9.3. Підшипники ковзання

 

Загальні відомості. Підшипники ковзання – це елементи опор валів і осей, поверхня цапфи яких взаємодіє через шар мастила з охоплюючою нерухомою поверхнею підшипника. Робота підшипників ковзання без спрацьовування поверхонь цапфи вала і підшипника можлива лише при розділенні цих поверхонь шаром мастила достатньої товщини. Наявність шару мастила між робочими поверхнями може бути забезпечена над­лишковим тиском, який буває гідродинамічним, що створюється при обертанні цапфи, або гідростатичним, що виникає внаслідок подачі мастила помпою. Основне практичне застосування мають підшипники з гідродинамічним змащуванням.

Підшипники ковзання в машинобудуванні мають вуж­че застосування, ніж підшипники кочення. Однак за деякими свої­ми позитивними характеристиками вони у деяких випадках мають переважне або рівне використання з підшипниками кочення. Під­шипники ковзання застосовують у таких випадках:

а) для опор валів (ω > 500 рад/с), у режимах роботи яких довго­вічність підшипників кочення досить низька;

б) для валів та осей, до яких ставляться високі вимоги щодо точнос­ті монтажу і забезпечення постійного положення осі обертання;

в) для валів великого діаметра через відсутність стандартних під­шипників кочення;

г) у випадках, коли підшипники машини повинні бути роз’ємними (наприклад, для опор колінчастих валів);

д)  при роботі підшипників у воді або агресивному середовищі, де підшипники кочення нероботоздатні;

е) при потребі малих діаметральних розмірів, наприклад для близь­ко розміщених паралельних валів;

є) для тихохідних валів та осей невідповідальних механізмів, де підшипники ковзання простіші за конструкцією і дешевші, ніж під­шипники кочення.

Підшипники ковзання вимагають систематичного нагляду та не­перервного змащування, мають більш високі втрати на тертя при ма­лих швидкостях обертання валів і потребують підвищених пускових моментів під час пуску машини в дію. Крім цього, цапфи валів та осей, що працюють у підшипниках ковзання, повинні мати високу якість поверхні для того, щоб запобігти прискореному спрацьовуванню під­шипника та цапфи.

Конструкції та матеріали підшипників ковзання. У найпростішому вигляді (рис. 12, а) підшипник ковзання склада­ється з корпусу 1 та вкладиша 2, який розміщується і фіксується у корпусі. Взаємодія опорної цапфи вала з підшипником відбувається через вкладиш та шар мастила між їхніми поверхнями. Для подачі мастила у корпусі і у вкладиші підшипника передбачається спеціальний отвір. Підшипник ковзан­ня рис. 54,а є жорст­ким нероз’ємним підшипником.                            

Рис. 12

Конструкції роз’ємного підшипника ков­зання рис. 12, б складається з корпусу 1, кришки 2 та вкладиша 3. Кришка до корпусу кріпиться за допо­могою болтів. Роз’ємні підшипники зруч­ні при монтажі валів та осей і допускають регулю­вання зазорів у підшипни­ку зближенням кришки і корпусу. Тому переважне застосування мають роз’єм­ні підшипники ковзання. Для правильної роботи підшипника площина його роз’єму повинна бути виконаною перпендикулярно до напряму навантаження, яке сприймає підшипник. Щоб усунути бокові зміщення кришки щодо корпусу, площину роз’єму підшипника здебільшого слід виконувати ступінчастою.

Якщо виникають значні прогини валів або неможливо виконати точний монтаж, то використовують самоустановні підшипники ковзан­ня (рис. 13, в). Корпус такого підшипника має сферичну опорну поверхню, яка дозволяє самовстановлюватись підшипнику у межах кута γ = 7...8°.

             

Рис. 13

 Застосування самоустановних підшипників дозволяє забезпечити рівномірне навантаження вкладиша по його довжині. Конструкції підшипників ковзання здатні сприймати тільки радіальне навантаження. Існують також підшипники ковзан­ня, які призначені для сприймання осьового або осьового та радіаль­ного навантаження одночасно (рис. 13, г). Підшипники ковзання, що сприймають осьове навантаження, називають підп’ятниками, а елементи валів, що працюють у таких підшипниках, називають п’ята­ми. На рис 1, г підп’ятник 1 сприймає осьове навантаження з боку вала і повинен бути зафіксованим від обертання у корпусі 2 підшип­ника. Вкладиш 3 сприймає тільки радіальне навантаження.

Основними розмірами підшипників ковзання (рис. 14) є поса­дочний діаметр підшипника d та його довжина l. Здебільшого підшип­ники ковзання виготовляють із співвідношенням l/d = 0,5...1. Вузькі підшипники (l/d < 0,5) мають низьку вантажність і слабо утримують мастило. Довгі підшипники   (l/d > 1) вимагають підвищеної жорст­кості валів та точності їхнього монтажу. Товщина стінки суцільного вкладиша Δ = (0,1···0,2) d.

Згідно з гідродинамічною теорією змащування рідинне тертя у підшипнику ковзання може розвиватись тільки в зазорі, що звужу­ється в напрямі відносної швидкості цапфи вала. Такий зазор нази­вають клиновим.

У радіальних підшипниках ковзання клинова форма зазора вла­стива самій конструкції підшипника. Вона утворюється за рахунок зміщення центрів цапфи вала і вкладиша (рис. 14, а). Однак тут центрування вала може бути недостатнім, а при високих швидкостях обертання можливе виникнення вібрацій вала.

У підшипниках ковзання швидкохідних навантажених валів, а також у підшипниках з великою несучою здатністю для запобігання вібрацій валів використовують самоустановні сегментні вкладиші (рис. 14, б), які завдяки утворенню у підшипнику кількох зазорів клинової форми забезпечують стійку роботу підшипників. Поряд із безвібраційною роботою перевагою підшипників із сегментними вкла­дишами є можливість самоустановлюватись, що запобігає появі кром­кового контакту цапфи та підшипника.

Для зображених на рис. 14, в, г підшипників зазор клинової форми може бути отриманий використанням однобічних скосів у ра­діальних рівцях при нереверсивному і двобічних скосів – при ревер­сивному обертанні вала.

Найвідповідальнішою деталлю у підшипнику ковзання є вкладиш, який безпосередньо сприймає навантаження. Матеріал вкладишів повинен бути стійким проти спрацьовування та заїдання, мати достат­ню пластичність, щоб, не руйнуючись, сприймати ударні навантаження, а коефіцієнт тертя пари цапфа – вкладиш повинен бути мінімаль­ним. Бажана також висока теплопровідність для кращого відведення теплоти від поверхонь тертя у підшипнику.

Рис. 14

За техніко-економічними міркуваннями більш доцільно, щоб у парі цапфа – вкладиш більш стійкою проти спрацювання була поверхня цапфи. З цією метою цапфи валів піддають поверхневому гартуванню, яке забезпечує високу твердість робочої поверхні.

Вкладиші виготовляють із різних матеріалів: чавуну, сплавів кольорових металів, спечених матеріалів, графіту та синтетичних матеріалів.

Чавун (сірий і антифрикційний) придатний для вкладишів при невисоких безударних навантаженнях та низьких колових швидкостях. Потрібне припрацьовування чавунних вкладишів на холостих режимах роботи.

До кольорових антифрикційних сплавів належать бронзи, латуні, бабіти, алюмінієві сплави.

Бронзи з вмістом олова БрОІОФІ та ін. мають високі антифрикційні властивості і їх використовують в умовах високих тисків та швидкостей. При змінних та ударних навантаженнях високу стійкість має свинцева бронза БрСЗО, яка використовується у підшипниках двигунів внутрішнього згоряння. Широко розповсюджені також більш дешеві безолов’яні бронзи, наприклад БрА9ЖЗА.

Латуні ЛКС80–3–3, ЛМцЖ52–4–1 та інші ефективні при порівняно високих навантаженнях, але низьких колових швидкостях.

Бабіти використовують для нанесення на робочі поверхні чавунних або бронзових вкладишів. Високоолов’яні бабіти, (Б83), використовують при дуже високих швидкостях та тисках. За антифрикційними властивостями бабіт перевершує всі інші сплави, але за механічною міцністю значно поступається чавуну та бронзі. Негативною властивістю бабіту є крихкість та його висока вартість.

З алюмінієвих сплавів найперспективнішими є алюмінієві-олов’яні антифрикційні сплави АО9-2, АО9-1 та ін. Вони мають високу втомну міцність і здатні працювати протягом значного часу в умовах недостатнього змащування. Ці сплави застосовують у підшипниках потужних двигунів внутрішнього згоряння.

Спечені матеріали мають у своїй основі мідний або за­лізний порошок. Вкладиші, які виготовляють пресуванням та спікан­ням за високої температури порошка із добавкою графіту, мають порувату структуру і можуть працювати довший час без подачі масти­ла за рахунок їхнього попереднього просочування рідким мастилом.

Неметалеві матеріали (гума, тверді породи дерева та пластмаси) значно розповсюджені як підшипникові матеріали, що пов’язано з їхніми високими антифрикційними властивостями в парі із сталевою цапфою вала, їх важливою перевагою є можливість роботи при змащуванні водою. Серед пластмас для вкладишів підшипників використовують текстоліти, ДШП, поліаміди (капрон, фторопласт-4) та ін. Поліаміди у більшості випадків наносять тонким шаром на металеві вкладиші і завдяки цьому в значній мірі поліпшують умови відведення теплоти. Оскільки пластмаси мають достатню пружність, виготовлені з них вкладиші підшипників можуть сприймати ударні навантаження та дещо компенсувати перекоси цапфи вала.

Змащування підшипників ковзання. Для змащування підшипників ковзання застосовують рідкі, пла­стичні та тверді мастильні матеріали.

Основним мастильним матеріалом є рідкі мастила, бо вони рівномірно розподіляються на поверхнях тертя, мають мале внутріш­нє тертя і задовільно працюють у широкому діапазоні температур. Переважне застосування знаходять мінеральні мастила, які є продук­том переробки нафти. Рослинні (льняне, рицинове та ін.) і тваринні ма­стила мають високі мастильні властивості, але вони дорогі і тому використовуються лише у спеціальних випадках.

Важливими властивостями мастил, які визначають їхню мастильну здатність, є в’язкість (при роботі в умовах рідинного тертя) та маслянистість (при роботі без рідинного тертя).

В’язкість – властивість чинити опір при зсуві одного шару рідини щодо іншого.

Маслянистість – здатність мастильного матеріалу до утворення та утримування на поверхнях тертя деталей тонких плівок.

Із мінеральних мастил широко застосовують такі, як індустріальне, турбінне, авіаційне, циліндрове та ін.

Як рідке мастило інколи використовують і воду (наприклад, для підшипників гребних гвинтів, водяних помп і т. д.). В’язкість води низька, а теплоємність у 2,0–2,5 рази більша, ніж мінеральних мастил. Тому теплоутворення у підшипниках, змащуваних водою, незначне, а тепловіддача велика. Суттєвим недоліком водяного змащування є небезпека корозії, що вимагає використання спеціальних матеріалів для валів.

Пластичні мастила виготовляють згущуванням рідких мінеральних мастил кальцієвими або натрієвими милами. У першому випадку дістають солідоли, а у другому – консталіни. Пластичні мастила добре герметизують підшипники і допускають підвищені тиски. У порівнянні з рідкими мастилами внутрішнє тертя (в’язкість) у них більш високе. Солідоли використовують при температурах до 60–80 °С. Їхньою перевагою є вологостійкість. При температурах (до 110–120 °С) використовують натрієві масти­ла: мастило жирове 1–13, консталін жировий, консталін синтетичний. Існують універсальні пластичні мастила, які добре працюють у широ­кому діапазоні температур; мастило УНИОЛ, при 150–160 °С.

Із твердих мастильних матеріалів, в основно­му, застосовують колоїдний (високодисперсний) графіт та двосірчаний молібден (дисульфід молібдену). Тверді мастила використовують в умовах, коли рідкі та пластичні мастила нероботоздатні (низька або висока температура, вакуум, агресивне середовище), а також у тихо­хідних відкритих підшипниках, що працюють при високих тисках, де важко утримати рідке чи пластичне мастило.

Подача мастильного матеріалу до підшипників ковзання залежно від їхнього призначення та умов роботи може бути індивідуальною або централізованою, періодичною або неперервною, самоподачею або під тиском. Для змащування використовують спеціальну мастильну арматуру.

Звичайно подача мастила здійснюється у зону найменшого тиску у підшипнику ковзання. Розподіл мастильного матеріалу у підшипни­ках досягається за допомогою мастильних рівців на робочій поверхні їхніх вкладишів у ненавантаженій зоні.

Критерії роботоздатності та розрахунку підшипників ковзання. Основними критеріями роботоздатності підшипників ковзання є стій­кість проти спрацювання та стійкість проти втомного руйнування ро­бочих поверхонь.

Стійкість проти спрацювання характеризуєть­ся опором абразивному спрацюванню та заїданню. Абразивне спрацю­вання може бути при недостатній несучій здатності мастильного шару в підшипнику під час усталеного режиму роботи і особливо під час пуску та зупинки машини під навантаженням. Абразивне спрацювання дуже інтенсивне при попаданні у підшипник разом із мастилом твердих абразивних частинок, співрозмірних із товщиною мастильного шару. Заїдання виникає при втраті мастильною плівкою своєї захисної здатності при високих місцевих тисках і температурах. Воно прояв­ляється особливо активно при незагартованих цапфах валів і при твер­дих матеріалах вкладишів. Заїданню сприяють підвищений тиск на кромках вкладишів, дефекти поверхонь тертя, температурні деформа­ції валів.

Втомне руйнування вкладишів підшипників ковзання спостерігається під час дії на них змінних навантажень (наприклад, у поршневих машинах, машинах ударної та вібраційної дії). Крихко­му руйнуванню піддаються маломіцні антифрикційні матеріали, такі як бабіти та деякі пластмаси.

Основним розрахунком підшипників ковзання є розрахунок за умовою забезпечення рідинного тертя, який базується на тому, що мастильний шар повинен сприймати все навантаження. При рідинному терті досягається стійкість проти спрацювання та заїдання під­шипника.

Рис. 15

Підшипники ковзання тихохідних механізмів, машин із частими пусками та зупинками під навантаженням, із ненадійним забезпечен­ням подачі мастила, в яких виникає граничне тертя, розраховують за умовними критеріями, які базуються на досвіді конструювання та експлуатації подібних конструкцій підшипників ковзання.

Умови утворення режиму рідинного тертя у підшипниках ковзан­ня. Під час рідинного тертя робочі поверхні цапфи вала і вкладиша підшипника розділені шаром мастила (рис. 15, а), товщина h якого більша суми висот нерівностей поверхонь цапфи R_z1 та вкладиша R_z2:

h > R_z1 + R_z2.                              (1)

Якщо записана умова виконується, що шар мастила сприймає зов­нішнє навантаження, не допускаючи при цьому безпосереднього доти­кання робочих поверхонь підшипника. Критичне значення товщини шару мастила, при якому порушується режим рідинного тертя, бе­руть.

h_KP = (1,5 ... 2,0) (R_z1+ R_z2).             (2)

На рис. 15, б схематично зображена цапфа вала у заповненому мастилом підшипнику. Якщо вал не обертається, то під дією радіальної сили F цапфа зміщена на радіальний зазор i дотикається до вкладиша підшипника. При цьому між цапфою та вкладишем утворюється зазор клинової форми.

Під час обертання вала (рис. 15, в) мастило за рахунок сил тертя починає втягуватись у клиновий зазор і при деякій кутовій швидкості вала
ω > ω_κρ цапфа спливає в мастилі і дещо зміщається в бік обертан­ня. Із збільшенням кутової швидкості збільшується і товщина h ма­стильного шару, а центр цапфи наближається до центра вкладиша. Якщо ω → ∞, то відстань між центрами е → 0. Повного збігання цент­рів цапфи і вкладиша бути не може, оскільки при цьому порушується клинова форма зазора як одна з умов режиму рідинного тертя.

Зовнішнє навантаження F на вал зрівноважується гідродинаміч­ним тиском p у мастильному шарі, який розподіляється нерівномірно згідно з епюрами рис. 15, в, г.

Дослідженнями встановлено, що у підшипниках ковзання з певни­ми параметрами товщина шару мастила у навантаженій зоні зростає зі збільшенням в’язкості мастила та кутової швидкості цапфи і змен­шується зі збільшенням навантаження F. Щоб досягти режиму рідин­ного тертя, потрібні такі умови:

а) наявність між поверхнями ковзання зазора клинової форми;

б) неперервне заповнення зазора мастилом відповідної в’язкості;

в) швидкість відносного руху поверхонь повинна бути такою, щоб розвинутий гідродинамічний тиск зрівноважив зовнішнє наванта­ження.

Умовні розрахунки підшипників ковзання. Ці розрахунки вико­нують, якщо режим рідинного тертя не може бути забезпеченим. Вони у наближеній формі передбачають запобігання інтенсивному спрацю­ванню, перегріванню та заїданню у підшипниках. Суть умовних роз­рахунків полягає у обмеженні тиску ρ у підшипнику та у обмеженні параметра pv_S. Відповідно розрахункові умови записують у такомувигляді:                         

p = F/(dl) ≤ [p];                                                (3)

pv_S  ≤ [p·v_S.],                                                  (4)

де F – радіальне навантаження на підшипник; d – діаметр цапфи; l– довжина підшипника; v_S = 0,5ωd – швидкість ковзання або колова швидкість цапфи.

При високих швидкостях ковзання і невеликих тисках надійність підшипників ковзання зменшується через підвищення температури. В цьому разі обмежують також швидкість ковзання за умовою v_S ≤ [v_S].

Допустимі значення тиску [р], швидкості ковзання [v_S] та парамет­ра [pv_S] визначені з досвіду експлуатації підшипників ковзання з різ­ними матеріалами вкладишів і наведені у табл.

Розрахунок радіальних підшипників рідинного тертя. Розрахунок радіальних підшипників рідинного тертя базується на тому, що шар мастила між цапфою та вкладишем повинен сприймати все радіальне навантаження F, а його розрахункова товщина h повинна бути біль­шою від критичної товщини h_кр за виразом (2). Тому запишемо роз­рахункову умову:

S_h  = h / h_KP > [S]_h.                          (5)

де S_h – коефіцієнт запасу надійності підшипника за товщиною мастильного шару,  [S]_h = 1,5...2 – його допустиме значення. Критичне значення товщини шару мастила h_KP беруть із розрахунку, що висота нерівностей поверхні цапфи повинна бути R_z1 ≤ 3,2 мкм, а висота нерівностей робочої поверхні вкладиша – R_z2 ≤ 6,3 мкм.

Розрахункову товщину h шару мастила в визначають за формулою:

h = δ – е = δ (1– χ),                                            (6)

де χ = е/δ – відносний ексцентриситет, який визначає положення цапфи у підшипнику при режимі рідинного тертя. Цей параметр виби­рають за графіками  залежно від коефіцієнта навантаженості підшипника Ф та відношення l/d.

Коефіцієнт навантаженості підшипника – це параметр, який характеризує несучу здатність підшипника ковзання при певних співвідношеннях його розмі­рів, кутовій швидкості вала та в’яз­кості мастила. Його визначають за формулою:

Ф = F · ψ²/(μ·ω·l·d) = p·ψ²/(μ·ω).                            (7)

Таким чином, розрахунок підшип­ників ковзання рідинного тертя зводиться до визначення за формулою (7) коефіцієнта навантаженості Φ підшипника, за яким по графіках вибирають віднос­ний ексцентриситет χ. Маючи відносний ексцентриситет та радіальний зазор δ у підшипнику, за формулою (6) обчислюють товщину h шару мастила у навантаженій зоні підшипника, яку порівнюють із критичною товщиною h_KP відповідно до умови (5). Потрібний раді­альний зазор δ забезпечується вибором відповідної стандартної по­садки цапфи вала у вкладиші.

Особливості конструкцій та розрахунку упорних підшипників ковзання. У машинобудуванні упорні підшипники ковзання застосо­вують, якщо втрати на тертя не мають суттєвого значення, наприклад у механізмах, що працюють із тривалими перервами, при низьких швидкостях ковзання тощо. Найпростішими за конструкцією є упор­ні підшипники з плоскими робочими поверхнями.

На рис. 16 зображені упорні підшипники, які відрізняються між собою конструкцією опорної частини – п’яти. Суцільна п’ята (рис. 16, а) використовується  рідко через нерівномірний розподіл тиску по робочих поверхнях.

Рис. 16

У центрі п’яти, де швидкість ковзання мала, спрацювання менше, ніж на периферійних ділянках. Тому тиск у центрі п’яти теоретично досить високий.

Щоб вирівняти тиск, слід застосовувати кільцеві п’яти (б, в), у яких    d₀ = (0,6...0,7)d. У деяких випадках для змен­шення питомого навантаження використовують гребінчасті п’яти (рис. 16, г) із відповідними підп’ятниками, що мають роз’єм у осьо­вій площині. Для гребінчастих п’ят беруть
d₀ = (0,7...0,8) d.

У конструкціях упорних підшипників ковзання не завжди можна забезпечити режим рідинного тертя (малі швидкості, часті пуски та зупинки, нерівномірний розподіл швидкостей ковзан­ня та ін.). Лише з високими кутовими швидкостями валів і відповід­ними конструкціями п’ят (в, г) можна забезпечити рі­динне тертя. Тому для упорних підшипників ковзання обмежуються розрахунком на стійкість проти спрацювання та заїдання за тиском p і параметром pv_S.

Для плоскої кільцевої п’яти (б, в), а також суцільної п’яти (а) при
d₀ = 0 маємо такі розрахункові умови:

p = 4F_a/[π· (d²–d₀²)] ≤ [p];   p·v_S ≤ [p·v_S],                         (8)

де F_a – осьове навантаження на підшипник; v_s= 0,5ωd_m– швид­кість ковзання по серед–ньому діаметру п’яти d_m = 0,5(d + d₀) вала, що обертається з кутовою швидкістю ω.

Для розрахунку гребінчастої п’яти використовуються умови (8), але при визначенні p треба враховувати число опорних повер­хонь z (z = 2 на рис. 16, г) та нерівномірність розподілу наванта­ження по окремих поверхнях.

Допустимі значення тиску [р] та параметра [pv_S]  беруть такими самими, як і для радіальних підшипників ковзання.