В книге нет информации о том, где можно заказать сайт.

Приведены расчетные схемы подшипниковых узлов и инженерные методы расчета их эксплуатационных характеристик. Даны примеры расчета ответственных подшипниковых узлов. Для конструкторов, проектировщиков, расчетчиков, технологов н других инженерно-технических работников различных отраслей машиностроения.

ПРЕДИСЛОВИЕ

Подшипниковые узлы (ПУ) являются важнейшими структурными элементами машин и приборов и составляют основную часть узлов трения. Отказы техники, как правило, происходят из-за отказов ПУ (наряду с отказами других узлов трения), которые, таким образом, ограничивают долговечность машин и приборов. Даже при достаточно качественном изготовлении деталей ПУ, например, подшипника качения или вкладыша, характеристики ПУ могут оказаться неудовлетворительными, и произойдет внезапный отказ. При этом под отказом следует понимать не обязательно разрушение трущихся (рабочих) поверхностей, а выход одной из характеристик ПУ за допускаемые пределы. Так, для ПУ, применяемых в системах управления, критериями отказа могут быть увеличение нестабильности момента сопротивления вращению ротора, чрезмерно большое и непостоянное смещение центра масс ротора, нестабильность частоты и амплитуды радиальных и осевых биений ротора на некоторых частотах. Для шпиндельных ПУ типичные критерии отказа — малая точность вращения, повышенная вибрация, малая жесткость, большой момент сопротивления вращению и тепловое заклинивание. ПУ газотурбинных двигателей часто выходят из строя вследствие проскальзывания комплекта тел качения вместе с сепаратором относительно внутреннего кольца. Это проскальзывание приводит к износу рабочих поверхностей, недопустимому радиальному смещению вала и возможному заклиниванию турбины. ПУ букс подвижного состава отказывают из-за разрыва сепаратора, вызванного силами его взаимодействия с телами качения, из-за усталостного выкрашивания дорожек качения, боковых поверхностей роликов, изнашивания торцов роликов и рабочих поверхностей бортиков колец, из-за сколов бортиков под действием импульсной осевой нагрузки. ПУ сельхозтехники выходят из строя в основном из-за абразивного изнашивания, связанного с попаданием грязи и пыли. Наиболее распространенный критерий отказа ПУ общего применения, работающих в автомобилях, тракторах, насосах, редукторах, станках, подъемно-транспортном оборудовании, — усталостное разрушение. В то же время для ПУ специального применения важны и другие характеристики, такие, как жесткость, уровень и спектр вибрации, момент сопротивления вращению, долговечность.
Таким образом, во-первых, долговечность ПУ далеко не всегда совпадает с циклической долговечностью рабочих поверхностей подшипника, а Часто оказывается во много раз меньшей и даже равной нулю, как, например, для ПУ, не имеющих требуемых характеристик уже при установке в изделие, Во-вторых, достаточная долговечность отдельных деталей ПУ, Испытанных на стендах, не гарантирует достаточной долговечности ПУ. Последнее обстоятельство связано с тем, что нагрузки, действующие в узле, а также температуры могут существенно отличаться от стендовых. Кроме того, сборка и монтаж меняют зазоры, натяги и форму рабочих поверхностей ПУ. Особенно отчетливо противоречие между качеством ПУ и собственно подшипника проявляется в узлах с подшипниками качения. Подшипники качения производят на подшипниковых заводах в огромных количествах и в широком ассортименте на автоматических линиях и при достаточно совершенной технологии, однако особенности работы ПУ при изготовлении подшипника не учитываются. Это приводит, например, к тому, что параметры волнистости и шероховатости рабочих поверхностей подшипника определенных габаритов, предназначенного для установки в высокоскоростной шпиндель металлообрабатывающего станка, не соответствуют требуемым. Бывают более сложные ситуации. Например, шариковые подшипники для шпинделя имеют малую предельную быстроходность, причиной которой является значительное тепловыделение от трения скольжения и трения качения, приводящее к тепловому расширению внутреннего кольца и шариков и тепловому заклиниванию (недопустимому возрастанию момента сопротивления вращению вала). Решение проблемы требует конструктивных изменений в подшипнике. Снизить тепловыделение в 1,5 раза и поднять быстроходность можно, изготовив подшипник с большим числом более мелких шариков. Такие подшипники, разработанные В.Ф. Григорьевым, показали достаточно высокую быстроходность. Ясно, что при системном подходе к проектированию ПУ можно заранее, на стадии проектирования, обеспечить требуемое тепловыделение и, как следствие, требуемую предельную быстроходность подшипника.
Для узла, применяемого в приборах, состоящего из ротора и двух шарикоподшипниковых опор, бывает сложно избежать биений ротора на некоторых частотах вынужденных колебаний, вызванных отклонениями формы и размеров дорожек и шариков. Средние диаметры шариков в двух подшипниках оказываются различными из-за технологического разброса, что непременно приводит к биениям. Для устранения низкочастотных биений подшипники с различными диаметрами шариков следует установить так, чтобы в одном подшипнике все шарики были меньшего диаметра, чем в другом. Однако номенклатура имеющихся высокоточных подшипников не допускает такого выбора. При специализированном проектировании подшипников для ПУ в целом можно было бы избежать больших потерь, связанных с отказами дорогостоящих изделий, содержащих указанные ПУ.
В электродвигателях, особенно прецизионных, содержащих ротор на шарикоподшипниковых опорах, стараются избегать резонансов, возникающих при совпадении или близости вынуждающих и собственных частот. Такие резонансы снижают точность вращения, повышают уровень вибрации и способствуют падению долговечности из-за значительного увеличения динамической нагрузки на шарик по сравнению с номинальной, рассчитанной в условиях статического нагружения. Спектр вынуждающих сил определяется внутренними размерами подшипника и отклонениями формы и размеров рабочих поверхностей. Частоты в этом спектре настолько плотно расположены в диапазоне возможных значений собственных частот, что при конструировании очень трудно назначить собственные частоты радиальных, осевых и угловых колебаний для обеспечения требуемой разности возмущающей и собственной частот. Изменять же собственные частоты в более широком диапазоне не всегда можно, так как они определяются усилием натяга и размерами узла. Увеличение натяга снижает долговечность, а его уменьшение приводит к росту уровня вибрации. Размеры узла определяют при проектировании всего изделия в целом, и их нельзя произвольно изменить. Существуют способы прореживания спектра за счет совмещения различных вынуждающих частот. Это можно сделать специальным выбором размеров шарика и дорожек. Заводы при производстве шариковых подшипников не решают задачу обеспечения нужного спектра вынужденных колебаний ротора. Поэтому даже при очень высоком качестве подшипников характеристики узла оказываются неудовлетворительными.
Цилиндрические роликовые подшипники для букс подвижного состава подвергаются наряду с радиальными эксплуатационным осевым нагрузкам. Эти нагрузки имеют динамический характер и довольно сложное распределение во времени. Осевая нагрузка воспринимается торцом ролика и бортиком кольца. В серийных подшипниках бортик и торец делают плоскими, без учета специфики работы подшипника в узле. При малейшем перекосе корпуса буксы относительно шейки оси колесной пары область торцового контакта превращается из сегмента в точку, контактное давление резко возрастает, а условия смазывания ухудшаются, так как острый край ролика срезает смазочный материал с борта. Это приводит к значительной пластической деформации и износу торца и бортика. После начального периода эксплуатации ролики имеют закругленные торцы, а бортик оказывается смятым и "отваленным", иногда скалывается. В подшипнике, таким образом, происходит нежелательная и опасная эксплуатационная доводка роликов до нужной формы. Указанных явлений можно было бы избежать, изготовив ролики со специально профилированными сферическими или тороидальными торцами.
Роликовые подшипники для станков, транспорта проектируют, как правило, без учета эксплуатационного перекоса и вытекающей отсюда несоосности колец. В частности, меридиан (образующая) ролика выполняется прямолинейным, с фасками и редко со скосами. Такая форма меридиана приводит при наличии перекосов к весьма неравномерному распределению контактного давления вдоль вытянутой области контакта. Давление у краев контакта намного превосходит среднее давление, что ведет к преждевременному усталостному выкрашиванию дорожек. Фактическая долговечность оказывается в несколько раз меньше расчетной, вычисленной без учета перекоса. Имеет смысл выполнять меридиан ролика не прямолинейным, а криволинейным, например, составленным из одной или несколько дуг окружностей, чтобы снизить максимальное контактное давление, сделать его возможно более близким к среднему. Подшипник с такими роликами имеет повышенную долговечность. Следует, однако, иметь в виду, что параметры оптимизированных очертаний зависят от диапазона угла перекоса, который должен быть задан из условий работы узла. Для типичного диапазона углов перекоса можно выбрать некоторый достаточный универсальный меридиан.
В ПУ, отказывающих из-за разрыва сепаратора или нестабильности момента сопротивления вращению, важно правильно выбрать осевой и радиальный зазоры в окнах, зазор плавания, форму окон, способ базирования сепаратора, его материал. В приборных подшипниках для обеспечения стабильности смазывания целесообразно изготовлять сепаратор пористым и пропитывать его маслом, делать канавку на наружной поверхности сепаратора, базировать его относительно шариков. Если, как, например, в подшипниках букс, силы взаимодействия между телами качения и сепаратором близки к допускаемым значениям или превышают их, то необходим расчет этих сил для рационального выбора параметров подшипника
Из сказанного следует, что избежать отказов ПУ можно только при системном подходе к расчету и проектированию ПУ, предназначенного для установки в изделие, в целом. Исходя из назначения машины или прибора, формулируют требования к характеристикам ПУ: габаритам, массе, долговечности, допускаемому износу, точности вращения, уровню вибрации, жесткости, моменту сопротивления вращению. Расчет подшипника входит в расчет ПУ как составная часть, причем характеристики подшипника (например, жесткость) являются параметрами ПУ при расчете, например, его собственных частот. Для оптимального выбора параметров ПУ необходим расчет влияния этих параметров на характеристики.
Расчет ПУ является по существу междисциплинарной задачей. В книге сделана попытка изложения основ подхода к расчету ПУ, элементов системного анализа, принципов и уровней моделирования, расчетных схем ПУ, методов, методик, результатов и примеров расчета.
В гл. 1 даны примеры применения ПУ в машинах и приборах, приведена схема типичного ПУ. В гл. 2 содержатся некоторые результаты решения задач механики контакта. Изложены теория Герца, метод решения контактных задач для профилированных тел сложной формы, описаны элементы теории микропроскальзывания в контакте, приведены формулы для расчета напряженного состояния материала под областью контакта. В гл. 3 представлены расчетные схемы ПУ, описаны параметры ПУ, даны методы статического расчета, изложена теория вибрации и низкочастотных биений, приведены результаты исследования кинематики подшипников и сопротивления вращению ротора, особенности динамики сепаратора. В гл. 4 рассмотрены методы расчета долговечности подшипников. Изложение сопровождается примерами.
В книге приведены методы расчета ПУ в основном с радиально-упорными шариковыми и цилиндрическими роликовыми подшипниками. Многие результаты применимы и к подшипникам других типов: радиальным, упорно-радиальным и упорным шариковым, в том числе многорядным, коническим, игольчатым. Это, в частности, относится к формулам и алгоритмам для решения контактных задач, для выбора параметров торцового контакта, к основным выводам теорий микропроскальзывания, вибрации и долговечности.
Разумеется, в ответственных случаях результаты расчета необходимо проверять экспериментально.
В подготовке материалов книги принимали участие О.Ю. Алферов, А.И. Беспорточный (гл. 4) и С.Н. Козлов (подразд. 2.4).