Файл: Вуколов В.М. Детали из пластмасс в пневмогидравлических системах.pdf

основная часть примесей состояла из меди и железа. Кроме того, в значительных количествах (более 1%) в примесях присутствуют

что основной причиной появления рисок и надиров является отрыв в процессе работы частичек металла бронзовой направляю­ щей втулки и стального цилиндра.

Для правильного анализа эффективности принятых мер и для борьбы с повышенным износом силовых гидроцилиндров необ­ ходимо прежде всего проанализировать причины его возникнове­ ния. При сопряжении двух твердых тел в местах соприкосновения отдельных микронеровностей возникает молекулярный или ме­ ханический характер их взаимодействия.

Одной из особенностей контакта шероховатых тел является упругопластическая взаимосвязь отдельных пятен касания. При увеличении нагрузки происходит сближение шероховатых поверх­ ностей, вследствие чего увеличивается количество пятен факти­ ческого касания (контакта) и несколько возрастает площадь каждого из них. Взаимодействие микронеровностей при трении приводит к повреждению поверхностного слоя в большом числе различных сопряженных деталей.

Этот процесс осложняется также при попадании в место контакта деталей отдельных твердых частиц. Разрушение поверхностных слоев большинства изнашивающихся деталей ма-. шин связано именно с действием твердых частиц, находящихся в различных агрегатных состояниях. Изнашивание деталей в та­ ких условиях называют абразивным. Эти два способа (абразивный и контактный) внешнего силового воздействия на поверхностный слой встречаются в большинстве изнашивающихся сопряжений.

При трении поверхностей в условиях гидродинамического ре­ жима смазки нормальная нагрузка передается через слой смазки. Обеспечение устойчивого смазочного слоя, способного нести на­ грузку, является оптимальным решением задачи повышения меха­ нического к. п. д. и снижения износа сопряженных деталей. При разделении трущихся деталей слоем смазки износ деталей все же возможен. Разрушение поверхностного слоя происходит при по­ падании в контакт твердых частиц, превышающих,по размеру толщину смазочного слоя, а также при местных разрывах масля­ ной пленки вершинами микронеровностей сопряженных поверх­ ностей. Тонкие слои смазки, разделяющие трущиеся поверхности, препятствуют молекулярному взаимодействию материалов, что резко снижает силы трения. Защитой от внешнего механического воздействия такие слои служить, конечно, не могут. Формирова­ ние этих защитных пленок является важной составной частью про­ цесса изнашивания при граничной смазке.

Испытания капролоновых втулок показали, что в гидроцилинд­ рах не возникают задиры, столь характерные для бронзовых направляющих втулок, так как бронзовые частицы внедряются

U 7

ной антифрикционной втулки, находящейся на цилиндре гидро­ упора; b— расстояние между серединой антифрикционной втулки, находящейся на цилиндре гидроупора и серединой антификционной втулки, находящейся на его штоке.

Рис. 56. Схема взаимодействия сил в гидроупоре: а, б — схема расположения сил, действующих на втулку штока и цилиндра; в — эпюра распределения напряжений во втулке штока

Разложим силу фна две составляющие: силу R, параллельную плоскости наклонной площадки DC, и силу N (нормальное давление на плоскость). Тогда \_EDC = \_KMO как углы с соответственно перпендикулярными сторонами.

Предельная нагрузка на один гидроупор в наиболее тяжелый для него период работы равна

Qшах — QnP + QB

119

где Qnp — предельная нагрузка на один гидроупор без ветра; QB— ветровая нагрузка на один гидроупор при скорости ветра

V = 25 м/с.

Из треугольника сил ОМК находим радиальную нагрузку, величина которой равна

R = Q sin Ѳ.

Для определения радиальных нагрузок на пластмассовые втулки штока и цилиндра гидроупора составим эпюру сил, дей­ ствующих на шток гидроупора (рис. 56, е). Из эпюры видно, что ра­ диальные нагрузки на втулке штока RBmи втулке цилиндра RBlxтем больше, чем больше сила R и меньше плечо Ь, а это возможно при Ѳ = 2° (максимальный уклон) и полностью выдвинутом штоке гидроупора. Таким образом, Rmax = Qmax sin 2°. Из условия рав­ новесия имеем, что сумма моментов относительно точки А равна О, т. е. 2 МА = 0, и радиальная нагрузка на антифрикционную втулку штока RBUI определяется из следующей формулы (см.

рис. 56,6)

RBmb R&1

откуда

Очевидно, радиальная нагрузка на антифрикционную втулку штока будет максимальной при R = Rmax, т. е.

Зная значение радиальной нагрузки на втулку штока, диаметр наружной поверхности втулки штока dm и ее длину /ш, можно определить удельное давление, испытываемое этой втулкой,

^7вш R!'іТ/'вш 1

где FBш — площадь проекции поверхности втулки штока

F = d I

Очевидно, что

9вш max = Квш тах/^вш max-

Аналогично находим радиальную нагрузку на антифрикци­ онную втулку цилиндра (рис. 56,6).

Из_условия равновесия сумма моментов относительно точки В равна 0, т. е.

£ м в = о.

Следовательно, RB4b = R (а + Ь).

120

Отсюда радиальная нагрузка на антифрикционную втулку цилиндра равна

механическую прочность, необходимо ввести поправочный коэф­ фициент, который позволит оценить способность втулки воспри­ нимать нагрузки в статическом положении. Расчет такого пара­ метра производится с учетом ползучести и снижения механических свойств в различных температурных условиях. Таким параметром является несущая способность втулок qn, под которой понимается величина допустимого среднего удельного давления для втулки при данном зазоре, толщине, диаметре при статическом нагруже­ нии. Учитывая, что расчетная схема втулки гидроупора анало­ гична при статическом нагружении расчетной схемы втулки под­ шипника скольжения, воспользуемая методикой расчета допу­ стимого среднего удельного давления для втулки подшипника скольжения [49]. На рис. 56, в изображена эпюра распределения напряжений во втулке штока. При расчете величины допустимого среднего удельного давления необходимо это учесть.

зазор между поверхностью цилиндра и наружной поверхностью втулки штока определяется по формуле:

Модуль упругости с учетом изменения температуры опреде­ ляется по формуле

121

Допустимая нагрузка на втулку определяется из формулы

На рис. 57 изображена схема угла (охвата) контакта втулки штока.

При расчете полиамидных втулок это условие должно обяза­ тельно соблюдаться, т. е. в этом случае антифрикционные полиа­ мидные втулки штока работоспособны при максимальных нагруз­ ках, имеющих место при эксплуатации машины.

Аналогично подсчитывается допустимое удельное давление на полиамидную втулку цилиндра qm.

Однако в расчетах необходимо учесть явление набухания вту­

122