17Критерии.2. работоспособности

шипников, но предельная частота и точность вращения ниже. Для восприятия значительных нагрузок при стесненных радиальных

при ограниченных радиальных размерах, а также при качательном движении. Для повышения нагрузочной способности подшипника иглы часто устанавливают без сепаратора, что позволяет увеличить число игл. Для уменьшения диаметральных размеров широко используют игольчатые подшипники без внутреннего кольца. Осевыенагрузкиэтиподш пники не воспринимают .

Роликоподшипники с витыми роликами предназначены для работы при ударных нагрузках и в загрязненной среде, но область их

применения в связи с низкойнагрузоч нойспос обностью сужается.

Материалы деталей подшипников. Детали подшипников ра-

ботают в условиях высоких контактных напряжений и поэтому должны иметь повышенные прочность и твердость, структурную однородность. Кольца и тела качения изготовляют из специальных подшипниковых сталей марок ШХ15, ШХ15-Ш, ШХ15-В, ШХ15СГ, ШХ15СГ-В , ШХ15СГ-Ш и др. В зависимости от марки стали твердость колец и роликов составляет 58…65 HRC, шариков — 63… 67 HRC. Для подшипников, работающих при повышенных температурах, твердость ниже. Это связано со специальным отпуском деталей при термообработке. При расчетах подшипников из стали марки 8Х 4В9 Ф2, сохраняющей твердость 62 HRC при высоких температурах, поправку на влияние температуры неучи тывают.

Сепараторы изготовляют из мягкой углеродистой стали. Для массивных сепараторов используют бронзы, латуни, алюминиевые сплавы, металлокерамику, текстолит, полиамиды и другие пластмассы.

17.2. Критерии работоспособности

Основной причиной выхода из строя подшипников качения, работающих в условиях хорошего смазывания без загрязнений, является усталостное выкрашивание рабочих поверхностей колец и тел качения. Это связано с циклическим изменением контактных напряженийпривращении колец подшипника .

Для подшипников машин, работающих в абразивной среде (транспортные, дорожные, строительные, горные и многие другие машины), причиной разрушения часто является изнашивание рабочейповерхности колец и телкачения.

379

Глава 17. Подшипникикачения

Разрушение сепаратора характерно для быстроходных подшипников, особенно работающих с осевыми нагрузками или с перекосом колец. Из-за неизбежной разноразмерности тел качения даже в пределах допуска происходят набегание одной части тел качения на сепаратор и отставание другой, что приводит к дополнительнымнагруз камна сепаратор и егоизнашиванию .

При ударах и перегрузках на рабочих поверхностях подшипников появляются вмятины, сколы бортов, происходит раскалываниеколец и телкачения .

Иногда отказы подшипников качения связаны с повышением температуры, которое приводит к потеренео бходимыхсвойств сма - зочного материала, структурным изменениям (отпуску) в материале колец и тел качения. Для некоторых механизмов (например, в станках) большое значение имеют точность вращения и отсутствие вибрации в опорах.

В настоящее время в зависимости от условий работы расчет (подбор) подшипников качения на заданный ресурс ведут по динамической грузоподъемности (критерий усталостного выкрашивания), по статической грузоподъемности (критерий максимальных контактных напряжений), а также проверяют подшипник по предельнойчастоте вращения .

Расчеты по критерию износостойкости вследствие их сложности пока не нашли широкого применения. Подходы к решению этойзадачи изложены в работе [17].

17.3. Распределение нагрузки между телами качения (задача Штрибека)

Для определения контактных напряжений в подшипнике качения необходимо знать закон распределения сил между телами качения. При решении этой статически неопределимой задачи полагают, что подшипник изготовлен идеально, зазоры, натяги и силы трения отсутствуют. Собственными деформациями колец, тел качения, вала и корпуса пренебрегают. Под действием радиальной силыF r тела качения нагружаютсянеравномерно (рис. 17.5, а).

Изусло вия равновесия следует, что

Fr F0 2F1 cos 2F2 cos (2 ) 2 Fn cos (n ), (17.1)

где F0 — сила, действующая на наиболее нагруженное тело качения; — уголмежду смежными теламикачения .

380

Рис. 17.5. К определению наибольшей нагрузки на тело качения:

а — схема распределения сил между телами качения; б — схема перемещения точки А навнутреннем кольце в направлениидействия нормально йсилы

Сближение кольца и тела качения под действием силы F в результате контактных деформаций можно определить по формулам cF 23, c1F для шарико- и роликоподшипников соответственно, где c, c1 — коэффициенты, зависящие от материала и геометрииконтактирующих поверхностей.

Изгеометрических соотношений (рис. 17.5, б)

381

Глава 17. Подшипникикачения

Расчеты показывают, что значение k мало зависит от Z. Например, для радиального шарикоподшипника k 4,37, для роликоподшипника k 4,06. С учетом влияния зазоров при Z> 8 для шарикороликоподшипниковпринимают k = 5.

17.4. Статическая грузоподъемность подшипника

Базовая статическая грузоподъемность подшипников — это такая статическая нагрузка, превышение которой вызывает появление недопустимых остаточных деформаций в деталях подшипника. Опыт показал, что при статическом нагружении подшипника, т. е. при отсутствии взаимного поворота колец, общая остаточная деформация в контактах менее 0,0001 диаметра тела качения не влияет на работоспособность подшипника. Поэтому при определении статической грузоподъемности за расчетные напряжения принимают максимальные контактные напряжения, которые вызывают общую остаточную деформацию кольца и тела качения в наиболее нагруженной зоне, приблизительно равную0,0001 диаметрашарика Dw или расчетного диаметра ролика Dwe. Для конических роликов Dwe равен среднему диаметру ролика, для бочкообразных — наибольшему.

В шарикоподшипниках начальный контакт между шариком и кольцамипроисходит в точке, которая в общем случае под нагрузкой

382

превраща ется в небольшую площадку эллиптической формы. По формуле Герца, наибольшее контактное напряжение

E2

Н B 3 F0 пр , (17.5)

2пр

где B— коэффициент, зависящий от геометрии контактирующих тел; F0 — сила, действующая на шарик; Eпр 2E1E 2 E1 E2 — приведенный модуль упругости (E1, E2 — модули упругости материалов контактирующих тел); 1 пр 1 i — сумма главных кривизн в контакте ( i — главныерад иусы кривизны).

В роликоподшипниках начальный контакт между роликом и кольцами происходит по линии, которая под нагрузкой превращается в площадку, близкую к прямоугольной. Согласно формуле Герца, наибольшееконтактное напряжение

где Lwe — расчетная длина линии контакта ролика. Расчетные контактные напряжения для шарикоподшипников (кроме сферических) составляют 4200 МПа, для роликоподшипников — 4000 МПа, для радиальных шариковых сферических двухрядных подшипников —

4600 МПа.

Приняв данные напряжения за допускаемые, вычисляют базовую статическую грузоподъемность подшипника. На основании геометрического подобия подшипников одной серии приведенный радиус кривизны пр выражают через диаметр тела качения Dw или Dwe. Наибольшая сила F0, действующая на тело качения, пропорциональнасиле F r и обратно пропорциональна числу тел качения Z (формула (17.4)). Подставив значения F0, пр и Н [ ]Н соответ-

ственно в формулы (17.5) и(17.6), можно отметить, что допускаемая статическая нагрузка для радиального шарикового подшипни-

ка пропорциональна [ ]3H ZDw2 , а для радиального роликового подшипника— [ ]2Н ZDwe Lwe. В окончательные формулы для вычисления статической грузоподъемности вводят число рядов тел

383

Глава 17. Подшипникикачения

Например, формула для определения статической грузоподъемности радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников имеетвид

C0r f0iZDw2 cos ,

длярадиальных и радиально-упорных роликоподшипников

C0 r f0iZDwe Lwe cos .

Здесь f0 — коэффициент, зависящий от принятого уровня контакт-

где Dpw — диаметр окружности, проходящей через центры тел качения.

Длярадиальных и радиально-упорных шарикоподшипников

Длярадиальных и радиально-упорных роликоподшипников f0 44(1 fg ).

Базовая радиальная статическая грузоподъемность C0r и базовая осевая статическая грузоподъемность C0a вычислены для всех

ники одновременно радиальной Fr и осевой Fa нагрузок расчет ведут по эквивалентной радиальной статической нагрузке P0r , которая вызывает такую же остаточную деформацию, как и действительнаянагруз ка, приэто м

384

17Статическая.4. грузоподъемность подшипника

осевой нагрузки, значения которых приведены в табл. 17.1 (e— параметр осевого нагружения (см. п. 17.6)).

нагрузка может превышать статическую грузоподъемность подшипника в2 раза. При высоких требованиях к надежности и плавности работы статическую нагрузку понижают в1,5 раза по сравнению с базовойстатическойгрузоподъемностью .

Статическая грузоподъемность сдвоенных подшипников равна удвоеннойстатической груз оподъемностиодного подшипника .

Нагрузку условно считают статической, если частота вращения кольца подшипника менее 1 мин–1, а также при качательном движении.

385