Допустимый износ деталей

 Допустимые увеличения зазоров при работе большинства сопряжений машин и механизмов определяют на основании расчетов или опытных данных. Для некоторых сопряжений, например вал — подшипник, подшипники качения, зубчатые колеса, цилиндро-поршневая группа, не установлены величины допустимых износов. Их определяют по приводимым ниже рекомендациям.

Износ в сопряжениях вал — подшипник. Подвижное сопряжение вал — подшипник осуществляется с зазором. Величину зазора определяют, исходя из условий гидродинамической смазки. Так как вал и подшипник несут постоянную нагрузку, наивыгоднейший зазор в сопряжении (мм) можно определить по формуле

где d— диаметр шейки вала, мм; μ — абсолютная вязкость масла, кгс/м2; n — частота вращения вала, об/мин; q — удельная нагрузка на вал, кгс/м2; l — длина шейки, мм.

Предельные значения зазоров (мм) равны:

Наивыгоднейший зазор sн соответствует первоначальному получаемому после приработки трущихся пар, с которого и должна начинаться работа всякого сопряжения машины. 

Предельно допустимая подработка вкладыша подшипника определяется по формуле

где sнач — первоначальный зазор, мм; k — коэффициент, указывающий, во сколько раз вращающаяся деталь изнашивается быстрее неподвижной (k = 0,5 при стальных шейках и бронзовых вкладышах и k = 0,3 при стальных шейках и вкладышах с баббитовой заливкой).

Удельная нагрузка на вал (кгс/см2) определяется по формуле

где Р — нагрузка на вал, кгс.

При номинальном зазоре sн в сопряжении возникает наименьшее, т. е. жидкостное трение. При меньшем зазоре жидкостное трение затруднено из-за невозможности образования масляной пленки. Большее увеличение зазора приводит к выдавливанию смазки и ускорению, износа поверхностей. Поэтому величины износов деталей не должны превышать значений, при которых образуется максимально допустимый зазор.

В сопряжениях, вращающихся с небольшой частотой (менее 5 об/мин), а также в сопряжениях с колебательным движением условия жидкостного трения не могут быть достигнуты, так как гидродинамическое давление смазки в этом случае не в состоянии приподнять вал подшипника. В связи с этим работа некоторых кинематических пар подъемных машин, компрессоров, экскаваторов, лебедок и других горных машин происходит в условиях полужидкостного, граничного или полусухого трения. В таких случаях приходится принимать smax = (2÷3)sн. Что касается неподвижных соединений вал—подшипник, то допустимые износы в них определяют, исходя из условий сохранения предусмотренной посадки. Поэтому предельно допустимым износом в таких случаях будет такой, при котором натяг в сопряжении будет не меньше минимального для данной посадки.

При определении предельных значений зазоров в сопряжении вал-подшипник необходимо проверять их влияние на работу других деталей, сидящих на валу. Так, изменение межцентрового расстояния в зубчатой передаче может вызвать изменение бокового зазора между зубьями, что приведет к заеданию или уменьшению поверхности контакта их рабочих профилей. В электрических машинах увеличение зазора в подшипнике вызывает опускание ротора в расточке статора и в конечном итоге может привести к задеванию ротора о статор и выходу их из строя.

Износ подшипников качения. При нормальных условиях эксплуатации главной причиной выхода из строя подшипников качения являются усталостные повреждения желобов обойм и элементов качения. Если замена изношенного подшипника произведена несвоевременно, то это может привести не только к порче подшипника, но и к аварии механизма в котором он установлен.

Величины предельных радиальных зазоров для подшипников, часто применяемых в горных машинах, приведены в табл. 1.

Для подшипников качения, установленных на тихоходном оборудовании, значения наибольших допустимых радиальных зазоров по сравнению с приведенными в табл. 1 можно увеличить на 40—50%. К такому оборудованию можно отнести шахтные вагонетки, барабаны и ролики ленточных конвейеров, электровозы и т. п.

Осевой люфт (в обе стороны) у радиальных подшипников наибольшем диаметре допускается: для подшипников с наружным диаметром 60—100 мм — до 0,3 мм, с диаметром 100 мм и выше – до 0,4 мм.

Рекомендуемые величины радиальных и осевых зазоров можно корректировать в зависимости от конструкции и назначения машины.

Износ зубчатых колес. Между соприкасающимися профилями зубьев зубчатых колес при работе происходит одновременно трение скольжения и трение качения, вызывающие разрушение рабочих поверхностей зубьев. В результате износа зубьев правильность зацепления нарушается, усиливается неравномерность передачи усилия, растет боковой зазор между зубьями и, как следствие, увеличивается шум, падает к.п.д. передачи и появляются динамические нагрузки, вызывающие еще более интенсивное разрушение рабочих поверхностей зубьев. В результате могут сломаться не только зубчатые колеса передачи, но и другие смежные с ними детали — подшипники, цапфы валов и т. д.

Величины допустимых износов зубьев принимают в зависимости от конструкции шестерен и условий их работы. Обычно для зубчатых колес горных машин величину допустимого износа принимают в пределах 8—15% толщины зуба в зависимости от их назначения. Меньший износ допустим для зубьев сильнонагруженных и быстроходных зубчатых колес, больший — для тихоходных и малонагруженных передач.

В цементированных шестернях появление признаков выкрашивания цементационного слоя, соответствует моменту полного его износа. Наибольший износ цементированных зубьев не должен превышать 0,8 толщины цементационного слоя и 10% толщины зуба.

Износ деталей цилиндро-поршневой группы. Износ цилиндра проявляется в появлении овальности, увеличении зазора между его рабочей поверхностью и поршнем, приобретении цилиндром формы неправильного конуса.

Допустимый износ Δmах.доп цилиндра (мм) в зависимости от его диаметра D на практике обычно определяют по формуле

где с — коэффициент износа (для определения допустимого износа цилиндра по окружности c =0,002÷0,003; для предельной овальности цилиндра с = 0,001÷0,002; для предельной конусности с =0,001).

Износ поршней проявляется в изменении профиля канавок для колец, принимающих трапециевидную форму, в истирании боковых поверхностей (появлении эллипсности), в получении царапин, задиров и трещин на боковой поверхности и днище.

Предельный износ поршня по диаметру в различных точках не должен быть больше 0,003 его диаметра. Поршневые канавки в машинах одностороннего действия изнашиваются в первую очередь со стороны рабочей части цилиндра, а в машинах двойного действия — крайние канавки.

Практически установлено, что износ канавок не должен превышать 0,2 мм, при этом стенки канавок должны быть между собой параллельны.

Износ поршневых колец проявляется в уменьшении их толщины и понижении упругости из-за старения. Износ допускается в пределах 1—2 мм по толщине и не более 0,2 мм по ширине при установке его на поршень с неизношенной канавкой. Если поршневая канавка и кольцо имеют износ, то суммарный предельный зазор между их торцевыми поверхностями не должен превышать 0,3 мм. 

Степень износа поршневых колец определяют также по массе. Предельно допустимый весовой износ кольца составляет 10% первоначальной массы. 

Измерение износов.

Контроль величины износа производят нужным осмотром и замерами с помощью мерительных инструментов, контрольных приспособлений, приборов и специальной аппаратуры. Проверку размера или отклонения от формы можно произвести абсолютным или относительным способом измерений.

При абсолютном способе измерений величину размера получают на самом мерительном инструменте. Средствами измерений при этом способе служат линейки, штангенциркули, глубиномеры, штангензубомеры, микрометры, штихмассы, угломеры и другие инструменты. Недостатком абсолютного способа измерений является зависимость показаний от точности изготовления и изношенности инструментов.

Относительный способ измерений износа заключается в том, что изношенную деталь сравнивают с новой (образцовой) при помощи различных чувствительных приборов (индикаторов, пассаметров, оптиметров и др.). Точность относительного измерения значительно выше абсолютного. Рекомендуется следующий порядок измерения износа деталей:

− диаметр шейки вала замерять в трех местах по ее длине каждый раз в двух взаимно перпендикулярных направлениях. Два места замеров брать на расстоянии 5—10 мм от галтелей, а третий — посередине длины шейки;

− внутренние диаметры гидравлических и пневматических цилиндров замерять в трех местах по длине, одно из которых должно совпадать с серединой длины рабочего хода поршня, второе и третье должны находиться ниже середины поршня при его нахождении в крайних положениях (верхняя и нижняя мертвые точки). Диаметры поршней замерять в двух-трех сечениях;

− зубья шестерен замерять по толщине. Замер производят штангензубомерами, предельными шаблонами и т. д. в двух или трех сечениях (в зависимости от длины зуба), затем сравнивают с данными ГОСТа. Замерять следует три зуба, находящихся на равном расстоянии друг от друга;

− шлицы на валах замерять по ширине в двух-трех сечениях и местах наибольшего износа и сравнивать с ГОСТ 1139—58.

На каждом валу необходимо замерять два — четыре шлица (в зависимости от общего их числа), одинаково удаленных друг от друга.

Общий износ проушин звеньев и соединительных пальцев гусеничной ленты или цепей может определяться как разница фактической их длины после эксплуатации и длины новой ленты (цепи). Замерять следует при их натяжении, достаточном для обеспечения надежного контакта между трущимися поверхностями звеньев и пальцев.