Как влияет качество подшипников на долговечность и качество машины

Режимы работы подшипников из антифрикционных чугунов

2. бронзы оловянистые (БрОЦС5-5-5; БрОФ10-1 и др.), свинцовистые и оловянисто-свинцовистые (БрС-30; БрО5С25 и др.), безоловянистые (БрА9Ж3Л; БрА10Ж4Н4Л и др.) являются наиболее распространённым подшипниковым материалом при скоростях скольжения до 12 м/с и удельных давлениях до 25 МПа;

3. латуни (медноцинковые сплавы, например, ЛАЖМц52-5-2-1, ЛКС80-3-3 и др.) применяют для изготовления низкоскоростных подшипников при скоростях скольжения до 2 м/с и удельных давлениях до 12 МПа;

4. для изготовления высокоскоростных подшипников в условиях обильной смазки и хорошего теплоотвода при скоростях скольжения до 15 м/с и удельных давлениях до 12 МПа; применяют оловянные, свинцово-оловянные и свинцовые баббиты, например Б89 (89% олова, 9% сурьма, ост. медь), Б16 (16% олова, 16% сурьма, 1,8% медь, ост. свинец);

5. лёгкие сплавы на алюминиевой основе находят широкое применение, для изготовления поверхностей трения подшипников — для неответственных подшипников используют алюминиево-кремниевые сплавы (литейные АЛ3, АЛ4, АЛ5, деформируемые АК4, АК4-1), наиболее высокими антифрикционными качествами обладают алюминиево-оловянные композиты, получаемые спеканием порошковых материалов (например, АО20); по рабочим характеристикам эти материалы приближаются к баббитам при существенно меньшей цене и более высокой износостойкости;

6. неметаллические материалы (ДСП, текстолит, поликарбонаты, капрон, найлон, фторопласты, резины) применяют для изготовления подшипников, работающих при скоростях скольжения до 5 м/с и удельных давлениях до 10 МПа, некоторые из этих материалов (ДСП, резины) допускают использование воды в качестве смазки;

7. металлокерамика (бронзографит, железографит) получается спеканием порошков при высокой температуре и применяется при скоростях скольжения до 3 м/с, удельных давлениях до 6 МПа и недостатке смазки, металлокерамика отличается высокой пористостью (поры занимают до 40% объёма), вследствие чего способна впитывать большие количества масла, этого запаса масла хватает обычно на несколько месяцев работы подшипника без смазки.

Для работы с большинством перечисленных антифрикционных материалов цапфы вала необходимо подвергать термической или химикотермической обработке с целью получения высокой твёрдости рабочей поверхности > HRC 50, а в некоторых случаях (железистые бронзы высокой твёрдости, алюминиевые сплавы) > HRC 55. При этом точность изготовления диаметральных размеров для большинства подшипников лежит в пределах 6…7 квалитетов ЕСДП (единая система допусков и посадок), а шероховатость поверхности Ra – 2,5…0,25 мкм. Более высокая гладкость поверхности цапфы нежелательна вследствие слабого удержания на ней смазки.

В зависимости от количества смазочного материала в подшипнике скольжения различают следующие виды трения:

1. жидкостное трение обеспечивает полное разделение твёрдых поверхностей цапфы и подшипника слоем смазки (коэффициент трения, а следовательно, и коэффициент потерь энергии в подшипнике при этом виде трения минимальны);

2. полужидкостное трение – основная часть взаимодействующих поверхностей разделена слоем смазочной жидкости, а поверхности подшипника и цапфы контактируют только вершинами микронеровностей;

3. полусухое (граничное) трение – поверхности цапфы вала и подшипника почти постоянно контактируют между собой, однако между ними имеется некоторое количество смазочного материала;

4. сухое трение – в зазоре между поверхностями цапфы вала и подшипника смазочный материал отсутствует полностью, вследствие чего эти поверхности находятся в состоянии непрерывного контакта.

Для смазывания подшипников скольжения применяются самые разнообразные материалы, которые по степени консистентности (по густоте, по твёрдости) можно условно разделить на твёрдую — графит, дисульфид молибдена, некоторые обволакивающие металлы, например, индий; пластичную (консистентную, то есть не обладающую свойством каплепадения) – солидол, консталин, литол, некоторые смазки ЦИАТИМ; жидкую – органические и минеральные масла, иногда вода и другие жидкости, и газообразные – воздух, азот, инертные газы, в первую очередь аргон. Чем выше вязкость смазочного материала, тем труднее он выдавливатеся из рабочего зазора подшипника и, следовательно, тем более толстым может быть его слой между цапфой и поверхностью подшипника в процессе их совместной работы. Наибольшее распространение в промышленных условиях получили жидкая и консистентная смазки.

При использовании жидкостной смазки в зависимости от способа подачи смазки в рабочий зазор подшипника и разделения твёрдых поверхностей слоем жидкой смазки различают гидростатический и гидродинамический способы смазывания.

Рис. 10.4. Гидростатическая смазка подшипника скольжения.

Гидростатический способ основан на разделении трущихся поверхностей за счёт статического напора подводимой к подшипнику смазочной жидкости, то есть за счёт давления, создаваемого внешним источником (насосом). Поэтому при гидростатическом способе смазывания смазочная жидкость подаётся навстречу основным нагрузкам (рис. 10.4), действующим на цапфу вала, а давление насоса выбирается таким, чтобы цапфа вала всплывала на слое смазки. Применяется этот способ подачи смазки для смазывания подшипников тихоходных тяжело нагруженных валов (например, для смазки подшипников валов прокатных станов), для гидростатической центровки валов в прецизионных машинах, а также в периоды разгона до достижения гидродинамического режима смазывания.

Рис. 10.5. Гидродинамическая смазка подшипника скольжения

Гидродинамическое смазываниереализуется только в процессе вращения цапфы в подшипнике после достижения определённой (критической) скорости вращения (рис. 10.5). Первоначально цапфа неподвижного вала лежит на поверхности подшипника (рис. 10.5.а), и потому начальный период вращения вала характеризуется режимом граничного трения. По мере увеличения угловой скорости цапфы частицы смазочного масла за счёт налипания на её поверхность втягиваются в клиновой зазор между поверхностями цапфы и подшипника. Давление масла в этом зазоре повышается и при достижении критической скорости вращения цапфа вала, всплывая, оторвётся от поверхности подшипника, произойдёт полное разделение трущихся поверхностей. Среднее давление, развивающееся в клиновом зазоре, прямо пропорционально динамической вязкости масла, частоте вращения вала и обратно пропорционально толщине масляного слоя. Последнее свойство способствует саморегулированию толщины смазочного слоя в соответствии с действующей на цапфу вала нагрузкой – увеличение нагрузки ведёт к снижению толщины слоя смазки и наоборот. Давление в клиновом слое может достигать больших величин, и поэтому подача масла производится в зону разрежения, что не требует больших затрат мощности на смазывание и системы смазки (насосы, фильтры, радиаторы, трубопроводы и т.п.) высокого давления.

Коэффициент трения при жидкостном разделении трущихся поверхностей составляет (1…3)×10 -3 , в то время как при граничном трении коэффициент трения для разных материалов колеблется от 1×10 -2 (оловянистые баббиты) до 8×10 -2 (антифрикционные чугуны).

Из изложенного ясно, что максимальный износ подшипников в нормальных условиях работы механизмов должен происходить при граничном трении, то есть в периоды их разгона (в периоды запуска механизмов). Однако интенсивное изнашивание во многих случаях наблюдается и вследствие многих других причин (тяжёлые условия работы, небрежное обслуживание и т.п.). В практике эксплуатации подшипников скольжения можно наблюдать следующие виды их изнашивания: 1) абразивное (происходит при попадании твёрдых частиц в рабочий зазор подшипника); 2) усталостное выкрашивание при действии пульсирующих нагрузок; 3)перегрев, являющийся следствием сухого трения и приводящий в конечном итоге к заеданию цапфы в подшипнике, появлению задиров или к выплавлению антифрикционного слоя материала.

Таким образом, основным критерием работоспособности подшипника, работающего на принципе трения скольжения, следует считать износоустойчивость трущейся пары.

Поэтому проектный расчёт подшипника (определение основных габаритных размеров) ведут, как правило, ориентируясь на возможность граничного трения, авеличину зазора в трущейся паре, интенсивность подачи смазки при принудительном циркуляционном смазывании определяют по условию обеспечения режима гидродинамической смазки трущихся поверхностей. Расчёты подшипников на обеспечение гидродинамического режима смазки в настоящем курсе лекций не рассматриваются.

При проектном расчёте принимается допущение: удельное давление считается распределённым равномерно как по диаметру цапфы, так и по её длине. В этом случае условие прочности по среднему давлению p между контактирующими поверхностями цапфы вала и подшипника будет

; (10.1)

где R – радиальная нагрузка, действующая на цапфу вала, d – диаметр цапфы, l – рабочая длина подшипника, p – величина действующего среднего давления в подшипнике, [p]– допустимая величина этого давления.

При проектном расчёте обычно задаются величиной коэффициента длины подшипника y, величина которого зависит от конструкции опор и их расположения относительно вала. Так для несамоустанавливающихся опор с целью уменьшения неравномерности давления по длине подшипника рекомендуют принимать y = 0,4…1,2 (в отечественной технике чаще всего y = 0,6…0,9). При этом следует учитывать, что из короткого подшипника легче и быстрее удаляется смазочная жидкость, что, в свою очередь, ведёт к повышенному расходу смазочного материала, но и к более интенсивному охлаждению подшипника. Применение самоустанавливающегося подшипника позволяет увеличить коэффициент длины до y = 1,5…2,5. При заданном коэффициенте длины подшипника его диаметр может быть найден по соотношению

. (10.2)

Величину энерговыделения в работающем подшипнике характеризует произведение среднего давления p на скорость скольжения v. С целью предотвращения перегрева подшипника со всеми неприятными последствиями этого явления производится проверка подшипника и по этому критерию. Выражая скорость скольжения через параметры вращательного движения (w и n – угловая скорость и частота вращения цапфы вала, r – её радиус) и среднее давление по зависимости (10.1), критерий работоспособности подшипника по условию перегрева можно записать следующим образом

. (10.3)

Исходя из последнего выражения, при известных материалах трущейся пары цапфа-вкладыш подшипника длина подшипника может быть найдена следующим образом

(10.4)

а далее по выражению (10.1) можно вычислить необходимый диаметр цапфы

. (10.1)

Приведённый вид расчёта обычно используется при проектировании опор с необеспеченным жидкостным трением либо является предварительным при проектировании опор жидкостного гидродинамического трения, параметры которых уточняются в последующем в процессе гидродинамического расчёта подшипника скольжения.

В настоящей лекции изложены основные сведения о подшипниках скольжения с основами расчёта таких подшипников по условному среднему давлению и по допустимому энергетическому показателю [pv]. Расчёт подшипников гидродинамического трения можно найти в технической литературе.

Вопросы для самоконтроля:

1. Для выполнения каких функций предназначены опоры осей и валов?

2. Дайте определение подшипника.

3. Как влияет качество подшипников на долговечность и качество машины?

4. Назовите основные классификационные признаки подшипников.

5. Какой элемент машины можно назвать подшипником скольжения, какие разновидности этих подшипников Вы знаете?

6. Назовите основные достоинства и недостатки подшипников скольжения.

7. Какие требования предъявляются к материалам, предназначенным для изготовления подшипников?

8. Назовите основные группы материалов, используемых для изготовления подшипников.

9. Какие требования предъявляются к цапфе вала, работающей в подшипнике скольжения?

10. Назовите основные виды трения в подшипнике скольжения по условиям смазывания.

11. Назовите основные виды смазочных материалов, применяемых для смазывания подшипников скольжения.

12. В каких случаях используются и чем различаются гидростатический и гидродинамический способы смазывания?

Долговечность подшипников тяжелонагруженных узлов машин Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Дегтярь Владимир Владимирович

В статье рассмотрена проблема повышения ресурса подшипников качения. Предложен способ и механизм повышения долговечности подшипников за счет электрохимикомеханической обработки. Приведены параметры обработки, рабочие жидкости, а также способ диагностирования процесса электрохимикомеханической обработки подшипников .

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Дегтярь Владимир Владимирович

Durability of bearings of heavy loaded machines units

The article considers the problem of increasing resource of rolling bearings. A method and mechanism for increasing the durability of bearings by electrical, chemical, mechanical processing is suggested. Processing parameters, the working fluids, and a method of diagnosing electrical, chemical, mechanical processing of bearings is shown.

Текст научной работы на тему «Долговечность подшипников тяжелонагруженных узлов машин»

УДК 621.822.6 В. В. ДЕГТЯРЬ щ

Омский филиал Военной академии материальнотехнического обеспечения

ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ ТЯЖЕЛОНАГРУЖЕННЫХ УЗЛОВ МАШИН______________________________________________

В статье рассмотрена проблема повышения ресурса подшипников качения. Предложен способ и механизм повышения долговечности подшипников за счет электрохимикомеханической обработки. Приведены параметры обработки, рабочие жидкости, а также способ диагностирования процесса электрохимикомеханической обработки подшипников.

Ключевые слова: ресурс, долговечность, подшипник, повышение.

Долговечность машин и механизмов в значительной степени зависит от интенсивности изнашивания отдельных деталей. Опыт эксплуатации свидетельствует, что 70 — 80 % деталей машин выходит из строя по причине износа.

Одним из элементов, снижающих долговечность машины в целом, являются подшипники качения. Наиболее нагруженными являются подшипниковые узлы, работающие с переменным режимом. К ним относятся подшипниковые узлы коробок передач, колесно-ступичные узлы насосных установок. В перечисленных подшипниковых узлах, как правило, применяются радиально-упорные конические шарико-или роликоподшипники. Основные факторы, влияющие на долговечность подшипников, — качество смазки, применяемые материалы для изготовления подшипников, качество при изготовлении, условия эксплуатации.

Анализ показателей надёжности машин и механизмов позволил установить, что одна из основных причин недостаточного уровня этих показателей — низкий ресурс подшипников качения, являющихся, как правило, невосстанавливаемыми элементами [1].

Отказы подшипниковых узлов ведут к простоям техники, потерям производительности и увеличению себестоимости продукции. Поэтому повышение долговечности подшипниковых узлов, снижение себестоимости ремонта является важной актуальной народнохозяйственной задачей, решение которой позволит повысить надежность техники, значительно снизить расходы, связанные с ее техническим обслуживанием и ремонтом.

Высокая стоимость наряду с недостаточным ресурсом и высокой ответственностью, сопряженной с надежностью этих деталей, обуславливает необходимость разработки нового метода повышения ресурса подшипников, так как существующие методы исчерпали свои возможности.

Одной из основных причин отказа подшипников качения является износ тел качения и дорожек наружного и внутреннего кольца.

Существующие способы увеличения ресурса подшипников качения применяются на этапе производства. Их использование приводит к значительному росту стоимости подшипников. Особый интерес с экономической и практической точки зрения представляют эксплуатационные способы повышения

ресурса подшипников качения, такие как использование современных смазочных материалов с улучшенными эксплуатационными характеристиками и модификация применяемых смазочных материалов специальными добавками.

При реализации способа особую сложность представляет вопрос обеспечения работоспособности подшипников закрытых узлов трения, ограничивающих работоспособность механизмов и машинного парка в целом, контролировать работу которых постоянно практически невозможно.

Исходя из этого остро стоит проблема повышения ресурса подшипников качения закрытых узлов на этапе эксплуатации путём восстановления тел качения и дорожек методом электрохимикомеханической обработки.

Сущность предлагаемого способа заключается в том, что в зону трения помещают электрически изолированные от деталей трения металлические вставки, которые соответствуют вводимым в смазочное масло присадкам, а узел трения включают в электрическую цепь так, что детали трения становятся катодом, а металлические вставки — анодом. При протекании по цепи электрического тока, на поверхностях деталей трения и вставок проходят электронные процессы, результатом которых является восстановление окислов и осаждение ионов металлов на катоде — деталях трения. Эти процессы активируются подводимой механической энергией (трибо-энергией). При механическом воздействии на электроды интенсивность электрохимических процессов на них возрастает на порядок. Так, например, электрохимическое осаждение никеля при плотности тока 50. 150 А'дм-2 осуществляется со скоростью

12,5. 15 мкм'мин-1 вместо обычной 1.2 мкм'мин-1 без механических воздействий. Активация трением катода существенно сокращает продолжительность роста кристаллов. При этом образуется мелкозернистая структура с размерами зерен менее 1 мкм, что в 10.50 раз меньше, чем при осаждении без трения, и сравнительно высокая микротвердость осажденного металла (160.200 кгсмм-2 для меди) при минимальных упругости и внутреннем напряжении. Эти факторы указывают на максимально возможную степень упорядоченности кристаллов под воздействием механической и электрической энергии [2, 3].

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 2 (120) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 2 (120) 2013

Основными факторами, влияющими на процесс трибоэлектрохимического восстановления являются: плотность электрического тока, концентрация ионов металла в масле, удельные нагрузки в контакте трибодеталей, материал деталей и анода.

Задачу повышения долговечности узлов трения предлагается решить путем создания системы восстановления изнашиваемых элементов подшипника, используя для этого анод, помещенный в смазку подшипника, являющегося одновременно и электролитом для электрохимической реакции растворения анода. Анод подключен к положительному выводу источника тока, а восстанавливаемые части подшипника — к отрицательному. Традиционную смазку подшипника, ввиду высокого электрического сопротивления, предлагается заменить на синтетическую, обладающую достаточной электропроводностью. В качестве такой смазки может быть жидкость ПГВ или 40 % раствор ПЭГ 115 с добавлением

1. 5 % солей натрия. Величина тока в цепи анод — катод составляет 50.200 мА и зависит от размеров подшипника, условий эксплуатации [4 — 7].

Масса металла т, откладывающаяся на катоде при электролизе, определяется по закону Фарадея.

В электролите помимо ионов металла присутствуют и другие заряженные частицы — водород, гидроокиси металла и др. Они вызывают неизбежные потери электроэнергии, которые учитываются коэффициентом

где С1 — масса детали до осаждения, г;

С2 — масса детали после осаждения, г.

Время (в часах) процесса электролиза (осаждения металла) в зависимости от толщины наращиваемого слоя определяется по формуле

тосж = 100°УЬ/ «ЛОк).

у — плотность металла покрытия; толщина слоя покрытия, мм; а — электрохимический эквивалент, г/А.ч; г| — коэффициент потерь;

Бк — катодная плотность тока, А/дм2.

Важной проблемой при реализации выбранного метода повышения долговечности подшипникового узла является определение тех критериев, которые могут адекватно отражать техническое состояние машины. В то же время способы получения исходной информации для анализа состояния оборудования должны быть достаточно простыми и доступными. Наиболее доступными для измерений являются такие параметры, как температура, давление масла, уровень механических колебаний и т. д. Наиболее универсальными, с точки зрения механики, параметрами для определения технического состояния оборудования являются механические колебания или вибрация.

Анализ параметров вибрации машины позволяет «безразборно» определять техническое состояние оборудования. При проведении регулярных измерений вибрации может быть выявлено появление новых неисправностей и прослежено их развитие. А также может быть спрогнозировано время достижения опасного уровня вибрации, т.е. тот момент, когда необходимо проводить ремонтные мероприятия или техническое обслуживание. В нашем случае важно определить достаточность внешнего воздействия для восстановления изношенных частей подшипника.

Виброакустические методы являются одними из наиболее распространенных и интенсивно развивающихся. Их сущность заключается в измерении и анализе параметров виброакустического сигнала, излучаемого самим подшипником при его работе (рабочее диагностирование) или исследовании частотных характеристик канала «излучатель подшипник первичный преобразователь» при передаче по этому каналу сигнала от излучателя (тестовое диагностирование).

Вибродиагностические методы позволяют наблюдать сигналы, характеризующие степень износа деталей подшипника без их разборки, что крайне важно для наших условий исследований. Для выполнения исследований был выбран программно-аппаратный комплекс оперативной вибродиагностики «Прогноз» [1].

Контроль проводился с целью проверки соответствия значений параметров объекта требованиям технической документации и определения на этой основе одного из заданных видов технического состояния в данный момент времени (например, работоспособное или неработоспособное), на основе чего возможно прогнозирование состояния объекта.

Обобщенная структурная схема комплекса вибродиагностики приведена на рис. 1.

Большую практическую ценность представляет определение тепловыделений непосредственно из контактных зон деталей, что позволяет оценить характер взаимодействия отдельных деталей подшипника и, следовательно, его состояние. Однако измерение температуры в этих зонах связано со значительными трудностями, обусловленными конструктивными особенностями подшипника, условиями их использования.

Следует отметить, что средства диагностирования по температуре могут эффективно использоваться для экспресс-диагностирования как отдельного подшипника, так и сложных механизмов и машин в процессе их эксплуатации. Широко используется данный метод и при создании систем аварийной сигнализации, поскольку отказу подшипника обычно предшествует существенное повышение его температуры.

По температуре элементов конструкции можно определять состояние смазки в подшипнике, а также величину нагрузки подшипникового узла [5, 6].

Методика исследований включала лабораторные, стендовые и эксплуатационные испытания исследуемых смазочных материалов.

Методы исследования. В работе использовались аналитические и экспериментальные методы определения зависимости выходов подшипников из строя от режимов работы в процессе эксплуатации и в условиях эксперимента; методы математического моделирования; классификации и идентификации состояний.

Лабораторным испытаниям подвергали товарный смазочный материал и экспериментальные смазочные композиции, приготовленные с использованием НРП металлов и их соединений. В ходе лабораторных испытаний исследовали антифрикционные, противоизносные и противопиттинговые свойства смазочных материалов.

Стендовые и эксплуатационные испытания проводили с целью определения влияния разработанной смазочной композиции на ресурс соответственно роликовых радиально-упорных подшипников качения и подшипников ступиц колёс автотракторной техники.

Записи выходных сигналов с вибродатчиков, полученные с помощью программно-аппаратного комплекса «Прогноз-1», приведены на рис. 2.

Рис. 1. Обобщенная структурная схема комплекса вибродиагностики: ОД — объект диагностирования, ДО — датчик оборотов,

ВД — датчик вибрации, ЛС — линии связи, К — коммутатор, БУФ — блок усиления и фильтрации,

АЦП — аналогово-цифровой преобразователь,

СП — сигнальный процессор, ПК — персональный компьютер,

И — индикатор, РИ — регистратор информации

Рис. 2. Выходной сигнал с вибродатчика

Рис. 3. Спектр огибающей вибрации при износе тел качения

Износ тел качения и сепаратора в подшипнике относится к типичным дефектам. По спектру огибающей вибрации обнаруживается, в первую очередь, дефект, представляющий собой выкрашивание поверхности одного (группы) тела качения. Косвенно это указывает и на ускоренный износ того участка сепаратора, который контактирует с дефектным телом качения. Именно этот признак является общим для рассмотренных двух дефектов подшипника. Для

непосредственного измерения величины износа сепаратора можно применять другие методы, например, метод измерения флуктуаций интервалов между ударными импульсами в подшипнике, однако, эти удары появляются далеко не при всех видах дефектов. Признаком износа тела качения является появление в спектре огибающей вибрации гармонической составляющей с частотой 1:с (при статической нагрузке на подшипник) или 1:вр — 1:с (при вращающейся

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 2 (120) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 2 (120) 2013

нагрузке). Составляющие с кратными гармониками по мере роста кратности быстро уменьшаются по амплитуде (рис. 3).

Проверка достоверности выдвинутой гипотезы о восстановлении трибосистемы с использованием энергии и вещества от посторонних источников явилась целью экспериментальных исследований. Исследованы закономерности восстановления подшипника при сочетании различных вариантов осуществления ЭХМО. Особенностью используемых экспериментальных методов исследования является их комплексный характер.

Результаты испытаний обрабатывали методами математической статистики с использованием типовых программ на персональной ЭВМ.

В результате экспериментальных исследований процесса изнашивания пар трения-скольжения в условиях ЭХМ компенсации износа установлено:

1. Водно-глицериновая жидкость с загустителем ПЭГ-115 является вполне приемлемым заменителем нефтяных смазочных и рабочих жидкостей. Она обладает хорошими трибологическими свойствами и рядом преимуществ перед жидкостями на нефтяной основе: не горит, имеет относительную стабильность эксплуатационных свойств, экологически чистая, электропроводная, сравнительно дешевая.

2. Суммарная интенсивность изнашивания пар трения в условиях ЭХМ компенсации износа имеет тот же порядок, что и при избирательном переносе. А это дает основание для утверждения об эффекте безызносности.

Применение принципов самоорганизации трибо-систем ставит задачу разработки эффективных методов построения технических механизмов и использования их в различных условиях производства и эксплуатации.

Можно выделить следующие направления в создании систем с использованием электрохимикомеханической обработки:

1. Создание систем, повышающих эффективность приработки механизмов.

2. Разработка методов и устройств повышения долговечности машин и механизмов методом автокомпенсации износа деталей.

1. Выявлена возможность компенсации износа деталей подшипника от постороннего источника ионов металла под действием электрического тока.

2. Результаты стендовых испытаний подшипников качения показали увеличение ресурса в 2,1 раза в

случае применения электрохимикомеханической компенсации износа.

3. Созданный экспериментальный стенд и методика испытаний используются сотрудниками и аспирантами Омского филиала Военной академии материально-технического обеспечения.

1. Тэттэр, В. Ю. Разработка оборудования и технологий для вибродиагностики колесно-моторных блоков : дис. . канд. техн. наук / В. Ю. Тэттэр. — Новосибирск, 2004. — 193 с.

2. Пат. 2278365 Российская Федерация, МПК в01М 7/02. Способ диагностирования роторных механизмов / Тэттэр В. Ю., Щедрин В. И., Телегин О. М., Макаренко Н. Г. ; заявитель и патентообладатель Тэттэр В. Ю. — № 2004126882 ; заявл.

06.09.04 ; опубл. 20.06. 06, Бюл № 17. — 3 с.

3. Пат. 2284021 Российская Федерация, МПК в01М 7/02. Многофакторный способ диагностирования роторных, механических, подшипниковых и редукторных узлов / Тэттэр В. Ю., Щедрин В. И., Барайщук В. С., Макаренко Н. Г.; заявитель и патентообладатель Тэттэр В. Ю. — № 2004132288/28 ; заявл.

04.11.04 ; опубл. 10.04.06, Бюл. № 26. — 3 с.

4. Макаренко, Н. Г. Повышение долговечности трибосистем методом автокомпенсации износа трущихся поверхностей / Н. Г. Макаренко // Трение и износ. — 2005. — Т. 26. — № 1. — С. 90-93.

5. Пат. 2088817 Россия, МПК 6 Б 16 С 33/66, 33/78. Подшипник качения / Н. Макаренко, И. Кравец, А. Макаренко ; заявитель и патентообладатель Макаренко Н. Г. — № 5065933/ 28 ; заявл. 13.10.92 ; опубл. 27.08.97, Бюл. № 24.

6. Пат. 2250410 Российская Федерация, МПК Б 16Ш5/00. Способ повышения долговечности трибосистемы / Макаренко Н., Вивденко Ю., Мамаев О., Красноштанов А., Эдигаров В., Макаренко А., Резин С. ; заявитель и патентообладатель Омский танковый инженерный институт. — № 2003122245 ; заявл. 16.07.03 ; опубл. 20.04.05, Бюл. № 11. — 3 с.

7. Пат. 91958 Российская Федерация, МПК В61К 9/00. Бортовая система контроля. Патент на полезную модель / Го-ловаш А. Н., Макаренко Н. Г. ; заявитель и патентообладатель ОАО «НИИТКД», Рубежанский П. Н. — № 2009143365/22 ; заявл. 23.11.09 ; опубл. 10.03.10, Бюл. № 7. — 3 с.

ДЕГТЯРЬ Владимир Владимирович, начальник кафедры эксплуатации бронетанковой и автомобильной техники.

Адрес для переписки: macnik@yandex.ru

Статья поступила в редакцию 15.03.2013 г.

Чернов, Г. И. Техническая термодинамика : курс лекций / Г. И. Чернов ; ОмГТУ. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2012. — 114 с. — ISBN 978-5-8149-1360-9.

Представлены разделы курса «Техническая термодинамика»: основные понятия и законы термодинамики; свойства веществ; процессы, протекающие в машинах и аппаратах теплоэнергетических и низкотемпературных установок; рассмотрены основы термодинамических циклов; основные теплосиловые циклы.

Подшипники скольжения допустимый износ

Под долговечностью подшипников качения понимают число оборотов или число рабочих часов при постоянной частоте вращения, которое совершит подшипник до появления первых признаков усталостного разрушения на одном из своих колец, дорожках или телах качения. В том случае, если учитывается только усталость на рабочих поверхностях подшипника, нужно придерживаться следующих условий:

• Скорость и нагрузки, учитываемые при оценке подшипника, должны соответствовать фактическим условиям эксплуатации.
• Во время всего периода эксплуатации подшипник нужно обеспечить соответствующей смазкой.
• Опыт показывает, как отказ большей части подшипников вызван причинами, отличающимися от усталости материала, например: выбор подшипника несоответствующего типа, неисправная работа или неправильный тип смазки, наличие инородных частиц в подшипники и другое.

Номинальная долговечность подшипников

Под номинальной долговечностью отдельного подшипники или отбора образцов одинаковых подшипников работающих при равных условиях работы, заключается в сроке службе равной уровню надежности не менее 90%. Средний срок службы партии подшипников намного выше номинальной долговечности. Номинальная долговечность подшипника выражается в L10 (миллионы оборотов) или L10h (рабочие часы). Значение L10 можно подсчитать, применяя уравнение:

В 1997 году фирмой Schaeffler Group Industrial был введен метод pасчетa достижимой долговечности. Этот метод сначала вошел в состав норм DIN ISO 281, Приложениe 1, a с 2007 года является составной частью международных стандартов ISO 281. При разработке международных норм коэффициент долговечности aDIN был переименован в aISO, расчет жe вследствие этого не изменился.

Теория усталости в качестве основного положения
Основой принятого стандартом ISO 281 метода расчета долговечности является теория усталости материалов Лундберга и Палмгрена (Lundberg and Palmgren), согласно которой долговечность всегда имеет предел. Срок службы современныx высококачественныx подшипников при благоприятных условиях эксплуатации может значительно превосходить рассчитанные значения номинальной долговечности. Иоаннидис и Харрис (Ioannides and Harris) разработали для этого модель усталости в контакте качения, которая является дальнейшим развитием теории Лундберга/Палмгрена и более точно описывает возможности современных подшипников.

При расширенном расчете по методу достижимой долговечности учитываются следующие факторы:

• величина нагрузки на подшипник;
• предел усталости материала;
• степень разделения поверхностей вследствие применения смазки;
• чистота смазывающего слоя;
• наличие и состав присадок в смазочном веществе;
• внутреннее распределение нагрузки и трение в подшипнике.

Влияние этих факторов, в особенности загрязнений, является комплексным. Для точной оценки необходим очень большой опыт. Поэтому за консультациeй рекомендуется обращаться в нашу инженерную службу.

Подбор размера подшипникa качения
Необходимый размер подшипника качения зависит от следующих требований:

• долговечности;
• грузоподъeмности;
• эксплуатационной надежности.

Динамическая грузоподъемностьи долговечность
Мерой несущей способности подшипника в динамическом режиме являeтся динамическaя грузоподъемность. Динамическaя грузоподъемность базируeтся на DIN ISO 281. Значения динамической грузоподъемности подтверждeны опытом практической эксплуатации подшипников качения и согласованы с данными грузоподъемности подшипников, опубликованными в более ранних каталогах FAG и INA.
Динамическaя грузоподъемность подшипника определяeтся усталостной выносливостью материала.
Несущая способность подшипника в динамическом режиме описывается посредством динамической грузоподъемности и номинальной долговечности.
Усталостная долговечность зависит:

• от нагрузки;
• от рабочей частоты вращения;
• от статистической случайности первого повреждения.

Для вращающихся подшипников качения принятa динамическaя грузоподъемность C.
Она равна:

• для радиальных подшипников — постоянной радиальной нагрузке Cr;
• для упорных подшипников — действующей по центру постоянной осевой нагрузке Ca.

Динамическая грузоподъемность C — это нагрузка постоянной величины и направления, при которой достаточно большое количество одинаковых подшипников достигают номинальной долговечности в один миллион оборотов.

Методы pасчетa долговечности
Для расчета долговечности используются следующие методы:

• номинальной долговечности;
• скорректированной долговечности Lna согласно DIN ISO 281:1990 (болeе не является составной частью ISO 281);
• достижимой долговечности Lnm согласно ISO 281.

Нагрузка предела усталости Нагрузка предела усталости Cu согласно ISO 281 определена как нагрузка, ниже которой в лабораторных условиях не возникает усталость материала.

Коэффициент загрязнения в формуле долговечности
Коэффициент загрязнения eC учитывает влияние загрязнений в смазочном слое на долговечность подшипника.
Сокращениe долговечности вследствие наличия в смазочном слое твердых частиц зависит:

• от вида, размера, твердости и количества частиц;
• от относительной толщины масляной пленки;
• от размеров подшипника.

Комплексный характер взаимозависимости этих факторов позволяет привести лишь приблизительные оценочные значения. Данные в таблице относятся к загрязнениям в виде твердых частиц. Не учитываются другие виды загрязнений, такие как вода и прочие жидкости. При сильном загрязнении (eC >0) подшипники могут выйти из строя вследствие износа. В таком случае срок службы окажется гораздо короче расчетной долговечности.

Эквивалентные значения параметров переменных режимов работы
В формулax расчета долговечности нагрузка на подшипник P и частота вращения n предполагаются постоянными.
Если значения нагрузки и частоты вращения непостоянны, то могут быть рассчитаны их эквивалентныe значения. Эквивалентные значения вызывают ту же усталость материала, что и реально действующие нагрузки.
Рассчитанные ниже эквивалентные значения параметров уже учитывают коэффициенты a3 или aISO.
При расчете скорректированной или достижимой долговечности повторно их учитывать не следует.

Срок службы подшипника
Срок службы — это долговечность, достигнутая подшипником при eго эксплуатации. Он может заметно отличаться от расчетной долговечности.
Возможные причины — износ или усталость вследствие:

• отклонения режимов эксплуатации;
• перекосов между валом и корпусом;
• слишком малого или слишком большого рабочего зазора;
• загрязнений;
• недостаточности смазывания;
• слишком высокой рабочей температуры;
• осциллирующиx движений подшипника с очень малыми углaми поворота (образование рифлений);
• вибрационных нагрузок и образования рифлений;
• сверхвысоких ударных нагрузок (статические перегрузки);
• повреждений при монтаже.

Из-за разнообразия условий при монтаже и эксплуатации срок службы подшипника не может быть точно рассчитан. Наиболее достоверно его можно оценить путем сравнения с подобными случаями применения.

Осевая грузоподъемность радиальных цилиндрических роликоподшипников
Радиальные цилиндрические роликоподшипники с одним или с двумя бортами в дополнение к радиальным нагрузкам могут воспринимать также осевые нагрузки в одном или в двух направлениях.
Осевая грузоподъемность зависит:

• от размера взаимной поверхности скольжения между упорными торцами бортoв и торцами роликов;
• от скорости скольжения по упорным торцам бортoв;
• от смазывания на контактирующих поверхностей;
• от перекоса подшипника.

Борта колец подшипника, несущие нагрузку, должны иметь опору по всей высоте.
Превышать допустимую осевую нагрузку Faper запрещается, чтобы не допустить чрезмерно высокого нагрева.
Во избежание недопустимых контактных напряжений нельзя превышать предельную осевую нагрузку Famax.
Cooтношение Fa/Fr не должно превышать значение 0,4.
Для подшипников в исполнении TB допустимо значение 0,6.
Постоянная осевая нагрузка при одновременном отсутствии радиальной нагрузки не допускается.

Подшипники в исполнении TB
У таких подшипников благодаря новым методaм расчета и изготовления была существенно повышена осевая грузоподъемность.
Специальное профилирование торцов роликов обеспечивает оптимальные условия иx контакта c опорным торцом борта. Благодаря этому осевые контактные напряжения существенно снижаются, и достигается образование более стойкой масляной пленки. При обычных условиях эксплуатации износ и усталость упорныx торцов бортов и торцов роликов полностью исключаются. Момент трения, вызванный осевой силой, снижается на величину до 50%. Вследствие этого подшипник значительно меньшe нагреваeтся.

Статическая грузоподъемность
При высокой постоянной или ударной нагрузке возможно возникновение пластическиx деформаций на дорожкax и телax качения. Такие деформации, соотносимые с допустимым уровнем шума при работе подшипника, ограничивают статическую грузоподъемность этого подшипника.
Размеры подшипников, не совершающих вращательных движений, или с редкими вращениями, подбираются по статической грузоподъемности C0.
Она определена согласно DIN ISO 76:

• для радиальных подшипников – как постояннaя радиальнaя нагрузкa C0r;
• для упорных подшипников – как постояннaя осевaя нагрузкa C0a, действующая по центру.

Статическая грузоподъемность C0 – это нагрузка, при которой контактные напряжения по Герцу в самом нагруженном месте контакта роликoв и дорожeк качения достигают:

• у роликоподшипников – 4 000 Н/мм2;
• у шарикоподшипников – 4 200 Н/мм2;
• у сферических шарикоподшипников – 4 600 Н/мм2.

Такая нагрузка при стандартных условиях контакта вызывает в местах контакта остаточную деформацию, приблизительно равную 1/10 000 диаметра телa качения.

Запас статической грузоподъемности
Дополнительно, при подборе размера подшипника по усталостной долговечности целесообразно проверить запас статической грузоподъемности.

Номинальная долговечность подшипников

Под номинальной долговечностью отдельного подшипники или отбора образцов одинаковых подшипников работающих при равных условиях работы, заключается в сроке службе равной уровню надежности не менее 90%. Средний срок службы партии подшипников намного выше номинальной долговечности. Номинальная долговечность подшипника выражается в L10 (миллионы оборотов) или L10h (рабочие часы). Значение L10 можно подсчитать, применяя уравнение:

Если частота вращения подшипника постоянна, вычисление номинального ресурса зачастую удобнее производить в рабочих часах по формуле:

В таблице 1 приведены значения номинальной долговечности подшипника L10

(в миллионах оборотов) с учетом соотношения C/P. В таблицах 1.1 и 1.2 приведены, соответственно, для шарико- и роликоподшипников, значения номинальной долговечности подшипника L10h (в рабочих часах), с учетом соотношения C/P и высокой скорости.

При определении размеров подшипника нужно обосновывать расчеты на номинальном ресурсе соответствующем эффективной эксплуатации. Обычно это зависит от типа машины, требуемого срока службы и условий, касающихся безопасности в эксплуатации.

6.4. Подшипники скольжения

Механическое оборудование: техническое обслуживание и ремонт / В.И. Бобровицкий, В.А. Сидоров. – Донецк: Юго-Восток, 2011. – 238 с.

Участки поверхности вкладыша подшипника скольжения, соприкасающиеся через масляную плёнку с вращающимся валом, должны иметь характерный блеск баббита. В правильно пришабренном вкладыше зона касания вала располагается равномерно, по всей длине нижнего вкладыша, примерно на 1/6 части окружности. В длительно работавших вкладышах зона касания становится шире.

Отслаивание баббита от корпуса вкладыша обнаруживается визуально по трещинам в местах соединения, путём нажатия или легкого удара деревянной рукояткой молотка по баббиту. Если баббит отслоился, то в местах его отслаивания выдавливается масло по боковой поверхности вкладыша.

Уход и надзор за подшипниками скольжения

При приёмке смены обязательной проверке подлежат:

• подшипниковые узлы оборудования, в работе которых обнаружены неисправности во время предыдущей смены;
• подшипники ответственных машин и механизмов, степень нагрева, надёжность крепления корпуса и крышки, достаточность поступления смазочного материала.

Подшипники ответственных машин должны быть оборудованы показывающими или сигнализирующими приборами для контроля температуры. Температура опорного (нагруженного) вкладыша подшипника не должна превышать 60…65°, а температура наружной поверхности корпуса — соответственно 50…55°. Не допускается работа механизма при превышении указанного температурного предела (за исключением случаев, когда подшипники подвергаются нагреву лучеиспусканием).

Причины повышенного нагрева подшипников скольжения:

• недостаточное поступление смазочного материала к трущимся поверхностям или применение масел несоответствующего качества (загрязнение, малая либо большая вязкость);
• перекос вала;
• загрязнение или закупорка маслоподводящих и маслораспределительных канавок;
• повышенная вибрация вала;
• недостаточный зазор между цапфой вала и вкладышами;
• недостаточные размеры «холодильника»;
• неудовлетворительная пригонка (пришабровка) вкладышей к цапфе вала;
• задиры или кольцевые выработки на трущихся поверхностях цапфы или вкладыша;
• ослабление резьбовых соединений крепления крышек подшипника;
• неудовлетворительное прилегание вкладыша к корпусу или крышке подшипника, вызывающее перекос вкладыша.

Во всех случаях чрезмерного нагрева подшипников запрещается охлаждать их льдом или поливом водой.

В подшипниках с кольцевой смазкой проверяют характер вращения смазочного кольца и подачу масла. Смазочное кольцо должно вращаться равномерно, без перебоев. Лёгкий звон кольца указывает на недостаток масла, а замедленное вращение — на избыток или большую вязкость.

В подшипниках, обслуживаемых циркуляционными системами жидкой смазки, систематически в течение смены проверяют по указателям протока, достаточно ли поступает масла. Струя масла должна быть непрерывной, толщиной 2,0…3,0 мм.

При осмотре редукторов с циркуляционной смазкой подшипников проверяют:

• показания манометров, указывающих давление масла на выходе;
• при нулевом показании манометра необходимо прекратить работу машин и выяснить причину отсутствия давления.

Подачу пластичных смазок в подшипники скольжения выполняют не реже одного раза в 4 часа.

Разборку и замену вышедших из строя питателей при подаче мазки автоматической станцией проводят только после переключения станции на ручное управление.

Масла для смазывания подшипников скольжения применяют согласно указаниям паспортов смазки. Систематически проверяют, нет ли утечки масла через подшипники и принимают меры к ликвидации. Пролитые смазочные материалы должны быть убраны, а место пролива очищено.

Своевременно заменяют вышедшие из строя сигнализирующие и контрольно измерительные приборы, установленные на подшипниках.

Уход и надзор за пластиковыми подшипниками при эксплуатации

При приёмке смены необходимо:

• осмотреть вкладыши и проверить степень износа их седловин и самих вкладышей, вкладыши заменить, если до поверхности кассеты вследствие износа остаётся 4…5 мм тела вкладыша;
• проверить состояние шеек валков; проверить положение подушек и положение вкладышей;
• проверить брызгальные трубки и при загрязнении их провести очистку;
• проверить крепление и исправность щитков, защищающих шейки нижних валков от окалины.

Волокна во вкладышах должны быть расположены перпендикулярно действию нагрузки.

В течение смены необходимо:

• систематически проверять нагрев шеек валков по температуре отходящей воды;
• температура её не должна превышать 30…35 °С;
• охлаждающую воду подавать на шейки валков в количестве, обеспечивающем разницу между температурой отходящей и поступающей воды не более 5…10°С;
• воду на шейки валков подавать непрерывно и равномерно по всей длине шейки через жёстко закреплённые брызгальные трубки;
• подача воды на шейке валков непосредственно из шланга запрещается;
• вода, подаваемая для охлаждения валков, должна быть чистой и не содержать механических примесей;
• температура поступающей воды не должна превышать 20…25 °С;
• наряду с охлаждающей водой обеспечить периодическую подачу на шейки валков густой смазки из расчёта 25…30 см 3 в час на 1 м 2 поверхности вкладыша;
• после остановки стана шейки валков необходимо смазывать минеральной смазкой, предварительно выключив воду.

Шейки валков, работающие на пластиковых подшипниках, должны быть отшлифованы с чистотой поверхности не ниже 8-го класса с последующей закалкой их поверхности; установка валков с нешлифованными шейками запрещается. Наплавка вкладышей разрешается, если выкрошенная баббитовая заливка не превышает 10 % (смотри таблицу 6.7, таблицу 6.8, таблицу 6.9, таблицу 6.10, таблицу 6.11).

Таблица 6.7 – Допускаемые значения зазоров в подшипниках качения

Диаметр внутреннего кольца подшипника, мм	Дополнительный ряд	Основной ряд	Дополнительные ряды
	6-й		7-й	8-й
	зазоры, мкм, текущий ремонт / капитальный ремонт
10…18	25/21	40/33	54/45	68/57
18…24	27/23	43/36	59/50	74/62
24…30	29/24	47/39	59/50	83/69
30…40	29/24	47/39	70/59	92/77
40…50	29/24	52/44	76/63	101/84
50…65	36/30	59/50	86/72	119/99
65…80	36/30	61/51	99/83	137/114
80…100	41/35	72/60	112/93	160/ 134
100…120	45/38	83/69	128/107	184/153
120…140	50/42	95/80	155/129	214/179
140…160	50/42	104/87	173/144	243/203
160…180	54/45	117/98	191/159	274/228
180…200	63/53	135/113	218/182	302/252

Таблица 6.8 – Допустимые зазоры в подшипниках качения

Внутренний диаметр, мм	Зазор, мм
	шариковые	роликовые
20-30	0,005-0,100	0,010-0,100
35-50	0,010-0,150	0,020-0,150
55-80	0,015-0,200	0,030-0,200
85-120	0,020-0,300	0,040-0,300
125-180	0,025-0,350	0,045-0,350

Таблица 6.9 – Нормали контроля валов, осей и подшипников

Элемент	Предел ремонта	Предел использования	Примечание
Вал и вкладыши подшипника (ответственные машины)	Зазор при сборке: 1/1000 – 2/1000 ∅ вала	∅ вала – зазор менее 60 мм – 1,0 мм 60…100 – 1,5 мм 100…150 – 1,5 мм 150…200 – 2,0 мм 200…250 – 2,0 мм	В случае зубчатого колеса 25…40 – 0,6 мм 40…60 – 0,9 мм 60…100 – 1,0 мм 100…160 – 1,2 мм 160…250 – 1,6 мм
Вал и вкладыши подшипника (вспомогательные машины)	Зазор при сборке: 5/1000 – 10/1000 ∅ вала	20/1000 – 30/1000 ∅ вала	В зависимости от степени важности
Баббитовые вкладыши высокоскоростных и тяжелонагруженных механизмов	Зазор при сборке: 0,7/1000 – 1,5/1000 ∅ вала. Зазор между упорным подшипником и заплечиком вала – 0,15 мм	∅ вала – зазор 30…50 – 0,20 мм 50…80 – 0,32 мм 80…120 – 0,48 мм 120…180 – 0,82 мм 180…240 – 0,94 мм более 250 – меньше 1/250∅. Зазор между упорным металлом и заплечиком вала (собирая их на один конец) – 0,28 мм	Для высокой скорости и большой нагрузки зазор меньше. Для низкой скорости и малой нагрузки зазор больше
Температура подшипника	Низкая скорость – 50 °С и ниже. Высокая скорость – 60 °С и ниже, при температуре окружающей среды 30 °С	70 °С и выше	Считается безопасным, если можно удержать руку в течение 10 с и более
Зазоры лабиринтов	∅ вала – зазор 50…80 – 0,10…0,20 80…120 – 0,14…0,23 120…180 – 0,16…0,28 180…260 – 0,19…0,32 260…360 – 0,23…0,38 360…500 – 0,27…0,43 500…650 – 0,30…0,50	Отрегулировать, если зазор увеличится в 2 раза больше, чем стандартные значения (слева)

Таблица 6.10 – Допускаемые зазоры, мм, вал-подшипник (для сравнения)

Диаметр вала, мм	Механизмы
	неответственные	ответственные при n, об./мин.
		менее 1000		более 1000
		при удельной нагрузке, Н/мм 2
		до 3,0	свыше 3,0	до 3,0	свыше 3,0
50-80	0,5	0,20	0,10	0,30	0,15
80-120	0,8	0,25	0,15	0,35	0,20
120-180	1,2	0,30	0,20	0,40	0,25
180-260	1,6	0,40	0,25	0,60	0,35
260-300	2,0	0,50	0,30	0,70	0,45

Таблица 6.11 – Определение причин повреждений подшипников скольжения по состоянию баббитового слоя

Состояние баббитового слоя	Возможная причина повышенного нагрева	Способ устранения неисправности
Износ баббитового слоя на переднем торце подшипника (рисунок 6.4, а)	Длина подшипника не соответствует длине шейки оси. Неровности на торце подшипника, образовавшиеся при заливке баббитом	Снять шабером неровности на торцах. При износе баббита до втулки заменить подшипник
Износ баббитового слоя на заднем торце подшипника (рисунок 6.4, б)	Длина подшипника не соответствует длине шейки оси. Неудовлетворительная обработка задней галтели	То же
Износ баббитового слоя на обоих торцах подшипника (рисунок 6.4, в)	Недостаточный разбег подшипника на шейке оси. Заклинивание подшипника и вкладыша из-за неправильной сборки узла	Увеличить разбег подшипника. Проверить состояние вкладыша, заплечиков и упорного бурта подшипника, при наличии признаков заклинивания заменить
Износ баббитового слоя на рабочей поверхности подшипника до втулки (рисунок 6.4, г)	Результат длительной работы или глубокой расточки	Заменить подшипник
Трещины и отколы баббита (рисунок 6.4, д)	Нарушение технологии заливки – баббитовый слой неплотно прилегает к втулке	При наличии отколов или трещин, выходящих на торцы или боковые кромки, заменить подшипник
Выдавливание баббита	Недостаточная твёрдость баббитового слоя из-за нарушения технологии заливки. Неравномерная толщина слоя в результате неправильной расточки или перекоса при заливке	При отсутствии трещин и износов до втулки срубить наплывы и сделать развалку. В противном случае заменить подшипник
Подшипник прирабатывается к шейке оси отдельными участками (рисунок 6.4, ж)	Плохая подгонка подшипника к шейке оси. Неплотное прилегание баббитового слоя к втулке	Подогнать подшипник к шейке оси. При наличии трещин и отколов баббита заменить подшипник
Подшипник прирабатывается к шейке оси узкими продольными полосами, имеющими яркий металлический блеск (рисунок 6.4, з)	Диаметр подшипника не соответствует диаметру шейки. Отсутствие холодильников. Полусухое трение	Заменить подшипник
Подшипник прирабатывается к шейке оси поперечными полосами	Недостаточная чистота обработки шейки вала	Заменить подшипник
Следы полусухого трения на небольшом участке при значительной местной деформации баббита (рисунок 6.4, и)	Попадание посторонних предметов под подшипник	Заменить подшипник
Следы полусухого трения на одном конце подшипника (рисунок 6.4, к)	Неправильная установка подшипника при расточке – большая разница в толщине баббитового слоя	Заменить подшипник
Следы полусухого трения на большой части рабочей поверхности (рисунок 6.4, л)	Недостаточный подвод масла к шейке оси. Неудовлетворительная обработка рабочей поверхности. Несоответствие диаметров подшипника и шейки вала	Заменить подшипник. Обеспечить поступление смазочного материала в подшипник
Следы полусухого трения, расположенные по диагонали подшипника	Перекос подшипника. Неправильная установка подшипника при расточке	Проверить состояние вкладыша, заплечиков и упорного бурта подшипника. Неисправный вкладыш заменить

Рисунок 6.4 – Наиболее характерные примеры состояния слоя
баббитовой заливки подшипников

Долговечность подшипников

Данная статья является обзорным материалом для получения общих сведений относительно этого наиважнейшего параметра, который существенно влияет на стоимость эксплуатации и ремонта машин, станков и других механизмов.

Под долговечностью подшипников качения или скольжения подразумевается по упрощенной схеме время работы изделия в часах работы или, что более правильно и точно — в количестве оборотов, которое совершит одно кольцо относительно другого, находясь в установленном в оборудовании состоянии в 90 % всех испытуемых подшипников без появления признаков усталости материала. Действительная средняя долговечность, достигаемая 40 % всех подшипников, примерно в 5 раз больше. Это параметр зависит от очень большого числа факторов — не только конструкции и теоретически рассчитанных показателей, но, в большей степени, от качества самого изделия, того насколько правильно был выбран тип для монтажа в тот или иной узел. Чрезвычайно важно то, насколько правильно был смонтирован подшипник, до сих пор можно видеть, как некоторые слесаря и механики просто бьют молотком по обойме для того, чтобы подшипник сел на вал, при этом зачастую допускаются перекосы. Наличие овальности и конусности посадочных мест, напрессовка подшипников с перекосом вызывают ослабление посадки и повышенный износ посадочных мест и подшипников. Поэтому очень важно, чтобы конструкция оправки обеспечивала равномерную нагрузку на торец запрессовываемого кольца и посадку без перекоса. Оправка или подставка должны обеспечить центрирование кольца и изделия. При работе подшипник должен быть в смазанном состоянии, недопустима его работа при температурах, не подходящих для данного типа и для используемой смазки.

Долговечность подшипника качения зависит от величины, направления и характера действующих на него нагрузок, числа оборотов и от того, какое из его колец вращается — внутреннее или наружное.

Долговечность правильно подобранного и установленного подшипника крайне сильно зависит от качества продукции. Если раньше все выпускалось по ГОСТу, качество тщательно контролировалось государством, то сейчас абсолютно любая фирма, заручившись документами и сертификатами, выдаваемыми коммерческими структурами, может назвать себя «заводом», а фактически лишь проставляет свое клеймо на готовых изделиях, как правило NONAME, выпускающихся на заводах, часто с полукустарными методами работы, расположенных в Китае или других странах Юго-Восточной Азии. Распространение получили и контрафактные подшипники, когда на самую дешевую и низкокачественную продукцию наносится клеймо действующего завода. Потребитель, знающий о качестве продукции того или иного предприятия, вводится в заблуждение, долговечность купленного подшипника серьезно уступает оригинальному. Несмотря на то, что цена обычно ниже (на что и покупаются малоопытные потребители), финансовые потери от распространения и приобретения подделок бывают очень значительными.

Ниже приведены примерные показатели долговечности качественных подшипников качения зарекомендовавших себя марок.