В основу вопроса при определении периодичности проведения смазочных работ многие ученые ставят обеспечение заданной долговечности узла. В соответствии с существованием различных концепций изнашивания подшипников качения существуют различные виды расчета их долговечности [1,2]:
-из условий усталостной прочности;
-при окислительном износе;
-в присутствии абразивных частиц;
-при определении работоспособности смазки в подшипнике.
Основной методикой расчета долговечности подшипников качения является расчет из условия усталостной прочности. Критерием для этого расчета является динамическая грузоподъемность. Динамическая грузоподъемность связана с номинальной долговечностью соотношением:
где L – ресурс подшипника, час;
С – динамическая грузоподъемность, Н;
Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
n – частота вращения, об/мин.
При окислительном износе дорожек и тел качения для определения долговечности подшипников использовали выражение:
где L – ресурс подшипника, час;
i – размерный износ поверхностей качения;
В, К0 – коэффициенты определяемые экспериментально и зависящиеот свойств материала, качества сборки, точности изготовления.
При увеличенной периодичности проведения смазочно-заправочных работ долговечность подшипников определяется изменением свойств смазок. Стандартного метода, определяющего работоспособность смазочных материалов в любом узле вне зависимости от конструкции и условий эксплуатации, пока не существует, поэтому срок службы их в конкретных узлах определяют экспериментальным путем. Так, экспериментально установлено [3], что работоспособность пластичных смазок в зависимости от температуры может быть рассчитана по формуле:
где Т – температура, 0С;
t – срок службы смазки;
А, В – постоянные коэффициенты для данного типа смазки.
Данные методы оценки долговечности подшипников качения отличаются простотой, так как существуют каталоги, в которых представлены значения необходимых параметров для стандартных подшипников качения.
Рассчитанная долговечность подшипников по данным методам ниже значений долговечности узлов трения при реальных условиях эксплуатации. Это связано с тем, что при подборе подшипников, исходя из условий надежности, принимают максимальную нагрузку узла, скоростной и температурный режимы, худшие режимы смазывания и т.д.
Долговечность подшипника определяется возникающими силами трения при качении и распределением напряжений в зоне соприкосновения роликов с сепаратором (рисунок 1).
Рн - нормальная нагрузка; Рr – нагрузка сопротивления качению; r – радиус цилиндра; F – сила прикладываемая к телу качения необходимая для преодоления сил трения; lr – плечо силы трения; l – плечо нормальной нагрузки
При неподвижном цилиндре в зоне соприкосновения с сепаратором под действием нагрузки возникает местная деформация смятия на площадке ав. Согласно теории упругости напряжение по линии ав распределяется по эллиптической кривой, и равнодействующая этих напряжений совпадает с направлением нагрузки на цилиндр. При перекатывании цилиндра участок св площадки смятия будет находиться в зоне нарастающих деформаций, а участок ас – в зоне исчезающих деформаций. Поэтому в силу гистерезиса, являющегося следствием наличия внутреннего трения в материале, распределение напряжений по площадке ав окажется не симметричным, а равнодействующая напряжений будет смещена вправо от точки с на некоторую величину lr, называемую плечом силы трения качения, или коэффициентом силы трения качения.
Между сепаратором и телами качения возникают значительные давления и силы трения, приводящие к износу подшипников. Однако это характерно для шариковых подшипников, что обусловлено различными скоростями точек а и в при качении шарика (рисунок 2).
Dw – диаметр тела качения; D1 – диаметр внутреннего кольца; Fцб – центробежная сила; V1 – скорость вращения внутреннего кольца; Wс – скорость вращения сепаратора; ава – линия контакта шарика с кольцами
Контакт шарика с кольцами осуществляется по некоторой дуге ава. Если допустить, что в точке в нет скольжения, то оно будет в точке а. Таким образом, в шариковых подшипниках наряду с трением качения наблюдается трение скольжения. Это создает дополнительный износ и потери в этих подшипниках. В роликовых подшипниках имеет место чистое качение, так как все точки контакта одинаково удалены от оси роликов. При этом виде трения износ подшипников незначителен [4].
Исследования динамической нагруженности конических роликовых подшипников также показали, что условия их работы не напряженные, так как в подшипниках данного типа действие гироскопических моментов и влияние динамических факторов незначительно.
Гироскопический момент МГ для данного типа подшипников определяется по выражению:
где J – момент инерции ролика относительно своей оси;
Wр – угловая скорость ролика вокруг своей оси;
Wс – угловая скорость сепаратора,
a – угол давления.
Таким образом, можно сделать вывод, что в конических подшипниках ступиц колес преобладает трение качения, а условия применения не являются жесткими. Долговечность подшипников применяемых в ступицах колес при правильной эксплуатации узла превышает расчетную. При этом распределение нагрузки в подшипнике качения в значительной степени зависит от размера зазора между телом качения и сепаратором в подшипнике [5], а неправильная регулировка подшипника прогрессивно ухудшает условия его работы.
Библиографический список
- Ищенко А.Г. Основные виды изнашивания деталей ходовой части грузовых автомобилей. – М.: Грузовик. – 2002. – №8 – С.24-25.
- Ямпольский, Г.Я. Исследование абразивного износа элементов пар качениях [Текст] / Г.Я. Ямпольский, И.В. Крагельский – М.: Наука, 1983. – 63с.
- Ваванов, В.В. Автомобильные пластичные смазки [Текст] / В.В. Ваванов, В.В. Вайншток, А.А. Гуреев – М.: Транспорт, 1986. – 144с.
- Гордивский В.Н., Кравченко А.М., Заварзин А.Т. К вопросу об оценке функциональных свойств пластичных смазок в сборочных единицах автомобилей. – М.: КАРТЭК Практика противокоррозионной защиты. – 1999. – № 1 (15) – С. 58 – 62
- Пат. 119844 Российская Федерация (опубл. 27.08.2012) Устройство для автоматической подачи консистентной смазки / Гордивский В.Н., Демихов С.В, Колганов С.Е., Бугаев С.В., Шевченко С.А.; заявитель и патентообладатель Федеральное государственное военное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Военный учебно-научный центр Сухопутных войск «Общевойсковая академия Вооруженных сил Российской Федерации». –Дата регистрации: 27.04.2011. Номер заявки: 2011116813/06.