Методички / Пособия ОКМ / Метод. материалы по конструированию узлов механ. приводов

Достоинства: а) температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения в подшипниках; б) не требуется точного расположения посадочных мест подшипников по длине вала.

Недостатки: а) малая жесткость опор; б) относительная сложность конструкции фиксирующей опоры.

Достоинства и недостатки схемы 2 на рис. 3.2,в такие же, как и на рис. 3.2, а,б, но при этом схема на рис. 3.2,в характеризуется большей жесткостью фиксирующей опоры.

Схема 3 установки вала в опорах «враспор» (рис. 3.3).

Обе опоры конструируют одинаково, при этом каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутренние кольца подшипников закрепляют упором в буртики вала либо в торцы других деталей, установленных на валах. Наружные кольца закреплены от осевого смещения упором в торцы крышек или других деталей, установленных в подшипниковом гнезде. Кольца радиальноупорных подшипников обеих опор располагают широкими торцами наружу.

Типы подшипников: шариковые радиальные однорядные (рис. 3.3,а), шариковые радиально-упорные и роликовые конические подшипники (рис. 3.3, б,в). Для компенсации тепловых удлинений валов между торцом наружного кольца и крышкой устанавливают зазор а = = 0,2 ÷ 0,5 мм и предусматривают осевую регулировку зазоров в подшипнике и опоре.

Достоинства: простота конструкции опор (отсутствие стаканов и других дополнительных деталей).

Недостатки: а) необходимость регулировки зазоров в опорах; б) вероятность защемления тел качения в опорах вследствие температурных удлинений; в) более жесткие допуски на осевые размеры вала и ширину корпуса.

Применение: при небольших расстояниях L = (8 ÷ 10)d мм между опорами. Меньшие значения относятся к роликовым коническим, большие — к шариковым радиально-упорным подшипникам.

Схема 4 установки вала в опорах «врастяг» (рис. 3.4).

Обе опоры конструируют одинаково, при этом каждый подшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении. Внутреннее кольцо одного подшипника упирают в регулировочную гайку, при этом его посадку для возможности перемещения по валу не ослабляют; внутреннее кольцо другого упирают в буртик вала или торцы других деталей, установленных на валу. Наружные кольца под-

21

шипников упирают широкими торцами в буртики отверстия корпуса (или стакана) или применяют подшипники с бортами на наружном кольце.

3.2.1. Проверка работоспособности подшипников качения по номинальной долговечности

Предварительный выбор подшипников

Выбираем схему закрепления валов в опорах и по диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу подшипники средней серии.

Для цилиндрических передач — радиальные однорядные подшипники (при этом FА < 0,35 FR, где FА, FR — осевая и радиальная реакции в проверяемой опоре вала) или конические роликоподшипники.

Для червячных передач: для «червяков» — радиально-упорные шарикоподшипники; для валов червячных колес — радиальноупорные шариковые или конические роликоподшипники.

Для конических передач — конические роликоподшипники.

Расчет ресурса подшипника качения

Базовый расчетный ресурс L10 в миллионах оборотов и Lh в часах, соответствующий 90 % надежности и нормальной точности подшипника (класс 0), для шарико- и роликоподшипников соответственно определяют:

где С — базовая динамическая грузоподъемность подшипника; Р — эквивалентная динамическая нагрузка, зависящая от значений радиальной и осевой нагрузок, условий работы, а также от конструкции подшипника. Индекс 10 обозначает вероятность отказа 100 – 90 = = 10 %.

Формулы (1) справедливы только при Р 0,5С, Р С0 и частоте вращения колец n < nмах, где nмах — предельно допустимая частота

(радиальная для радиальных и радиально-упорных подшипников, осевая для упорных и упорно-радиальных), при которой обеспечиваются такой же ресурс и надежность, как и при действительных условиях нагружения.

22

Для радиальных, радиально-упорных и упорно-радиальных подшипников эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P Pr (XVFR YFA)KБKТ .

Для упорных подшипников:

P Pa FAKБKТ .

Здесь V — коэффициент вращения; X и Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; КБ — коэффициент динамичности нагрузки; КТ — температурный коэффициент; е — параметр осевого нагружения.

Полученный в результате расчетов ресурс Lh сравнивают с желаемой долговечностью подшипника h и делают выводы о том, как расчетная надежность отличается от базовой в 90 %. Связь между вероятностью безотказной работы подшипника nбр и коэффициентом долговечности а1 = h/Lh, представлена в таблице 3.1.

Коэффициенты X и Y (табл. 3.3, 3.4) зависят от конструкции подшипника и параметра е.

Параметр е равен предельному отношению FА /(VFR), при котором осевая нагрузка не уменьшает ресурс подшипника. При выборе подшипников следует стремиться к тому, чтобы отношение FА /(VFR) было ближе к е.

23

Примечания: 1. Для однорядных подшипников при FА /(VFR) e принимают

Х= 1, Y = 0;

2.Для двухрядных подшипников Сo — статическая грузоподъемность одного ряда (половина статической грузоподъемности двухрядного подшипника);

3.Для шарикоподшипников коэффициенты fg 0,61[(D – d)/(D + d)] cos ; fo = 14,7 + 20 fg при fg 0,09; fo = 18,7 – 23,3 fg при fg > 0,09; где D и d — их наруж-

ный и внутренний диаметры.

Т а б л и ц а 3.4

Значения коэффициентов X и Y для различных типов подшипников

Примечание: значения е содержатся в соответствующих таблицах подшипников ГОСТ.

24

Коэффициент KБ учитывает динамичность нагрузки и приблизительно равен отношению значений кратковременной перегрузки к номинальной расчетной нагрузке. Ориентировочные значения коэффициентов KБ, KT приведены в табл. 3.5, 3.6.

Т а б л и ц а 3.5

Значения коэффициента динамичности нагрузки KБ

Т а б л и ц а 3.6

Значение температурного коэффициента KТ

Примечание: приведены значения температурного коэффициента KT для подшипников из стали марки ШХ15.

25

3.3. Конструирование и проверка работоспособности подшипников скольжения

3.3.1. Методика проектирования подшипников полужидкостного трения

При проектировании опор скольжения используют метод подобия, т.е. выбирают соотношения параметров по существующему прототипу конструкции с учетом условий эксплуатации и изготовления новой опоры.

Рис. 3.5. Примеры конструкции вкладышей

26

Т а б л и ц а 3.8

Значения допускаемых параметров [p], [pV], V

3.3.2. Методика проектирования подшипников жидкостного трения

Диаметр цапфы вала d определяют при конструировании вала. Длину вкладыша определяют по прототипу конструкций или ре-

комендации:

l = (0,8÷1,2) d — для зубчатых и червячных редукторов, электродвигателей;

l = (0,6÷1,0) d — паровые турбины и парогенераторы;

l = (0,4÷0,8) d — центробежные насосы и вентиляторы.

Толщины вкладыша S и заливки баббита δ назначают по рекомен-

дациям к рис. 3.5.

Посадку в соединении назначают согласно прототипу конструкции или рекомендации, что относительный зазор Ψ = Sср /d должен удовлетворять условию:

Ψ = 0,0005÷0,0015 — для редукторов;

Ψ = 0,001÷0,002 — для электродвигателей и генераторов;

Ψ = 0,0015÷0,0025 — для паровых турбин;

Ψ = 0,003÷0,01 — для центробежных насосов, вентиляторов.

Здесь Sср — средний зазор для заданной посадки.

Проверочный расчет спроектированной опоры выполняют по кри-

териям табл. 3.9 при различных значениях рабочей температуры опоры t, °С.

При выборе сорта масла по табл. 3.10 рекомендуют учитывать, что чем больше нагрузка на опору FR и меньше скорость скольжения V, тем большей вязкостью должно обладать масло.

28

Динамический коэффициент вязкости μ масел при различных температурах

* Сантипуаз (сП) = 1,02·10–3 (Н·с)/м2. Плотность масла при t = 20° составляет

0,87÷0,89 г/см3.

29

Рис. 3.8. Опоры скольжения вала червяка на подшипниках скольжения. Схема закрепления вала в опорах:

левая опора — плавающая, правая опора — фиксирующая

4. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ В СОПРЯЖЕНИЯХ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ МЕХАНИЗМОВ

4.1. Значения допусков и основных отклонений размеров. Типы посадок

Рекомендуемые посадки в системе отверстия и в системе вала указаны в табл. 4.1, 4.2.

30