,
–  при разъемной конструкции значительно упрощают сборку и ремонт,
–  имеют малые радиальные габариты.
На Рис. 45 показаны два вала многопозиционного холодновысадочного автомата, в качестве опор которых выбраны в одном случае подшипники качения, в другом – подшипники скольжения. Кулачковый вал механизма выталкивания из матриц (см. Рис.45а) установлен в расточках станины на подшипниках качения, прежде всего для обеспечения точного положения вала на котором расположена приводящая его коническая шестерня. Коленчатый вал автомата (см. Рис. 45б) установлен в расточке станины на подшипниках скольжения, поскольку воспринимает большие внецентренные нагрузки импульсного характера, а необходимая величина зазора в опорах вала обеспечивается шабровкой втулок подшипников скольжения при сборке узла. Данный пример наглядно демонстрирует, что даже в одном оборудовании в зависимости от требований, предъявляемых к конкретному валу и условий его работы, могут быть использованы подшипники различного вида.

Рис. 45 Опоры валов многопозиционного холодновысадочного автомата

             Исходными данными для выбора вида подшипников является:
–  конструктивная схема привода, определяющая, место расположения под-шипниковых опор в корпусе редуктора или станине, в том числе необходимый доступ при сборке и разборке подшипникового узла,
–  величина и направление усилий действующих на вал, а также продолжительность их действия в течении рабочей смены,
–  скорость вращения вала или зубчатых колес, установленных на вал
–  требования к радиальному и торцевому биению базовых поверхностей вала,
–  длина и жесткость вала,
–  возможные способы смазки подшипников,
–  условия эксплуатации (температура, влажность, запыленность).

2.2 Подшипников качения

2.2.1 Типы подшипников качения

        По своему конструктивному исполнению согласно ГОСТ3395 – 89 подшипники качения делятся на следующие типы:
–  шарикоподшипники радиальные однорядные,
–  шарикоподшипники радиальные двурядные сферические,
–  роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами,
–  роликоподшипники радиальные двурядные сферические,
–  роликоподшипники радиальные игольчатые,
–  роликоподшипники радиальные с длинными цилиндрическими роликами,
–  роликоподшипники радиальные с витыми роликами,
–  шарикоподшипники радиально – упорные однорядные,
–  шарикоподшипники радиально – упорные сдвоенные,
–  шарикоподшипники радиально – упорные с одним разъемным кольцом,
–  шарикоподшипники радиально – упорные двурядные,
–  роликоподшипники радиально – упорные однорядные,
–  роликоподшипники радиально – упорные конические двурядные,
–  роликоподшипники радиально – упорные конические четырехрядные,
–  шарикоподшипники упорные однорядные,
–  шарикоподшипники упорные двойные,
–  роликоподшипники упорные.
Обозначения и маркировка подшипников всех типов и серий выполняется в соответствии с условными обозначениями, принятыми в ГОСТ 3189 – 89. Согласно этого стандарта обозначение всех типов серийно изготавливаемых подшипников состоит из шести условных числовых (цифровых) элементов представляющих единую надпись, содержащую информацию об основных параметрах подшипника. Таким образом, обозначение подшипника содержит следующие элементы:

A. BC. D. E. F. G

Где:
–  A, серия подшипника,
–  BC, конструктивное исполнение,
–  D, тип подшипника,
–  E, знак 0,
–  F, серия диаметра,
–  G, диаметр отверстия подшипника.
Например:
Подшипник радиальный шариковый однорядный 1000094 ГОСТ 8338 – 75:
–  1, серия ширин,
–  00, конструктивное исполнение,
–  0, тип подшипника,
–  0, знак 0 по схеме,
–  9, серия диаметров,
–  4, диаметр отверстия.
Подшипник радиальный роликовый с короткими цилиндрическими роликами 32205 ГОСТ 8328 – 75:
–  0, серия ширин,
–  03, конструктивное исполнение,
–  2, тип подшипника,
–  2, серия диаметров,
–  05, обозначение диаметра отверстия.
В обозначении специальных подшипников, изготавливаемых по отдельным техническим условиям, согласно ГОСТ 3189 – 89 может указываться: категория подшипника (А, В, С), момент трения, радиальный зазор, класс точности по ГОСТ 520 – 2002 и прочие параметры. Например, подшипник специальный шариковый, радиально – упорный, однорядный, с увеличенной скоростью вращения и текстолитовым сепаратором, 5 (го) класса точности, изготавливаемый по ТУ 3900 – А имеет обозначение: 5 – 7076811Е, ТУ3900 – А.

Рис. 46. Варианты конструкции подшипниковых опор вала.

           Для обеспечения длительной и надежной работы подшипниковой опоры при ее сборке, а точнее при сборке узла или механизма, в который она входит, необходимо вы-полнить вполне определенные технические требования, содержание которых определяется как конструкцией механизма, так и условиями его эксплуатации. Так технические требования, предъявляемые к подшипниковым опорам быстро вращающегося вала, например шпинделя шлифовального станка (см. Рис. 46а) и требования к опорам валка тяжело нагруженного прокатного стана (см. Рис. 46б) существенным образом отличаются, также как отличаются требования к подшипниковым опорам вертикально расположенного вала (см. Рис. 46в) и требования к опорам трехопорного вала, работающего в динамическом режиме (см. Рис. 46г). Поэтому создание надежной конструкции подшипниковых опор может быть обеспечено только в том случае, если при их сборке будут неукоснительно выполнены требования учитывающие специфику их работы в составе механизма и машины в целом.

2.2.2 Условия работоспособности подшипников качения

Основными условиями работоспособности подшипников качения, используемых в качестве опор валов, является обеспечение при сборке требуемой величины осевого S или радиального зазора Cr (см. Рис. 47) между телами качения и кольцами подшипника, а также угла перекоса наружного кольца подшипника относительно внутреннего, ϴΣ= ϴ + ϴ/ (см. Рис. 48)

Рис. 47. Схема образования и регулирования величины радиального зазора в подшипнике.

 

Рис. 48. Схема образования
перекоса колец подшипника.

         При установке подшипника на вал и в корпус, из-за имеющего место натяга, происходит деформация его колец, которая приводит к дополнительному нагружению тел качения и как следствие к снижению долговечности подшипника. Такая же деформация колец подшипника может происходить и за счет неравномерного их нагрева в процессе эксплуатации. Поэтому для компенсации деформаций колец при сборке в состоянии поставки нерегулируемые подшипники имеют образованный за счет размеров их колец и тел качения гарантированный радиальный зазор Gr (см. Рис. 47), исходная величина которого для различных типов подшипников установлена ГОСТ24810 – 81. Величина радиального зазора, необходимая для нормальной работы подшипника, устанавливается в технических требованиях сборочного чертежа в зависимости от условий его работы, и обеспечивается при сборке узла путем регулировки величины осевого зазора (осевой игры) S в подшипнике, которая определяется как осевое перемещение подвижного кольца относительно неподвижного. В работе [3] исходный осевой зазор S в радиальных шарикоподшипниках рекомендуется рассчитывать по следующей формуле: 2S/Gr = K;
Для радиальных сферических двухрядных шариковых и роликовых подшипников величину осевого зазора S рекомендуется рассчитывать из следующей зависимости: 2S/Gr = (0,44)/Yo ;
Где Yo, коэффициент осевой статической нагрузки.
Для конических роликоподшипников величина осевого зазора S определяется из следующей зависимости: 2S = Gr/sinα;
Где α, угол наклоны оси роликов к горизонтали.
Определим величину осевого зазора для однорядных шарикоподшипников № 210, 217, 224, используя величину радиального зазора, оговариваемую ГОСТ24810 – 81 и номограмму, предлагаемую в работе [3] для расчета осевого зазора в шарикоподшиниках (см. Рис. 49).
                                                                                                     Таблица 2

 

Рис.49. Номограмма для определения осевого зазора
в радиальных шарикоподшипниках.

           Величина осевого зазора, гарантирующего нормальные условия работы подшипниковой опоры обеспечивается при сборке методом регулировки за счет подбора комплекта прокладок требуемой толщины устанавливаемых под базовый торец крышки (см. Рис. 50а), или регулировкой положения наружного кольца подшипника (см. Рис. 50б), а также методом подгонки компенсационного кольца, устанавливаемого между крышкой и одним из колец подшипников (см. Рис. 50в). При этом толщина комплекта прокладок показанного на Рис. 50а, определяется путем составления и расчета размерной цепи А (см. Рис. 51), а количество и толщина прокладок рассчитывается по формулам приведенным в работе [7].

Рис. 50. Варианты конструкции подшипниковых опор валов предусматривающие различные методы регулировки осевого зазора в подшипниках.

         Размерная цепь А содержит следующие звенья:
–  A1, расстояние между буртами отверстий под установку подшипников в корпусе редуктора,
–  A2, высота бурта левой торцевой крышки,
–  A3, расстояние между левым торцем наружного кольца подшипника и правым торцем его внутреннего кольца с учетом осевой игры подшипника,
–  A4, расстояние между упорными буртами вала,
–  A5, расстояние между левым торцем внутреннего кольца подшипника и правым торцем его наружного кольца с учетом осевой игры подшипника,
–  A6, осевой зазор в подшипниках вала, необходимый для их нормальной работы,
–  A7, высота бурта правой торцевой крышки,
–  , исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее толщину комплекта регулировочных прокладок.

Рис. 51. Размерная цепь А определяющая
толщину комплекта регулировочных
прокладок.

        Исходная толщина компенсационного кольца определяется путем составления и расчета размерной цепи Б (см. Рис. 52).
Размерная цепь Б содержит следующие звенья:
–  Б1, толщина заплечика левой крышки,
–  Б2, расстояние между наружными торцами канавок в корпусе редуктора под установку торцевых крышек,
–  Б3, толщина заплечика правой крышки,
–  Б4, осевой зазор в подшипниках вала, необходимый для их нормальной работы,
–  Б5, расстояние между правым торцем наружного кольца подшипника и левым торцем его наружного кольца с учетом осевой игры подшипника,
–  Б6, расстояние между упорными буртами вала,
–  Б7, расстояние между правым торцем внутреннего кольца подшипника и левым торцем его наружного кольца с учетом осевой игры подшипника,
–  БΔ, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее толщину компенсационного кольца.

Рис. 52 Размерная цепь Б определяющая исходную толщину компенсационного кольца

         На Рис. 54 показана конструкция оригинального устройства для регулировки осевого зазора в подшипниках вала редуктора, позволяющая существенно снизить трудоемкость сборки, что особенно важно в условиях крупносерийного производства. Это устройство для регулировки зазора а в подшипниках 1 и 2, являющихся опорами вала 3, которые установлены в отверстиях б и в разъемного корпуса 4 редуктора включает в себя две закладные крышки 5 и 6, поджимающие упомянутые подшипники, причем крышка 5 непосредственно контактирует с наружным кольцом подшипника 1, а крышка 6 с подшипником 2 контактирует через промежуточное кольцо 7. Торец кольца 7 выполнен в виде винтовой кольцевой поверхности г и содержит на наружной поверхности паз 8, в который входит штифт 9, неподвижно установленный в корпусе 4, при этом сопряжение паза со штифтом выполнено таким образом, что обеспечивает осевое перемещение кольца 7. В закладной крышке 6 цапфа 10 контактирующая с винтовой поверхностью г кольца 7 выполнена с ответной винтовой поверхностью, кроме того эта крышка установлена в отверстии корпуса 4 с возможностью поворота вокруг своей продольной оси и последующей фиксацией винтом 11 и контргайкой 14. Для герметизации отверстия в, в котором установлена крышка 6 в последней выполнена кольцевая канавка с расположенным в нем уплотнительным кольцом 15. Для осуществления поворота относительно продольной оси крышки 6 снабжена отверстиями 16.
Работает устройство следующим образом. Регулировка осевого зазора в подшипниках 1 и 2 осуществляется путем осевого перемещения навстречу друг другу их наружных колец. Для чего крышку 6 поворачивают вокруг ее продольной оси, используя для этого отверстия 16 на ее наружном торце, в результате чего, ее винтовая поверхность г, взаимодействуя с ответной винтовой поверхностью г кольца 7, заставляет его перемещаться в осевом направлении и перемещать при этом в осевом направлении наружное кольцо подшипника 2, обеспечивая тем самым требуемую величину осевого зазора а. После выполнения регулировки осевого зазора положение крышки 6 фиксируется винтом 11, который стопорится контргайкой 14.

Рис. 54. Конструкция устройства для регулировки осевого зазора в подшипниках
вала редуктора, позволяющая существенно снизить трудоемкость
сборки в условиях крупносерийного производства.

          Как уже говорилось вторым условием обеспечения работоспособности подшипника является величина относительного перекоса его наружного и внутреннего колец ϴΣ (см. Рис. 48), предельная величина которого QΣmax в угловом выражении определена ГОСТ3325 – 81 для каждого типа подшипников.
На величину угла перекоса колец подшипника влияют следующие погрешности деталей подшипникового узла:
несоосность посадочных мест вала под установку подшипников,
несоосность посадочных мест корпуса под установку подшипников,
неперпендикулярность торцев отверстий в корпусе под установку подшипников,
непараллельность базовых плоскостей крышек и стаканов,
непераллельность базовых плоскостей промежуточных втулок и колец.
Величина угла перекоса колец подшипников в конкретной конструкции подшипниковых опор определяется размерными цепями φ (см. Рис. 55) и А (см. Рис. 56).
Размерная цепь φ одержит следующие звенья:
–  φ1, непараллельность базовых плоскостей левой распорной втулки,
φ2, непараллельность базовых плоскостей левой крышки, нормируется
ГОСТ 11640 – 83,
–  φ3, непараллельность набора компенсационных прокладок,
–  φ4, непараллельность заплечиков корпуса редуктора,
–  φ5, непараллельность набора компенсационных прокладок,
φ6, непараллельность базовых плоскостей правой крышки, нормируется
ГОСТ 11640 – 83,
–  φ7, непараллельность базовых плоскостей правой распорной втулки,
–  φ8, перекос колец правого подшипника, нормируется ГОСТ 3325 – 85
–  φ9, непараллельность посадочных поверхностей вала, учитывающая его изгиб от
усилий возникающих при работе передачи,
–  φΔ, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее относительный перекос колец левого подшипника, предельная величина которого нормируется ГОСТ 3325 – 85.

Рис. 55. Размерная цепь φ определяющая влияние непараллельности
базовых поверхностей деталей подшипникового узла на
относительный перекос колец подшипников.

          Рекомендации по назначению допусков на звенья размерной цепи φ не нормируемые ГОСТ 520 – 202 и ГОСТ 3325 – 85 приведены в работе [7].

Рис. 56. Размерная цепь А, определяющая влияние на перекос
колец подшипников расположения посадочных поверхностей
вала, корпуса и подшипников

        Размерная цепь А содержит следующие звенья:
–  A1, несоосность дорожки качения и базовой поверхности наружного кольца левого подшипника, нормируется ГОСТ 520 – 2002,
–  A2, несоосность отверстий под установку подшипников в корпусе редуктора, нормируется ГОСТ 3325 – 85,
–  A3, несоосность дорожки качения и базовой поверхности наружного кольца правого подшипника, нормируется ГОСТ 520 – 2002 (звено компенсатор),
–  A4, несоосность дорожки качения и базовой поверхности внутреннего кольца правого подшипника, нормируется ГОСТ 520 – 2002,
–  A5, несоосность посадочных мест под подшипники на валу, нормируется
ГОСТ 3325 – 85,
–  A6, несоосность дорожки качения и базовой поверхности внутреннего кольца левого подшипника, нормируется ГОСТ 520 – 2002,
–  , исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее величину перекоса колец левого подшипника, предельная величина которого нормируется

              ГОСТ 3325 – 85.Однако в ряде случаев, когда привод содержит длинные валы и работает в тяжелых условиях с большими изгибными нагрузками, приводящими к изгибу вала, не представляется возможным обеспечить перекос колец подшипника, работающего в составе подшипниковой опоры, в пределах допустимого. В этом случае применяют специальные подшипники, позволяющие воспринимать большие нагрузки при перекосе колец превышающим допустимые величины и обеспечивать при этом долговечную работу привода. Конструкция такого подшипника показана на Рис. 57. В предлагаемой конструкции роликового сферического подшипника для увеличения его несущей способности при работе в условиях повышенного изгиба вала его наружное и внутреннее кольца выполнены со сферическими выпуклыми дорожками качения и размещенными между ними роликами с вогнутой образующей. Подшипник содержит внутреннее 1 и наружное 2 кольца с выпуклыми сферическими дорожками 4, размещенные между ними ролики 3, выполненными с вогнутой образующей 6 и двусторонними цилиндрическими участками 7 и сепаратор 8, при этом наружные кольца 2 выполнены с цилиндрическими поясками 5 с обеих сторон. При перекосе колец 1 и 2 подшипника постоянное положение роликов 3 обеспечивается за счет фиксации их осевого положения посредствам наличия двухсторонних цилиндрических участков 5 в наружном кольце 2 и цилиндрических участков 7 на роликах 3.

57. Специальный подшипник, допускающий увеличенный перекос колец.

        Еще одним важным фактором определяющим долговечность подшипника является частота его вращения, которая не должна быть больше предельно допустимой величины для конкретного типа и типоразмера подшипника.

Рис. 58. График для выбора коэффициента К.

            Основной причиной выхода из строя высокоскоростных подшипников качения, особенно больших диаметров, является преждевременный износ и последующая поломка сепаратора. Поэтому в случае, когда скорость вращения вала близки к предельно допусти-мой или даже превышает ее, применяют специальные подшипники с сепаратором, изго-товленным из антифрикционных материалов, бронзы, текстолита, капролона. Предельная скорость вращения подшипниковой опоры может быть значительно увеличена за счет ис-пользования подшипника уменьшенного диаметра, что вытекает из формулы для расчета момента трения в подшипнике М, который определяется:

         Примером создания высокоскоростной подшипниковой опоры за счет замены подшипника большого диаметра подшипниковой опорой, выполненной на основе трех комплектов подшипников уменьшенного диаметра может служить конструкция, показанная на Рис. 59. Предлагаемая конструкция подшипникового узла высокоскоростного вала содержит вал 1, установленный на трех равномерно расположенных по окружности дисках 2, имеющих цапфы 3, взаимодействующие с подшипниками 4, размещенными на осях 5, закрепленных в корпусе плавающего диска 6, который охватывает все три диска 2. В процессе работы вал 1 вращается с наибольшей скоростью, при этом близкую к нему скорость имеют три диска 2, а наружные кольца подшипников 4 имеют меньшую скорость, величина которой пропорциональна отношению диаметров подшипников 4 и цапфы 3, с которой они взаимодействуют. Кольцо 6, также взаимодействующее с цапфами 3, имеет скорость еще более низкую, чем скорость вала 1.

Рис. 59. Конструкция высокоскоростной подшипниковой опоры.

2. 2. 3 Влияние опорных подшипников на точность положения
деталей установленных на валу

           Подшипники качения, несмотря на высокую точность изготовления колец и тел качения, обладают определенными погрешностями, которые в значительной степени определяют перекос оси (непараллельность к базовой плоскости или оси), а также радиальное и торцевое биение вала и установленных на нем деталей. Основными видами погрешности изготовления деталей подшипника, оказывающими влияние на точность установки вала являются:
–  Kia, радиальное биение внутреннего кольца подшипника,
–  Kea, радиальное биение наружного кольца подшипника,
–  Sia, осевое биение внутреннего кольца подшипника,
–  Sea, осевое биение наружного кольца подшипника,
Все перечисленные величины являются отклонением расположения поверхностей деталей подшипника и нормируются в зависимости от типоразмера и класса точности подшипника ГОСТ 520 – 2002.
            Радиальное биение наружных колец подшипников приводит к перекосу (непараллельности) оси вала, а радиальное биение внутренних колец подшипников приводит к радиальному биению вала, который при этом вращается относительно оси, перекос которой вызван радиальным биением наружных колец подшипников.
На осевое биение торца вала, или установленных на нем деталей, влияет радиальное биение внутренних колец подшипников и осевое биение подшипников.
В данном разделе полной версии книги приводятся примеры влияния точности изготовления подшипников качения на выходные параметры привода, в том числе:
–  на непараллельность боковых поверхностей в цилиндрической зубчатой передаче,
–  радиальное биение шкива ременной передачи консольно установленной на валу вращающемся на подшипниках качения,
–  торцевое биение шкива ременной передачи консольно установленной на валу вращающемся на подшипниках качения

2.2.4 Посадки подшипников качения

       Классы точности подшипников нормируются ГОСТ 520 – 2002 и определяют предельные отклонения размеров подшипников. Для шариковых и роликовых радиальных и шариковых радиально – упорных подшипников стандарт устанавливает следующие клас-сы точности: 8, 7, нормальный (0), 6, 5, 4, Т, 2. Для роликовых конических подшипников стандарт устанавливает следующие классы точности: 8, 7, нормальный (0), 6Х, 5, 4, 2. В зависимости от наличия требований по уровню вибрации и других требований стандарт предусматривает три категории подшипников: А, В, С. К категории А относятся подшип-ники классов точности: 5, 4, Т, 2, к категории В относятся подшипники классов точности: 0, 6Х, 6, 5, к категории С относятся подшипники классов точности: 8, 7, 0, 6, к которым не предъявляются дополнительные требования, установленные для подшипников категорий А и В. В зависимости от классов точности подшипников ГОСТ 520 – 2002 устанавливает следующие требования к размерам подшипников:
–  допуски на наружный и внутренний диаметры подшипника,
–  шераховатость наружной и внутренней цилиндрической поверхности и торца подшипников,
–  неперпендикулярность торцев наружного и внутреннего колец подшипников со-ответствующему отверстию,
–  радиальное и осевое биение наружного и внутреннего колец подшипников,
–  допуски на ширину наружного и внутреннего колец подшипников,
–  допуски на монтажную высоту роликовых конических подшипников,
–  торцевое биение гаек для крепления подшипников на валу.
Поля допусков посадок подшипников классов точности 0, 6, 5, 4, 2 установлены ГОСТ 3325 – 85. На Рис 63 показана схема расположения рекомендуемых полей допусков вала относительно поля допуска отверстия внутреннего кольца подшипника и полей допусков отверстия в корпусе относительно наружной поверхности наружного кольца подшипников, для наиболее часто применяемых классов точности подшипников 0 и 6.

Рис. 63 Схема расположения рекомендуемых полей допусков вала и отверстия в корпусе по отношению к полям допуска внутреннего
и наружного колец подшипников 0 и 6 класса точности

     При выборе поля допуска диаметра вала, на который устанавливается внутреннее кольцо подшипника и отверстия корпуса, в которое устанавливается наружное кольцо подшипника необходимо учитывать:
–  геометрические размеры, класс точности и тип подшипника,
–  схему установки подшипника и вид нагружения его колец,
–  режим работы подшипника
Существуют три схемы нагружения колец подшипника: местное, циркуляционное и колебательное. Местное нагружение имеет место когда кольцо подшипника воспринимает радиальную нагрузку Р, постоянную по направлению, только частью дорожки качения. Циркуляционное нагружение имеет место когда кольцо подшипника воспринимает нагрузку Р последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее всей посадочной поверхности вала или корпуса. На Рис. 64а внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционное нагружение, а наружное местное, а на Рис. 64б наружное кольцо подшипника воспринимает циркуляционное нагружение, а внутреннее местное. Колебательное нагружение имеет место, когда кольцо подшипника воспринимает ограниченным участком окружности дорожки качения равнодействующую двух нагрузок, одна постоянная по направлению и величине P и вторая меньшая по величине и переменная по направлению (вращающаяся) P1, и передает ее соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности вала или корпуса (см. Рис. 64в).

Рис. 64. Виды нагружения колец подшипников

         Существуют три типовые схемы установки подшипников (см. Рис. 65), которые отличаются тем, какое из колец внутреннее, или наружное вращается, и какой вид нагружения, при этом, они испытывают, что определяет тип посадок колец подшипника устанавливаемых на цапфу вала и на отверстие корпуса.

Рис. 65 Типы посадок в зависимости от схемы установки подшипников

       В данном разделе полной версии книги приводятся:
–  специфические особенности типа нагружения и схемы установки подшипников ,
–  рекомендуемые типы посадок,
–  посадки упорных и игольчатых подшипников,
–  пример оформления чертежа вала с указанием требований к посадочным местам под установку подшипников качения.

2.2.5 Расчет подшипников качения

            Согласно ГОСТ18855-94 расчет подшипников выполняется по критерию долговечности L (млн. оборотов) по следующей расчетной формуле:

Долговечность подшипника в часах определяется по следующей формуле:

2.2.6 Конструкция подшипниковых опор.

     Не всегда возможно расчетным путем определить влияние всех рассмотренных факторов на работоспособность подшипниковой опоры, поскольку процесс работы подшипника достаточно сложен, но на сегодня в различных областях техники создано и проверено на практике большое количество конструкций подшипниковых опор, работающих в конкретных условиях эксплуатации, которые целесообразно применять и при новом про-ектировании. Рассмотрим конструктивные схемы подшипниковых узлов, наиболее часто применяемые в приводах.

Рис. 70. Способы фиксации подшипников зависимости от наличия осевого перемещения вала в процессе работы

       При необходимости осевого перемещения опоры, например для самоустановки шевронных колес или компенсации температурных удлинений вала, наружные кольца радиальных шарикоподшипников в осевом направлении не фиксируются (см. Рис 70а). Но при использовании цилиндрических роликоподшипников, в которых осевые смещения могут иметь место между роликами и кольцами, закрепление наружного кольца в обоих направлениях обязательно (см. Рис 70б). Если опора должна ограничивать осевое переме-щение вала, крепление наружного кольца подшипника обязательно, даже при отсутствии осевых сил. В этом случае крепление наружного кольца может осуществляться как одно-сторонне обоих подшипников(см. Рис 70в), так и двусторонне одного, при плавающем другом. (см. Рис 70г).
В данном разделе полной версии книги приводится 18 примеров конструктивного исполнения подшипниковых опор (см. Рис. в таб)

2.2.7 Сборка опор с подшипниками качения

       Долговечность работы подшипников в значительной степени определяется правиль-ностью их монтажа на валу и в корпусе при сборке привода (редуктора) и выполнением при этом, всех технических требований сборочного чертежа в части натягов и зазоров в посадках осевого зазора в подшипниках, а также перекоса колец подшипников. Наиболее сложным и трудоемким процессом при сборке подшипникового узла является запрессовка внутренних колец подшипников, качество которой в значительной степени зависит от точности (овальности и конусообразности) и шероховатости посадочного места под подшипник на валу. Перед напрессовыванием подшипника на вал его тщательно промывают в 6% растворе масла, в бензине или горячих (t = 75° – 85°) антикоррозионных водных растворах с целью удаления смазки, которая была нанесена при консервации. Затем промытый подшипник нагревают в масляной ванне при температуре 60° – 100° в течении 15 – 20 мин, после чего напрессовывают на вал. Операция запрессовки должна проводиться только с применением оправок, при этом осевые силы, требуемые для установки подшипников должны прикладываться только к тому кольцу, которое при выполнении запрессовки контактирует с ответной деталью (с валом или корпусом).
Варианты конструкции оправок для запрессовки подшипников на вал показаны на Рис. 87. На Рис. 87а показан способ запрессовки подшипника 4 на вал 3, который в данном случае выполняет функцию оправки, при этом подшипник 4 установлен на подставку 2, выполненную в виде диска с отверстием и кольцевым буртом, в который упирается внутреннее кольцо подшипника, при этом усилие прикладывается через проставку 1. На Рис. 87б показана конструкция сборной оправки для запрессовки наружного кольца подшипника 4 в корпусную деталь 3, которая состоит из центрирующей оправки 2 и наставки 1, нижний фланец которой упирается в наружное кольцо подшипника. На Рис. 87в показана конструкция оправки для одновременной запрессовки подшипника 4 на вал 3 и в корпус 5, при этом нижний фланец 2 оправки 1 одновременно контактирует с наружным и внутренним кольцами подшипника 4.

Рис. 87. Оправки для запрессовки
подшипников на вал.

        Установку подшипника в корпус, если его наружное кольцо запрессовывают в отверстие, производят также, как и при монтаже подшипника на вал, только нагревают при этом корпус или охлаждают подшипник (чаще всего в жидком азоте). Сборку подшипника при этом также производят с помощью специальных оправок и приспособлений для запрессовки, обеспечивающих надежное базирование подшипника и исключающих их перекосы на валу во время запрессовки (см. Рис 90).

Рис. 90. Оправки для запрессовки наружного кольца подшипника

          В данном разделе полной версии книги приводятся:
–   примеры конструкции приспособлений для механизации процесса установки подшипников качения,
–  схема контроля осевой игры подшипника,
–  способы создания предварительного натяга в подшипниках,
–  способ и приспособление для определения толщины регулировочных колец с учетом упругой деформации подшипников.

2.3 Подшипники скольжения

Несмотря на ряд существенных преимуществ подшипников качения им присущи следующие недостатки: повышенный нагрев при работе на больших скоростях, низкий ресурс при работе в условиях ударных нагрузок, большой диаметральный размер. Всех этих недостатков лишены подшипники скольжения. Подшипники скольжения могут при обеспечении необходимого зазора и условий смазки работать при высоких скоростях, при определенном диаметре и длине посадочного места вала, а также удовлетворительно воспринимать ударные нагрузки и имеют значительно меньший, чем подшипники качения радиальный размер.
Подшипник скольжения, как опора вращающегося вала, может работать в трех ре-жимах трения, жидкостное трение, полужидкостное трение и полусухое трение. Жидкост-ное трение имеет место только при наличии между валом и подшипником постоянного слоя смазки, толщина которого не должна быть меньше допустимой величины. Обеспечи-вается это гидродинамически, за счет создания масляного клина между вращающимся валом и втулкой при их определенных параметрах, или гидостатически, за счет непрерывной подачи смазки под давлением от насоса. При полужидкостном трении сплошная масляная пленка меду валом и втулкой отсутствует, и они соприкасаются на незначительных участках своими неровностями, что увеличивает трение в опоре вала.
Режим работы подшипников скольжения в условиях жидкостного трения, как пра-вило, обеспечивается в опорах высокоскоростных валов, к которым предъявляются по-вышенные требования по точности вращения и жесткости, например шпиндели шлифо-вальных станков. В основном подшипники скольжения работают в режиме полужидкост-ного трения, а малоответственные привода, используемые для вспомогательных периоди-ческих перемещений могут работать и в режиме полусухого трения.

2.3.1 Подшипники полужидкостного и полусухого трения

     Все опоры полужидкостного и полусухого трения независимо от режима работы, конструкции подшипников скольжения, работающих в условиях полужидкостного и полусухого трения, состоят из двух основных деталей корпуса цельного или разъемного (см. Рис. 96) и втулки, или вкладыша (см. Рис. 97, 98).
В зависимости от типа корпуса конструкция подшипников скольжения может быть следующей:
–  подшипники скольжения с корпусом на лапах с двумя крепежными отверстиями (см. Рис 96а), конструкция и размеры которых определены ГОСТ11521 – 82,
–  подшипники скольжения, имеющие фланцевый корпус с двумя крепежными отверстиями (см. Рис 96б), конструкция и размеры которых определены ГОСТ 11522 – 82,
–  подшипники скольжения, имеющие фланцевый корпус с тремя крепежными отверстиями (см. Рис 96в), конструкция и размеры которых определены ГОСТ 11523 – 82,
–  подшипники скольжения, имеющие фланцевый корпус с четырьмя крепежными отверстиями (см. Рис 96г), конструкция и размеры которых определены
ГОСТ 11524 – 82,
–  подшипники скольжения, имеющие разъемный корпус с двумя крепежными отверстиями (см. Рис 96д), конструкция и размеры которых определены ГОСТ 11607 – 82,

Рис. 96. Конструкции корпусов подшипников скольжения.

При этом, типы и основные размеры металлических втулок определены ГОСТ 1978-81, согласно которого втулки могут быть, гладкими и с буртом (см. Рис 97) и ГОСТ 11525- 82, который распространяется на гладкие металлические втулки для неразъемных корпусов подшипников скольжения по ГОСТ 11521 – 82, ГОСТ 11522 – 82, ГОСТ 11523 – 82, ГОСТ 11524 – 82. Конструкция и размеры вкладышей для подшипников скольжения с разъемными корпусами определены ГОСТ 11611 – 82 (см. Рис 98).

Рис. 97 Типы втулок подшипников скольжения.

Рис. 98. Конструкция вкладышей подшипников скольжения.

          Кроме того технические требования на корпуса подшипников скольжения определены ГОСТ 25106 – 82, а технические требования на втулки и вкладыши ГОСТ 25105 – 82. В качестве материалов для втулок подшипников скольжения применяются различные антифрикционные материалы:
–  бронзы (оловянные, оловянно-свинцовые, оловянно-свинцово-цинковые, алюми-
ниево-железные),
–  антифрикционные чугуны (АЧК, АЧС),
–  баббиты (высокооловянные, низкооловянные, свинцово – оловянные, безоловян-
ные, кодмиевые, алюминиево-оловянные),
–  алюминиевые сплавы (АЛ, АК),
–  медные сплавы,
–  металлокерамика,
– неметаллические материалы (текстолит, поликарбонат, капролон, тефлон),
–  углеграфиты.
При этом стандартами определены типы и основные размеры втулок и вкладышей подшипников скольжения из следующих материалов:
–  втулки и вкладыши тонкостенные биметаллические по ГОСТ 24832 – 81,
–  вкладыши тонкостенные с буртами и без буртов по ГОСТ ИСО 3548 – 2002,
–  свертные втулки по ГОСТ27672 – 88,
–  свертные втулки с антифрикционным слоем из фторопласта – KV
по ГОСТ 28773 – 90,
–  свертные втулки с антифрикционным слоем из полиацетала – KX
по ГОСТ 28774 – 90,
–  втулки из медных сплавов по ГОСТ 29201 – 91
Научно обоснованной теории, описывающей процесс полужидкостного и полусухого трения в подшипниках скольжения к сожалению нет, нет и методики их расчета.

Рекомендуемые величины всех этих критериев приведены в табл. 10

Таблица 10

Где, f коэффициент трения, который для различных материалов колеблется в следующих пределах:
–  оловянные баббиты …………………0,01 – 0,02,
–  свинцовые баббиты…………….……0,015 – 0,025,
–  свинцовая бронза…………………….0,02 – 0,03,
–  алюминиевые сплавы………………..0,03 – 0,04,
–  бронза БрАЖ…………………………0,04 – 0,05,
–  антифрикционный чугун…………….0,05 – 0,08
Таким образом для подшипников скольжения работающих в режиме полужидкостного и полусухого трения определяющими показателями являются диаметр и длина опор-ной поверхности, изменение которых в сторону увеличения или уменьшения

2.3.2 Конструктивное исполнение опор валов на подшипниках скольжения

          Важную роль в обеспечении надежной и долговечной работы подшипника скольжения играет конструктивное расположение отверстия в подшипнике для подвода смазки в пару трения вал – втулка по отношению к направлению действия радиального усилия на подшипниковую опору.
Правильным угловым положением отверстия для подвода смазки по отношению к оси действия радиальной нагрузки является угол 30 – 45° по обе стороны по отношению к нагрузке (см. Рис. 99а). При подводе смазки через центральное отверстие вала в нем вы-полняют три равномерно расположенных по периметру радиальных смазочных отверстия (см. Рис. 99б). При вращающейся втулке подшипника скольжения смазку подводят через центральное сверление и радиальную сверловку в валу как показано на Рис. 99в.

Рис. 99 Место расположения точек для подвода смазки.

        Важным параметром подшипника скольжения, как уже говорилось ранее, является зазор в соединении вал – втулка, особенно для тяжело нагруженных и высокоскоростных приводов. Поэтому в таких ответственных подшипниковых опорах, применяются, как правило, разъемные подшипники скольжения, конструкция которых предусматривает возможность регулировки радиального зазора как при первоначальной сборке и наладке опоры, так и для компенсации износа трущихся поверхностей в процессе его эксплуата-ции за счет установки комплекта прокладок 1, которые обычно изготавливаются из листовой латуни толщиной 0,05 мм (см. Рис. 100). При этом, между поверхностью вала и прокладками оставляют зазор S = 0,2 – 0,5мм.

Рис. 100. Регулировка радиального зазора
в подшипнике с помощью прокладок.

              В данном разделе полной версии книги содержится 6 примеров конструктивного исполнения опор валов на подшипниках скольжения, позволяющих улучшить условия их работы (см. Рис. в таб.)

2.3.3 Влияние подшипников скольжения на точность положения деталей на валу

         Подшипники скольжения также как и подшипники качения оказывают влияние на точность положения оси вала. Подшипник скольжения состоит из одной втулки, неподвижно установленной в корпусе машины и поэтому радиальное биение ее базовых поверхностей, в отличии от вращающихся внутренних колец подшипников качения, не оказывает влияния на радиальное биение установленного на них вала. Однако, радиальное биение подшипников скольжения, по аналогии с наружными кольцами подшипников качения, приводит к перекосу оси установленного на них вала, величина которого рассчитывается по аналогии с подшипниками качения по формуле приведенной ранее. При этом торцевое биение упорных заплечиков втулок подшипников скольжения оказывает влияние на торцевое биение установленного на них вала.
В данном разделе полной версии книги содержатся размерные цепи
определяющие влияние подшипников скольжения на радиальное и торцевое биение зубчатого колеса установленного на валу и пример назначения требований к опорным поверхностям коленчатого вала (см. Рис. в таб.)

2.3.4 Подшипники жидкостного трения

Подшипники жидкостного трения, как уже говорилось ранее, делятся на два типа, гидродинамические и гидростатические, принципиальное отличие которых состоит в способе создания масляного клина между валом и втулкой скольжения, при этом оба типа подшипников жидкостного трения могут быть радиальными и упорными. Подшипники жидкостного трения применяются в качестве опор валов высокоскоростных и тяжело на-груженных агрегатов, износ которых должен быть минимален, также как и потребляемая агрегатом (приводом) мощность. Поэтому такие подшипники успешно применяются в качестве опор валков прокатных станов, различных турбин, тяжело нагруженных и быстро вращающихся шпинделей металлообрабатывающих станков, а также гироскопических роторов.

        2.3.5 Гидродинамические подшипники скольжения

           Гидродинамические подшипники наиболее эффективны в качестве опор для валов вращающихся с высо¬кой, но мало изменяющейся скоростью и испытывающих нагрузки мало меняющиеся как по направлению так и по величине. В гидродинамическом подшипнике жидкостное трение обеспечивается масляным клином, который образуется за счет затягивания масла в клиновой зазор между рабочими поверхностями цапфы вращающегося вала и неподвижной втулки (вкладыша) подшипника скольжения. Масляный клин в гидродинамическом подшипнике возникает в начале сужения зазора между валом и втулкой и заканчивается за точкой минимального зазора, в его вновь расширяющейся части (см. Рис. 109а).

Рис 109 Схема образования несущего масляного слоя в одноклиновом и многоклиновом в гидродинамических подшипниках

        Гидродинамический подшипник, в котором образуется один клин, называется одноклиновым. Одноклиновые подшипники обладают высокой нагрузочной способностью, просты в изготовлении, но имеют низкую жесткость масляного слоя и не обеспечивают устойчивое положения вала при изменении скорости его вращения. Поэтому в технологическом оборудовании применяются многоклиновые гидродинамические подшипники, которые имеют несколько масляных клиньев, равномерно обхватывающих опорную цапфу вала, что позволяет опоре вала воспринимать нагрузки, действующие в различном направлении (см. Рис. 109б).

Рис 110 Конструктивные схемы многоклиновых подшипников с втулками, имеющими отверстия с фасонными поверхностями и подшипников
с упруго деформируемыми втулками.

       Клиновой зазор в многоклиновых подшипниках создается за счет выполнения в отверстии втулки нескольких равномерно расположенных эксцентричных карманов (см. Рис 109б), путем применения упруго деформируемых втулок (см. Рис. 110), или самоустанавливающихся сегментных вкладышей (см. Рис. 111). В многоклиновом подшипнике давление масла р развивается одновременно на всех клиновых зазорах, но в клиновых зазорах противоположных направлению действия нагрузки Р создается большее давление, при этом суммарная несущая способность подшипника пропорциональна разности давления на нагруженной и ненагруженной стороне подшипника (см. Рис. 110в). При изменении направления действия нагрузки действующей на вал изменяется и давление масла в клиновых зазорах.

Рис. 111 Конструктивные схемы многоклиновых подшипников с самоустанавливающимися сегментными вкладышами

            Эксцентричные карманы в отверстии втулки многоклинового подшипника (см. Рис. 110а) изготавливаются методом координатной расточки или протяжки. Упругодеформируемые втулки с наружными выступами (см. Рис. 110б) для придания им требуемой формы в подшипнике изготавливаются с наружной конической поверхностью и устанавливаются в конусное отверстие корпуса с натягом, или эти втулки изготавливаются со стенкой, толщина которой позволяет ей деформироваться требуемым образом в корпусе подшипника под действием давления масла. В многоклиновых сегментных подшипниках несущими поверхностями являются шарнирно установленные в корпусе сегментные вкладыши, которые благодаря шарнирной установке автоматически приспосабливаются к изменению нагрузки действующей на опор вала. При увеличении нагрузки передняя, по направлению движения вала, кромка сегмента отходит к периферии, а задняя приближается к валу, вследствии чего зазор в этой точке уменьшается, а несущая способность подшипника растет. Несущая способность подшипника максимальна, а коэффициент трения ми-нимален, если шарнир, на котором установлен сегмент, расположен на расстоянии l = 0,58L (см. Рис. 111а). В реверсивных сегментных подшипниках шарниры устанавливаются в центре сегмента (см. Рис. 111б), или в в выборках корпусе подшипника (см. Рис. 111в), что естественно ухудшает их гидродинамические характеристики, но при этом позволяет самоустанавливаться нужным образом при изменении направления вращения вала. Величина зазора между валом и сегментами может регулироваться винтами, установ-ленными в резьбовых отверстиях корпуса подшипника (см. Рис. 111б).

Рис 113 Конструкция многоклинового гидродинамического подшипника с самоустанавливающимися сегментными вкладышами.

          На Рис 113 показана конструкция многоклинового гидродинамического подшипника с самоустанавливающимися сегментными вкладышами. Он содержит корпус 2, закрепленный посредствам болтов 12 на станине 13, во внутренней полости которого образованной отверстием в корпусе 2, крышками 7, 8 и ступенчатыми кольцами 9 и 10 расположены самоустанавливающиеся сегменты 3, сферические лунки, выполненные на наружной поверхности которых контактируют со сферическими головками резьбовых пальцев 4, установленных в резьбовых отверстиях корпуса 2, при этом сферические лунки в сегментах 3 расположены на строго определенном расстоянии от их выходной задней кромки (см. Рис. 111а). Радиальный зазор между наружной цилиндрической поверх- ностью опорной цапфы вала 1 и ответной поверхностью сегментов 3 регулируется посредствам вкручивания и выкручивания пальцев 4, после чего их положение фиксируется контргайками 5. Подвод и отвод масла для смазки подшипника осуществляется через штуцеры 6, которые посредствам соответствующих трубопроводов соединены с системой смазки станка. При контровке пальцев 4 контргайками 5 выбирается зазор и создается определенный натяг в резьбовом соединении пальца с корпусом 2, что способствует повышению жесткости опоры в целом.

Рис 118 Конструкция упорного гидродинамического
подшипника скольжения

         На Рис 118 показана конструкция упорного гидродинамического подшипника скольжения. Он состоит из сборной опоры, включающей верхнюю часть 2 и нижнюю 3, которая посредствам наружной сферической поверхности установлена в корпусе 1 и за-фиксирована от поворота вокруг горизонтальной оси стопорным болтом 15, а в отверстии опоры запрессован вкладыш 4, образующий с опорной цапфой вала 5 радиальный под-шипник скольжения, при этом, во внутренней полости опоры установлены вкладыши 8 выполненные из антифрикционного материала, контактирующие с обеими торцами фланца 6, закрепленного на валу 5 посредствам шпоночного соединения и гайки 7. Между вкладышами 8 установлены закрепленные в опоре проставки 9, определяющие угловое положение вкладышей. В валу 5 выполнено центральное отверстие 10 и радиальный канал 11, а в отверстии фланца 6 выполнена канавка, соединяющаяся с радиальными каналами 12, которые в свою очередь соединены с продольными каналами 13, а последние входят в продольные канавки 14 выполненные на обоих рабочих торцах фланца 6 (на Рис 118 показаны канавки только на правом рабочем торце фланца 6)

           Методика расчета и расчетные формулы основных параметров радиальных гидродинамических подшипников скольжения (относительного зазора – ф, минимальной толщины смазочного слоя – hmin, расхода смазки – Q) установлены ГОСТ ИСО 7902-1-2001 и выполняется на основе следующих исходных данных:
–  максимального и минимального диаметров вала и втулки,
–  нагрузки действующей на подшипник,
–  длины подшипника,
–  диаметра отверстия смазочного канала,
–  материала вала и втулки,
–  шереховатости поверхностей трения вала и втулки,
–  типа смазочного материала,
–  температура окружающей среды.
Указанный стандарт содержит методику расчета:
–  соотношения между несущей способностью подшипника и толщиной смазочного слоя,
–  потерь мощности на трение,
–  расхода смазочного материала, прохождение которого через подшипник обеспечивает его работу в стационарном режиме,
–  теплового баланса подшипника.
При этом функции, используемые при расчетах гидродинамических подшипников приводятся в ГОСТ ИСО 7902-2-2001, а допустимые рабочие режимы в ГОСТ ИСО 7902-3-2001. Методика расчета и расчетные формулы основных параметров упорных гидродинамических подшипников скольжения приведены в работах [7] и [8].
В данном разделе полной версии книги приводится 11 примеров конструктивного исполнения гидродинамических подшипников скольжения (см. Рис. в таб.)

 

2.3.6 Гидростатические подшипники скольжения

            В гидростатических подшипниках скольжения режим жидкостного трения обеспечивается за счет подачи в зазор между валом и втулкой смазочного масла под необходимым давлением от отдельного источника питания. Эти подшипники обладают большой нагрузочной способностью, при высокой степени демпфирования колебаний, во всем диапазоне скоростей вращения вала, обеспечивая при этом высокую точность вращения, а ввиду отсутствия смешанного и сухого трения между наружной поверхностью опорной цапфы вала и отверстием втулки скольжения они практически не изнашиваются, обеспе-чивая тем самым высокую долговечность агрегата, в который они входят. Поэтому гидростатические подшипники могут эффективно использоваться в качестве опор, как для медленно, так и для быстро вращающихся валов, испытывающих значительные нагрузки, это опоры валков прокатных станов, опоры роторов энергетических машин (мощных турбин и генераторов), а также шпиндели тяжелых металлообрабатывающих станков. По функциональному назначению и конструктивному исполнению гидростатические подшипники делятся на радиальные и упорные.
Радиальный гидростатический подшипник содержит втулку с расположенными равномерно по периметру ее отверстия карманами, в которые масло для смазки поступает под определенным давлением по трубопроводам через дроссели, определяющие его рас-ход, или напрямую от насоса, за счет чего создается подъемная сила, обеспечивающая «всплывание вала» и жидкостное трения в контакте с втулкой скольжения. Конструктивно подшипники этого вида могут быть выполнены без маслоотводящих канавок между карманами (см. Рис 124а) и с маслоотводящими канавками (см. Рис. 124б).

Рис 124 Варианты конструктивной схемы радиального гидростатического подшипника скольжения

          В общем случае работает радиальный гидростатический подшипник скольжения следующим образом. Под действием внешней нагрузки F вал занимает эксцентричное положение (ось вала смещается на величину е относительно оси втулки), при этом образуется разность зазоров, через которые вытекает смазочное масло из противоположных карманов, и следовательно изменяется гидравлическое сопротивление на входе карманов,
что приводит при наличии гидравлических сопротивлений дросселей на входе в карманы к изменению давления в каждом кармане. Результирующая нагрузка от давления масла в карманах воспринимает внешнюю нагрузку и возвращает вал в исходное положение, соосное с отверстием втулки. При работе подшипника гарантированный слой смазочного масла имеет место в зазоре между валом и втулкой не только в установившемся режиме работы подшипника, но и во время пуска и останове агрегата.
Основные конструктивные параметры гидростатического подшипника показаны на Рис 125.

–  D, L диаметр опорной цапфы вала и длина втулки подшипника,
–  l, b, k, длина, ширина и высота паза в отверстии втулки,
–  h, глубина кармана,
–  n, расстояние от стенки паза до начала кармана,

Рис 125 Основные конструктивные параметры радиального гидростатического подшипника

           В таб. 12 приведены рекомендации ЭНИМС по назначению конструктивных параметров гидростатических подшипников для точных металлообрабатывающих станков для опор валов диаметром 50, 80 и 120 мм, а также величина зазора в подшипнике Δ, потребный расход Q и давление p смазочного масла подаваемого в подшипник, подъемная сила P и жесткость подшипника j

Таблица 12

            Дроссельные устройства, устанавливаемые в месте подвода смазочного масла и карман, могут быть вынесенными и встроенными. На Рис 126а показана конструкция шпиндельного узла высокоточного токарного станка с вынесенными дросселями. Шпиндель 1 установлен в расточке станины на втулках 2 и 3. Подвод смазочного масла в карманы 7 и 9 втулок 2 и 3 осуществляется посредствам соответствующих трубопроводов соединен-ных с отверстиями вынесенных дросселей 4, установленных на специальном полом стержне 5 и выполненных в виде пакета плоских дисков, на торцах которых имеются кольцевые замкнутые капилляры. На Рис 126б показана конструкция шпиндельного узла высокоточного шлифовального станка с встроенными дросселями. Шпиндель 1 установ-лен в расточке станины посредствам втулки 2, на опорных поверхностях которой распо-ложены дроссельные каналы 3 и 6 выполненные в виде винтовых канавок. Подвод сма-зочного масла в карман 4 передней опоры шпинделя осуществляется через систему сверловок 9 в станине станка дроссельную канавку 3 и канал 4, а в заднюю опору шпинделя через систему сверловок 9 в станине станка дроссельную канавку 6 и канал 7.

Рис 126 Варианты конструкции гидростатических опор шпинделей со встроенными и вынесенными дросселями

           данном разделе полной версии книги приведены 3 варианта конструктивного исполнения гидростатических подшипников скольжения (см. Рис. в таб.)

 

           Упорный гидростатический подшипник состоит из опоры 1 закрепленной на валу 2, или выполненной с ним за одно целое, подпятника 3 с центральным карманом диаметустановленного с в корпусе агрегата (см. Рис. 129). Смазочное масло от насоса H под давлением через дроссель Д и канал в подпятнике 3 подается в карман 4 и далее в зазор h между нижним торцем опоры 1 и верхним торцем подпятника 3.Подъемная сила упорного гидростатического подшипника создается за счет давления р смазочного масла, величина которого зависит от зазора h между опорой и подпятником и величины сопротивления дросселя Д, а также от площади опорной поверхности подпятника, которая определяется его наружным диаметром D и наружным диаметром кармана d. С увеличением внешней нагрузки Р, действующей на упорный подшипник уменьшается величина зазора h, что приводит к росту давления масла р в кармане, создаваемого насосом Н, и повышению несущей способности подшипника. При ударной нагрузке давление масла в кармане резко повышается и может превзойти давление развиваемое насосом, поэтому в магистрали соединяющей подшипник с гидросистемой может устанавливаться обратный клапан

Рис129 Схема упорного гидродинамического подшипника

    На Рис 132 показана конструкция самоустанавливающегося упорного гидростатиче-ского подшипника, в котором вал соединен с опорной плитой посредствам карданного шарнира. Он содержит вал 1, соединенный посредствам карданного шарнира 8 с опорным диском 9 и установленный посредствам втулки скольжения 2 в сборном корпусе, состоящим из стакана 3 и крышки 4 соединенных шпильками 5, который с помощью шпилек 6 закреплен на основании 7, образуя при этом внутреннюю полость 16 в которой с помощью болтов 10 закреплен подпятник 11, выполненный в виде фланца со ступицей. В ступице подпятника 11 расположено центральное отверстие 12 соединяющееся с горизонтальными каналами 13 выполненными во фланцевой части подпятника 11, которые в свою очередь посредствам вертикальных каналов 14 соединяются с сегментными карманами 15 выполненными на верхнем торце фланцевой части подпятника 11 и разделенные перемычками 23. Между верхнем торцем подпятника 11 и нижним торцем опорного диска 9 организован зазор S, величина которого обеспечивает необходимую для работы агрегата жесткость упорного гидростатического подшипника и позволяет смазочному маслу, поступающему в карманы 15, перетекать в карманы 24 выполненные в виде секторов в периферийной части фланца подпятника 11 и далее в полость 16 подшипника. Для слива смазочного масла из упорного подшипника в стакане 3 предусмотрены канал 18 и сливное отверстие 19, а также канавки 18 во втулке 2.
Работает упорный гидростатический подшипник следующим образом. Смазочное масло через отверстие 12 в ступице подпятника 11 и каналы 13 и 14 поступает в карманы 15, создавая в них гидростатическое усилие и действуя на опорный диск 9 обеспечивает его подъем вместе с валом 1, образуя зазор S между рабочими поверхностями упорного подшипника и далее вытекает через этот зазор в камеру 16. При вращении вала 1 карданный шарнир 3 обеспечивает прилегание нижней плоскости опорного диска 9 к верхней плоскости подпятника 11, что позволяет сохранять неизменной величину зазора S по всей поверхности контакта и поддерживать постоянную величину жесткости упорного подшипника. Основная часть масла из камеры 16 идет на слив через канал 18 и сливное отверстие 19, остальное масло идет на слов через канавки 21 во втулке 2 и далее через камеру 17 также поступает в сливное отверстие 19.

Рис 132 Конструкция самоустанавливающегося упорного
гидростатического подшипника

           Радиально – упорные гидростатические подшипники могут быть комбинированными и коническими и воспринимают разнонаправленную радиальную нагрузку в радиальном направлении и одностороннюю или двухстороннюю нагрузку в осевом направлении (конический подшипник воспринимает осевую нагрузку только в одном направле-нии). Наибольшее распространение получили комбинированные гидростатические подшипники состоящие из радиального и упорного подшипников, что позволяет упростить конструкцию опоры и выполнить подачу смазочного масла от общей гидравлической системы смазки.

Рис 133 Варианты подвода и канализации масла в радиально – упорных гидростатических подшипниках

          Комбинированные гидростатические подшипники могут выполняться с дренажными каналами (см. Рис. 133а) и без дренажных (см. Рис. 133б). Радиальная и упорная часть в комбинированных подшипниках может иметь общий подвод смазочного масла, при этом подвод масла в упорный подшипник осуществляется через зазор между валом и втулкой радиального подшипника (см. Рис. 133б) и индивидуальный (см. Рис. 133а). Конические гидростатические подшипники скольжения применяются намного реже по причине сложности их изготовления. Величина конусности в них устанавливается, прежде всего, в зависимости от назначения подшипника и соотношения осевой и радиальной составляющей действующей на него внешней нагрузки. На Рис. 133в показана конструктивная схема конического гидродинамического подшипника с каналами для подвода смазочного масла в карман и каналом для дренажа, при этом канализация части осуществляется через зазор между валом и втулкой.

В данном разделе полной версии книги приведены 5 вариантов конструктивного исполнения комбинированных гидростатических подшипников скольжения (см. Рис. в таб.)

2.3.7 Сборка опор с подшипниками скольжения

          Все подшипники скольжения, можно разделить на разъемные и неразъемные. Технология сборки подшипников с неразъемным корпусом, которые используются практически во всех областях машиностроения, состоит в запрессовке втулки в корпус, последующем контроле ее положения и размера отверстия, а при необходимости и доводки отверстия во втулке с целью достижения размера, позволяющего получить требуемый зазор между отверстием подшипника и наружным диаметром цапфы устанавливаемого в него вала, а в ряде случаев и дополнительного стопорения втулки (см. Рис. 144).

Рис. 144. Способы дополнительной фиксации втулок скольжения в корпусной детали.

        В данном разделе полной версии книги приведены 5 вариантов конструкции оснастки для механизации процесса сборки втулок подшипников скольжения

3 Опорно – поворотные устройства
3.1 Область применении опорно – поворотных устройство

Определенную сложность при проектировании вызывает разработка подшипниковых опор вертикально расположенных валов, особенно если они имеют значительные габаритные размеры (расстояние между опорами) и испытывают воздействие крутящих, изгибающих моментов (опрокидывающих моментов), а также осевых нагрузок. Большие габаритные размеры вала предусматривают и большой вес, который дополнительно воздействует на его подшипниковые опоры в осевом направлении. Большое расстояние между опорами вала, как правило, приводит к невозможности обеспечить требуемую, для нормальной работы подшипников, соосность расточек в корпусе под установку их наружных колец. Сложное нагружение вала вызывает его повышенный изгиб, который, также негативно сказывается на условиях работы опорных подшипников. В таких условиях ра-ботает, например, поворотная колонна манипулятора грузового автомобиля, конструкция подшипниковых опор которой показана на Рис 147 Колонна манипулятора 1 вертикально установлена в корпусе 4 на конических роликоподшипниках 2 и 3 и приводится во вращательное движение от закрепленного на выступе 5 гидромотора 6, на валу которого закреплена шестерня 7, зацепляющаяся с зубчатым колесом 8, неподвижно установленным на верхнем торце корпуса 4. При такой конструкции опор ее подшипники удовлетворительно воспринимают радиальные нагрузки, возникающие при передаче крутящего момента и внешние осевые нагрузки, но нагрузки от опрокидывающего момента, имеющие место при переносе манипулятором груза существенно ухудшают условия работы особенно верхнего подшипника, поскольку он по своей конструкции не может компенсировать перекос колец подшипников вызываемый изгибом колонны, и в результате этого происходит неравномерное нагружение контактных поверх ностей колец подшипника и тел качения.

 

Рис 147 Конструкция подшипниковых опор
поворотной колонны манипулятора
грузового автомобиля

В данном разделе полной версии книги содержится 16 вариантов
конструкции оригинальных опорно – поворотных устройств (см. Рис. в таб.) с описанием их работы.

3.3 Привод опорно – поворотных устройств

Основным конструктивным элементов связанным с ОПУ является привод его подвижного кольца, который обычно осуществляется через зубчатую, или зубчато – реечную передачу, ведомое звено которой (зубчатое колесо) крепится на подвижном кольце или выполнено за одно целое с ним. В качестве приводного двигателя в приводе ОПУ чаще всего используются электродвигатели и гидромоторы, реже гидроцилиндры. В приводе ОПУ малонагруженных манипуляторов и консольных кранов, которые обычно имеют гидравлический привод подъемных механизмов привод опорно – поворотного устройства осуществляется от гидромотора через цилиндрическую зубчатую передачу, при этом гидромотор может крепиться, как на неподвижном кронштейне, так и на поворотной колонне манипулятора (см. Рис 147, 148).
Для привода ОПУ манипулятора может использоваться гидромотор и червячная передача (см. Рис 163) Этот привод состоит из поворотной колонны 1, закрепленной на кор-пусе 2 , который с помощью шлицов соединен с червячным колесом 3, зацепляющимся с червяком 13, установленном на подшипниках 5 и 6 в корпусе 2, образуя при этом, реверсивную глобоидную передачу. Правая цапфа червяка 13 соединена с валом 12 гидромотора 11, который в свою очередь посредствам болтов закреплен на корпусе 2. Червячное колесо 3 расположено в корпусе 2 на подшипнике скольжения 9, а регулирование его вертикального положения, для обеспечения совпадения средней плоскости червячной передачи, между опорой 7 и червячным колесом 3 установлено кольцо 8.

Рис 163 Конструкция привода ОПУ гидравлического манипулятора содержащего червячную передачи и приводной гидромотор

      В данном разделе полной версии книги содержится 10 примеров оригинальных конструкций привода опорно – поворотных устройств (см. Рис. в таб) с описание их работы

Для приобретения полной версии книги сбросьте ее в корзину

Стоимость полной версии книги 500руб