DM_1 / Деталі машин КЛ [Стадник В. А

Експериментально установлено для кулькових підшипників для

роликових p =10/3.

Формули для розрахунку підшипників за критерієм втомного руйнування одержані після випробування підшипників як вузла, а не окремих його деталей. Вони можуть використовуватись при частоті обертання вала більше 10 хв-1 і до граничної частоти обертання, указаній у довідковій літературі для кожного стандартного підшипника. При n=1…10 хв-1 розрахунок ведуть як для n=10 хв-1.

Підшипники, кільця яких не обертаються або обертаються з частотою

n≤1 хв-1 (наприклад, домкрати, натискні пристрої та ін.) підбираються за базовою статичною вантажопідйомністю C0 .

Базова статична вантажопідйомність – статичне радіальне навантаження, яке відповідає загальній остаточній деформації кульки (ролика) і доріжки кочення, рівній 0,0001 діаметра кульки (ролика) в найбільш навантаженій зоні. Така залишкова деформація не впливає помітно на роботу підшипника. Значення C0 , в кН, приводяться в каталогах.

17.7. Підбір підшипників кочення за статичною та динамічною

вантажопідйомністю

При проектуванні машин підшипники кочення не конструюють і не розраховують, а підбирають із числа стандартних. Методика підбору стандартних підшипників також стандартизована.

Розрізняють підбір підшипників за бузовою статичною вантажопідйомністю для попередження пластичних деформацій; за базовою динамічною вантажопідйомністю для попередження втомного руйнування (викришування).

Підбір підшипників кочення за статичною вантажопідйомністю.

Підшипники, які сприймають навантаження в нерухомому стані або частоті

обертання кільця n<1 хв-1 підбирають за статичною вантажопідйомністю C0 .

Підбір таких підшипників здійснюється за умовою

430

відповідно (див. табл. 3.4 або табл. 3.5 [17] і у каталогах підшипників). Якщо у розрахунках виявиться, що Fa < Fr , то треба брати F0 = Fr .

Підбір підшипників за динамічною вантажопідйомністю. Підбір підшипників, що працюють у динамічному режимі ( n≥1 хв-1, а якщо 1≤n<10 хв-1, то приймають n=10 хв-1) фактично здійснюють за їхньою розрахунковою довговічністю (ресурсом) в заданих умовах експлуатації, яка визначається за формулою:ю

вантажопідйомність, Н, вибрана за каталогом для даного типорозміру підшипника; P - еквівалентне динамічне навантаження на підшипник, Н; p -

показник степеня, який згідно з результатами експериментів для кулькових підшипників дорівнює 3, а для роликових підшипників – 10/3.

Номінальна довговічність в годинах

де n - частота обертання кільця, хв-1.

431

Потрібна довговічність підшипника Lh визначається строком служби машини між капітальними ремонтами. В загальному машинобудуванні беруть

Lh =(3 000…50 000) год.

Стандарти запроваджують довговічність підшипників: Lh =10 000 год.

для зубчастих редукторів; Lh =5 000 год. для черв'ячних редукторів.

Коефіцієнти a1 і a23 у формулі 3.58 наведені за рекомендацією ISO.

Коефіцієнт a1 враховується в разі потреби мати підшипник підвищеної надійності: a1 =1 при 90% - й надійності; a1 =0,62 при 95% - й; a1 =0,53 при

96% - й; a1 =0,44 при 97% - й; a1 =0,33 при 98% - й і a1 =0,21 при 99% - й.

Коефіцієнт a23 враховує умови експлуатації підшипників та якість матеріалу деталей підшипника. При звичайних умовах роботи підшипників: кулькових,

крім сферичних, a23 =0,7…0,8; кулькових сферичних, роликових підшипників з циліндричними роликами a23 =0,5…0,6; роликових конічних a23 =0,6…0,7.

Якщо розрахована за формулою 3.58 довговічність (ресурс) підшипника незадовільна, то слід перейти до підшипників більш важких серій або збільшених діаметрів і повторити розрахунок.

17.8. Визначення еквівалентного динамічного навантаження на

підшипники

Для реальних конкретних умов експлуатації еквівалентне динамічне навантаження на підшипники визначається за такими формулами:

Для радіальних кулькових та радіально-упорних кулькових і роликових підшипників

радіальних кулькових і роликових підшипників, що не навантажені осьовими силами ( Fa =0 і X =1)

432

для упорних кулькових та роликових підшипників ( Fr =0 і Y =1)

де Fr і Fa - радіальне і повне осьове навантаження на підшипник; X і Y -

коефіцієнти радіального та осьового навантаження відповідно; V - коефіцієнт обертання (при обертанні внутрішнього кільця V =1; при обертанні зовнішнього кільця V =1,2); Kб - коефіцієнт безпеки (табл. 3.2, [17]); КТ -

температурний коефіцієнт (табл. 3.3, [17]).

Значення коефіцієнтів X і Y вибирають на підставі порівняння відношення Fa (VFr ) і параметра осьового навантаження за табл. 3.4 і 3.5

[17].

Параметр осьового навантаження e для кулькових (радіальних і радіально-упорних однорядних типу 36000 з кутом контакту α =12˚) вибирають

залежно від відношення Fa C0 див. табл. 3.4, [17]. Для інших типів підшипників параметр e безпосередньо задається в таблицях параметрів підшипників [7, 9], або його можна визначити через кут контакту (див. табл. 3.5, [17]).

Осьові навантаження Fa на радіальні кулькові підшипники приймають рівними зовнішнім осьовим силам, що діють на вал.

В радіально-упорних підшипниках при дії на них радіальних навантажень

433

А тому повні осьові навантаження Fa на радіально-упорні підшипники

(кулькові і роликові) визначають за зовнішньою осьовою силою Fx (осьовою силою черв'яка, осьовими силами косозубих або конічних передач і т. п.), що діє на вал, з урахуванням осьових складових реакцій FS1 і FS 2 , які виникають у двох з такими підшипниками опорах вала при роздільному їх навантаженні.

Для підшипників типу 36000 з кутом контакту α =12˚ фактичні кути контакту під навантаженням значно відрізняються від початкового, тому

параметр e залежить не тільки від α , але і від відношення Fa , де C0 -

C0

статична вантажопідйомність підшипника. Оскільки на початку розрахунку

повне осьове навантаження Fa на підшипник невідоме, то параметр e

попередньо приймають за графіком (рис. 17.21) в залежності від відношення

уточнюють e .

Рис. 17.21. Графік для визначення параметра e для кулькових радіально-упорних підшипників

434

Розрахункові осьові навантаження Fa1 і Fa2 на радіально-упорні підшипники двох опор вала визначають в залежності від схеми розміщення цих підшипників - "у розпір" (рис. 17.22, а) чи "у розтяжку" (рис. 17.22, б), а також від напряму зовнішньої осьової сили Fx .

Для запобігання розсуванню кілець підшипників повинні зберігатись

Примітка: Позитивними силами Fx по відношенню до підшипника вважають сили і зменшують радіальний зазор, тобто перешкоджають розімкненню кілець підшипника.

За умовами 17.19 і 17.20 визначають розрахункові осьові навантаження Fa1 і

Fa2 на два радіально-упорні підшипники.

Рис. 17.22. Можливі схеми розташування радіально-упорних підшипників в опорах та їхнє навантаження: а – підшипники установлені "у розпір"; б – підшипники установлені "у розтяжку".

Формули для визначення осьових навантажень на підшипники в залежності від співвідношень сил Fx , FS1 і FS 2 приведені в табл. 3.6, [17].

435

Підшипники кочення, що працюють при змінних режимах навантаження (див. циклограму навантаження на рис. 16.16) підбирають за розрахунковим еквівалентним навантаженням PE , яке визначається за формулою:

L1 , L2 … Ln ; L - загальний строк служби підшипника.

Для передач з постійним передатним числом при нереверсивному навантаженні, а також при реверсивному навантаженні у передач з

звертатись до таблиць з готовими формулами. Практика показує, що користування таблицями засвоюється складніше, ніж простий розрахунок, який базується на умові рівноваги вала з підшипниками.

436

Знак (+) присвоюється силам, які направлені на закриття (збільшення натягу), і навпаки знак (-) для сил, які розкривають (зменшують натяг до одержання зазору).

Потрібно чітко уявляти, що сила Fx - це зовнішнє осьове навантаження

n

т.д. для кожної зокрема і знайти Fx = ∑Fi .

i =1

2.Розв’язати рівняння (17.25) за умови Fa1 = FS1 і визначити Fa 2 .

Якщо умова Fa2 > FS 2 виконується зробити перевірку: сума всіх сил, які діють на вал дорівнює нулю. Якщо прийнята перша умова

Fa1 = FS1 не задовольняє умову Fa2 > FS 2 , потрібно прийняти

другу умову Fa2 = FS2 і визначити Fa1 . Результат буде позитивним, тобто Fa1 > FS1 .

Контрольні запитання

1.Яка будова підшипників кочення та які їхні переваги та недоліки?

2.Яка класифікація підшипників кочення за різними ознаками?

3.Із яких матеріалів виготовляють деталі підшипників кочення?

4.Які бувають класи точності підшипників кочення? Чим характеризуються ці класи точності?

5.Які є основні способи закріплення підшипників на валах та у гніздах корпусу (показати за допомогою ескізів)?

437

6.Наведіть характерні приклади монтажу опор валів із радіальними підшипниками.

7.Наведіть характерні приклади монтажу опор валів із радіальноупорними підшипниками кочення.

8.Від чого залежить вибір посадки підшипників кочення на вали та у гнізда корпусів опор?

9.Які види мастил застосовують для підшипників кочення?

10.Наведіть приклади конструкцій підшипникових вузлів.

11.Назвіть основні види руйнувань та їхні причини для деталей підшипників кочення.

12.У чому полягає суть підбору підшипників кочення за статичною вантажністю? Що таке статична вантажність?

13.У чому полягає суть підбору підшипників кочення за динамічною вантажністю? Що таке динамічна вантажність підшипника?

14.Запишіть та проаналізуйте вираз для визначення довговічності підшипників кочення.

15.За якими формулами визначають розрахункове еквівалентне навантаження для підшипників різних типів?

17.9. Підшипники ковзання, загальні відомості ,будова та класифікація

Загальні відомості. Підшипники ковзання є основною частиною опори вала, яка забезпечує режим обертання вала в умовах відносного ковзання поверхні цапфи (шийки, шипа, п’яти) по відповідній поверхні підшипника. Радіальний підшипник ковзання (скорочено – підшипник ковзання) призначений для сприймання радіальних (поперечних) відносно осі вала зусиль, упорний підшипник ковзання (підп’ятник ковзання) – осьових зусиль.

В конструктивному оформленні упорний підшипник ковзання застосовується у поєднанні з радіальним підшипником ковзання.

438

Підшипники рухомих осей транспортних машин, що характеризуються переважно радіальним навантаженням на вісь, направлених вверх, називаються

буксами.

Форма опорної поверхні тертя підшипника залежить від форми цапфи,

яка може бути частіше всього циліндричною, конічною, сферичною і плоскою

(рис. 17.23, а - е).

Рис. 17.23. Форми опорних поверхонь тертя підшипників ковзання: а, б – циліндрична; в,г – плоска; д – сферична; е – конусна

Переваги і недоліки підшипників ковзання у порівнянні з підшипниками

кочення.

Переваги:

а) малі радіальні розміри; б) допускають високу частоту обертання (100000 хв-1 і більше);

в) зм’якшують ударні навантаження і вібрації внаслідок демпфірувальної дії мастильного шару;

г) можливості виготовлення роз’ємних конструкцій, наприклад, для колінчастих валів, де за умовами складання потрібні роз’ємні підшипники;

д) можливість регулювання радіального зазору а, отже, точної установки геометричної осі вала;

439