5.6. Предельные и допустимые значения критериев работоспособности деталей и сопряжений конструктивных элементов оборудования

Работа сопряжений с износами, превышающими допустимое зна­чение, как правило, характеризуется нарушением условий смазки, сопровождается перегревом деталей, появлением шумов и стуков и часто заканчивается аварийным разрушением. Такие износы называ­ются предельными. Детали, имеющие предельные износы, к работе не допускаются. Они должны быть восстановлены или заменены но­выми.

Предельным износом называют износ, соответствующий предель­ному состоянию изнашивающегося изделия.

Допускаемым износом называют износ, при котором изделие мо­жет сохранить работоспособность в течение межремонтного периода.

Значение допускаемого износа всегда соответствует второму пери­оду нормальной эксплуатации.

В общем случае критерием, характеризующим работоспособность деталей и сопряжений, является условие:

где — соответственно текущее (истинное) и предельное значе­ния величины, определяющей неисправность, дефект.

Подшипники скольжения. Работа подшипников скольжения в ус­ловиях жидкостного трения характеризуется тем, что трущиеся по­верхности будут разделены масляным слоем, имеющим клиновидность. Клиновидность масляного слоя в сопряжении вал—подшипник скольжения может обеспечиваться при наличии зазора и относитель­ного перемещения между трущимися поверхностями. Исследовани­ями установлено, что наибольший допустимый зазор в сопряже­нии вал—подшипник скольжения при жидкостном трении связан с параметрами этой системы зависимостью

где n — частота вращения вала, об/с; q — удельная нагрузка на вал, — соотношение между размерами подшипника; l — длина подшипника, м; d — диаметр вала, м; — коэффициент абсо­лютной вязкости смазочного масла, Нс/м².

В общем же случае предельная величина зазора [Δ_пж] в сопряже­нии вал—подшипник скольжения для условий жидкостного трения определяется по формуле

где Δ_н — номинальный зазор в сопряжении двух сопрягаемых поверх­ностей; R_mах=R_mахi + R_maх2 — наибольшая высота неровностей профи­лей двух сопряженных поверхностей вала R_mахi и подшипника R_max2. Суммарный предельный износ вала и подшипника при жидко­стном и граничном трении, очевидно, определится как

Учитывая выражение (5.4) и коэффициент у отношения скоростей изнашивания подшипника к валу (табл. 5.5), можно определить пре­дельные величины износа вала () и подшипника () по формулам

Для приближенных расчетов предельных зазоров при жидкостном [Δ_пж] и граничном [Δ_пг] трении достаточно корректными являются формулы

Практически при частоте вращения цапфы менее 5 с^-1 сопряже­ния работают в условиях граничного и полужидкостного трения. В этом случае [Δ_п] = 2,5 Δ_н.

Сопряжения деталей, изготовленных по переходным посадкам. Как известно, к переходным посадкам или посадкам центрирования от­носятся: глухая — Г(Н7/n6), тугая — Т (Н7/m6). Эти посадки чаще всего применяют в разъемных неподвижных соединениях или в со­пряжениях, относительно часто подвергающихся демонтажу и пере­борке в процессе эксплуатации.

От проворачивания при таких посадках детали удерживаются за счет специальных деталей (шпонок, стопорных болтов и др.). В то же время переходные посадки позволяют значительно снижать биение деталей в собранных узлах.

Анализ характера сопряжений по переходным посадкам показы­вает, что при них в большинстве случаев в соединениях получаются зазоры (в среднем 62%).

Основными критериями для определения максимально допусти­мых износов в узлах, собранных по переходным посадкам, могут слу­жить данные об изменениях прочностных характеристик входящих в них деталей, вызываемых износом их поверхностей, а также показате­ли, характеризующие нарушение кинематических связей с сопрягае­мыми деталями. Первый фактор, как правило, не является лимитиру­ющим при износах деталей, собираемых по переходным посадкам.

Соединения по переходным посадкам неподвижны, поэтому из­менение размеров поверхности их сопрягаемых деталей вызывается не

Таблица 5.5

Значение относительных скоростей изнашивания

втулок в подшипниках скольжения

Материал вала	Коэффициенту при использовании подшипника из
	серого чугуна	литой бронзы	баббита
1. При жидкостном трении: — сталь 45, закаленная — хром гладкий — хром пористый	1,1-2,0 18 16	6-7 - -	5-6 - -
2. При граничном трении: — сталь 45, закаленная с нагревом ТВЧ — объемная закалка — хром гладкий — хром пористый — металл, термически распыленный наплавленный — электролитическое железо	1,52 1,10 7,50 6,55 0,94 0,68 1,31	8,25 6,93 7,00 5,10 4,50 6,45 11,80	2,82 32,4 42,0 39,9 27,3 51,5 29,2

за счет механического изнашивания металла, а вследствие старения материала, уплотнения микронеровностей во время сборки узлов.

Поэтому даже после длительной работы изменения первоначаль­ных размеров сопрягаемых поверхностей в узлах, собираемых по пе­реходным посадкам, бывают незначительными.

Нарушение кинематических параметров из-за износа сопрягае­мых поверхностей вызывается, главным образом, появлением допол­нительного биения в детали, установленной на вал. Поэтому величи­на допускаемого износа деталей, входящих в узел, собранных по переходным посадкам, при всех условиях не может быть больше зна­чений, при которых суммарный зазор в сопряжениях [Δ] будет более максимально допускаемого биения охватываемой детали в процессе работы Е_о.

Анализ работы новых узлов, собираемых по этим посадкам, пока­зывает, что допустимое радиальное биение наиболее точной охватываемой детали Е_о не может быть полностью использовано для опре­деления максимальных зазоров в сопряжениях.

Наибольший допускаемый зазор в данном соединении [Δ_пп] необ­ходимо находить из соотношения:

где Е_о — расчетное радиальное биение детали, установленной на вал, мкм (табл. 5.6); К_т — коэффициент запаса точности, учитывающий погрешности изготовления деталей, К_т = (2—5).

Таблица 5.6

Интервалы номинальных размеров, мм	Предельные значения мкм, при степени точности
	III	IV	V	VI	VII	VIII	IX	X
До 6	3	5	8	12	20	30	50	80
Св. 6 до 18	4	6	10	16	25	40	60	100
Св. 18 до 50	5	8	12	20	30	50	80	120
Св. 50 до 120	6	10	16	25	40	60	100	160
Св. 120до260	8	12	20	30	50	80	120	200
Св. 260 до 500	10	16	25	40	60	100	160	250

Износ сопряжений, соединенных по посадкам с натягом. В процессе сборок и разборок, а также в процессе эксплуатации (при наличии вибрации и т. д.) величина натяга в подобных сопряжениях снижает­ся. Наименьший монтажный натяг [Δ_нт] определяют в соответствии с зависимостью

где — минимальный расчетный натяг, мкм; R_za, R_zв — высота не­ровностей на поверхностях втулки и вала при максимальной базовой длине, принимаемые в зависимости от класса шероховатости поверх­ности, мкм.

Допустимые плюсы элементов зубчатых и червячных передач. Ос­новными видами повреждений зубьев колес являются: поломка зуба; выкрашивание или отслаивание рабочих поверхностей; задиры или заедания на контактных поверхностях; износ зубьев; пластические деформации поверхностных слоев металла.

На основании теоретических и экспериментальных исследований можно рекомендовать принимать величину допустимого износа зубь­ев по постоянной хордев нормальном сечении, в среднем равной:

где m_з — модуль зуба, мм.

Величина допускаемого износа шлицев по ширине не должна пре­вышать значения:

где b₀ — ширина зуба прямобочного шлица или размер ширины эвольвентного шлица по диаметру начальной окружности, мм.

Износ цилиндров, поршней, поршневых колец. В результате работы цилиндро-поршневой группы происходит износ ее элементов. У ци­линдров наблюдаются отклонения формы (конусности, овальности) и износ по окружности. Допускаемые значения износа цилиндров определяются в соответствии с зависимостью:

где D — номинальный диаметр цилиндра, мм; С — коэффициент из­носа, равный: С_о = (0,001—0,003) — при износе по окружности; С_ов = (0,001—0,002) — при овальности; С_к = 0,001 — при определении ко­нусности.

Нормальный зазор в стыке колец обычно принимается по зависи­мостям:

где — коэффициент линейного расширения колец; t — рабочая тем­пература в зоне колец.

При определении допускаемых значений возможных дефектов де­талей, кроме вышеуказанных методов, можно использовать практи­ческий опыт эксплуатации конкретных деталей, машин. Например, исходя из практического опыта, максимально допустимую величину износа цементированных, азотированных или цианированных зубь­ев зубчатых передач рекомендуется принимать такой, при которой толщина упрочненного слоя на рабочих поверхностях зубьев, остав­шегося после изнашивания, будет не менее 0,2—0,25 мкм.

Износ поршневых колец допускается в пределах 1—2 мм по толщине и не менее 0,2 мм по ширине при установке на поршень с не­изношенной канавкой, а зазор между ними не должен превышать 0,3 мм.

При определении предельных значений критериев работоспособ­ности подшипников качения можно руководствоваться следующими практическими рекомендациями:

— предельный радиальный зазор у шарикоподшипников

— предельный осевой зазор у шарикоподшипников

—предельный радиальный зазор у роликоподшипников

— предельный износ упрочненных рабочих поверхностей цилин­дрических зубчатых передач

где t_упр — глубина упрочненного слоя зубьев, мм;

— предельный износ конических зубчатых колес, шестерен

Для тихоходных зубчатых передач предельным является 30%-ный износ зубьев по начальной окружности и 3—10%-ный для быстро­ходных.

Для сопряжения вал—втулка предельным является увеличение за­зора в 2—4 раза от номинального.

Предельный износ резьбы рекомендуется определять по зависи­мости

где t_нp — толщина нитки резьбы.

Предельный износшпоночного паза по ширине

где t_шп — ширина паза.

Если износ шпоночного паза по ширине не превышает 5%, то шпоночные пазы можно применять для сборки при условии исправ­ления их формы и изготовления переходной шпонки с соблюдением характера посадки, указанного на чертеже машины.