Подшипниковый узел скольжения

 

Использование: в машиностроении, в частности для подшипниковых узлов скольжения, работающих в условиях перекосов. Сущность: опоры состоят из цапф вала и охватывающих их втулок. Зазор цапфы-втулки в процессе изготовления идентичен зазору приработанного сопряжения. Данный зазор фиксируется по определенной закономерности. Предлагаемая величина и форма зазоров необходима для увеличения действительной площади скольжения контактируемых поверхностей узла трения. Это обуславливает повышение ресурса и надежности, а также снижение высоких удельных давлений, снижение начальной интенсивности изнашивания, сокращение времени приработки. 7 ил.

Изобретение относится к машиностроению, в частности к подшипниковым узлам скольжения, и может быть использовано в узлах трения, работающих в условиях перекосов.

Наиболее близким техническим решением, выбранным в качестве прототипа, является узел трения опор коленчатого вала двигателя ЗМЗ-53. Он содержит опоры скольжения, состоящие из шеек (цапф) вала и вкладышей (втулок). Элементы пар трения данного узла характеризуются цилиндрической формой трущихся поверхностей и равными первоначальными зазорами для всех опор вала. Цилиндрическая форма является наиболее технологичной и универсальной. Угол прилегания для такой формы трущихся поверхностей при рассмотрении работы отдельно взятой опоры является в практически допустимых пределах наиболее рациональным. Вместе с тем получение в процессе изготовления равного для всех опор зазора не учитывает специфические особенности, как самого узла трения, так и машины в целом, где данный узел используется. Это в первую очередь перекосы вала влияющие на работоспособность опор и характерные для работы коленчатого вала ЗМЗ-53 и других однотипных ему узлов трения.

Технический результат изобретения снижение высоких удельных давлений, снижение начальной интенсивности изнашивания, сокращения времени приработки.

Результат достигается тем, что в подшипниковом узле скольжения, состоящем из цапф вала и втулок, зазор между рабочими поверхностями втулки и цапфы вала в каждой прирабатываемой опоре при относительно устойчивом положении работы вала равен величине: где (0,5 Sm)_j величина зазора опоры на расстоянии (Lm)_j отточки пересечения осей вала и опор; m 1.n порядковый номер опоры; j номер относительно устойчивого положения работы механизма; (Lm)_j расстояние от m опоры до точки пересечения осей вала и опор в положении; (Li)_j расстояние от точки пересечения осей вала и опор до ближайшей прирабатываемой опоры в положении j; 0,5 S_опт величина оптимального зазора для данного вида сопряжения, определяемая зазором ближайшей прирабатываемой опоры к точке пересечения осей вала и опор; Δ величина, характеризующая допуски на механическую обработку, некачественную сборку, деформацию вала и опор в процессе работы.

На фиг. 1 изображена схема трехопорного вала с зазорами приработанного сопряжения, продольный разрез.

На фиг. 2 изображена схема трех опорного вала с равными первоначальными зазорами в опорах, продольный разрез.

На фиг. 3 изображены схемы относительно устойчивых положений работы коленчатого вала ЗМЗ-53.

На фиг. 4 изображены кривые изменения износа опор от наработки.

На фиг. 5 изображена первая опора коленчатого вала ЗМЗ-53, поперечный разрез.

На фиг. 6 изображена пятая опора коленчатого вала ЗМЗ-53, поперечный разрез.

На фиг. 7 изображена схема работы п-опорного вала.

Узел трения (см. фиг. 1) содержит три опоры скольжения I, II, III, состоящие из цапф вала 1 и втулок 2. Все опоры имеют разный первоначальный зазор (0,5 S₁)I, (0,5 S₂)I, (0,5 S₃)I. Величина и форма зазора зависит от конструктивных параметров узла трения и от направления и положения силы P, действующей на вал. Данная сила определяет характер смещения вала относительно опор. В рассматриваемом случае она постоянна и по величине и по направлению. Алгоритм расчета зазора приработанного сопряжения следующий: определяется тангенс угла поворота оси вала относительно оси опор:
,
где (0,5 S_опт) величина оптимального зазора для данного вида сопряжения,
L₃ расстояние от точки пересечения осей вала и опор до ближайшей опоры,
определяются рациональные зазоры в каждой опоре вала:

где L₁, L₂, L₃ расстояние от точки пересечения осей вала и опор до, соответственно первой, второй и третьей опоры.

Узел трения работает следующим образом.

При вращении вала на него действует нагружающая сила P, которая смещает вал относительно оси опор. Вал занимает определенное положение характеризующееся точкой пересечения осей вала и опор и конструктивными размерами узла трения.

Соотношение величин зазоров 0,5(S₁.S₃)I между собой позволяет получить в сопряжениях цапфы-втулки максимальную действительную площадь скольжения контактируемых поверхностей, что позволяет удерживать вал в относительно устойчивом положении. Величина зазора может варьироваться как изменением размеров цапф и втулок одновременно, так и изменением размеров одной из этой пары трения. Общим для всех опор является то, что при изготовлении должен учитываться перекос вала и следовательно неравномерность зазоров по ширине подшипника. Например, величина зазора в точках A и B первой опоры (см. фиг. 1):


где L_A и L_B расстояние от точки пересечения осей вала и опор до, соответственно точек A и B.

В качестве доказательства эффективности предлагаемого изобретения исследуем работу узла трения с равными первоначальными зазорами для всех опор вала (см. фиг. 2). Как и в первом случае вал работает с перекосом, определяемым величиной и направлением силы P. Под действием неравномерного изнашивания опор происходит самоустановка вала, т.е. механизм занимает относительно устойчивое положение, характерное для приработанного сопряжения.

Получение зазоров приработанного сопряжения в процессе механической обработки увеличивает долговечность подшипникового узла скольжения вследствие возможности снижения суммарной величины зазора и снижения удельных нагрузок в опорах вала. Получение предлагаемых зазоров можно осуществить с помощью послеобкаточной переработки или переборки в течение эксплуатации с заменой одного из элементов трущейся пары на элемент других размеров.

Большинство узлов трения реальных машин имеют переменный характер нагружения подчиняющийся некоторой цикличности. В этом случае может быть несколько относительно устойчивых положений работы механизма. Испытания были проведены на пятиопорном коленчатом валу двигателя ЗМЗ-53. Исследования с использованием методов моделирования данного типа узлов трения, а также исследования износов валов показали, что вал занимает одно из двух устойчивых положений (см. фиг. 3). Линии 1 и 2 соответствуют линиям опорных поверхностей коренных шеек вала. В целях удобства чтения чертежа линия 2 является зеркальным отражением своего фактического положения относительно оси опор. Данные линии на шейках вала располагаются с противоположных сторон. Следовательно, зоны изнашивания первой и пятой опор для того и другого устойчивого положения совпадают. Это означает, что зазор приработанного сопряжения будет определяться максимально возможным число прирабатываемых опор (К) для каждого относительно устойчивого положения.

K_j=n-n¹
где j номер устойчивого положения,
n количество опор вала;
n¹ количество опор, приработка которых затруднена или нерациональна, например, вследствие значительного снижения давления масла в смазочной системе двигателя.

Величина n¹ является основным фактором, характеризующим как узел трения, так и машину, где данный узел применяется. Данный фактор включает в себя такие основные специфические особенности узлов трения, как конструктивные параметры подшипникового узла скольжения, способы смазывания, качество смазочного материала и другое. Специфические особенности машины определяются через ее действие на узел и его опоры нагружающих сил и моментов, а также влиянием колебательных и других процессов. Величина n¹ находится на основании моделирования, или данных изнашивания опытных партий узлов трения.

На фиг.4 определяется разность между наработкой узлов трения с опорами, изготовленными согласно техническим условиям/1/ (кривая 1, построенная по статистическим данным) и узлов трения с зазорами приработанных сопряжений, полученными на стадии изготовления (кривая 2 теоретическая). Кривая 3 соответствует испытаниям экспериментальных узлов трения (по статистическим данным). Графики построения для первой и пятой коренных шеек в плоскости относительно устойчивых положений работы вала. Кривые изменения зазоров построены без учета изнашивания вкладышей. Это связано с тем, что в условиях рядовой эксплуатации двигателя антифрикционный слой вкладышей насыщается абразивными частицами и судить о изменениях их геометрических параметров практически невозможно. Насыщение абразивом трущейся поверхности вкладышей происходит под действием высоких удельных давлений, которые особенно вероятны в период приработки сопряжений. Не включение данного фактора снижает достоверность сравнения результатов в наработке фактического и теоретического узлов трения в сторону снижения их разности.

Анализ представленных графиков показывает, что получение зазора приработанного сопряжения до начала эксплуатации позволяет увеличить наработку коренных опор коленчатого вала двигателя ЗМЗ-53 не менее чем на 20% Сравнительно небольшая прибавка в наработке опытной партии с серийными узлами трения (10%) объясняется низким уровнем приближения к зазору приработанного сопряжения.

Получение необходимого зазора достигалось изменением цилиндрической поверхности первой и пятой коренных шеек вала (соответственно фиг.5 и 6). На шейках, в плоскостях относительно устойчивых положений работы вала снимается слой металла на величину J₁ и J₅. Показанная форма шеек достигается на универсально-шлифовальном станке 3А-423 путем смещения центров станка.

в реальном узле трения всегда существуют некоторые допуски на точность изготовления или ремонта той или иной детали. Действительные значения J₁ и J₅ для опытной партии валов составляли величину 0,025±0,005 мм. Точность оборудования не позволила провести оптимизацию поверхностей трения второй и четвертой шеек. Они, как и третья шейка, были выполнены согласно технических условий /2/.

На основании проведенных исследований предлагается алгоритм определения зазоров приработанного сопряжения подшипниковых узлов скольжения, работающих в условиях перекосов (фиг. 7).

1. Определение относительно устойчивых положений механизма и выделение для каждого положения точки пересечения оси вала с осью опор.

Данная операция выполняется на основе моделирования, или исследованием износов опытной партии узлов трения.

2. Определение максимально возможного или наиболее рационального числа приработанных опор для каждого относительно устойчивого положения:
n_j=n-n¹
3. Определение тангенса угла поворота вала относительно опор для каждого положения j:

4. Определение величины зазора приработанного сопряжения в плоскости относительно устойчивого положения j работы механизма.

5. Выбор способа получения зазора приработанного сопряжения.

Данный способ выбирается из технологических возможностей и экономических затрат на изготовление или ремонт.

Формула изобретения

Подшипниковый узел скольжения, состоящий из цапф вала и втулок, отличающийся тем, что зазор между рабочими поверхностями втулки и цапфы вала в каждой прирабатываемой опоре при относительно устойчивом положении работы вала равен величине

где (0,5 S_m)_j величина зазора m-опоры на расстоянии (L_m)_j от точки пересечения осей вала и опор;
m 1.n порядковый номер опоры;
j номер относительно устойчивого положения работы вала;
(L_m)_j расстояние от m-опоры до точки пересечения осей вала и опор;
0,5 S_опт величина оптимального зазора для данного вида сопряжения, определяемая зазором ближайшей прирабатываемой опоры к точке пересечения осей вала и опор;
(L_i)_j расстояние от точки пересечения осей вала и опор до ближайшей прирабатываемой опоры;
Δ величина, характеризующая допуски на механическую обработку, некачественную сборку, деформацию вала и опор в процессе работы.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4, Рисунок 5, Рисунок 6, Рисунок 7