7.1.3 Учет переменности режима нагружения при выборе подшипников

Вышеизложенный выбор подшипников по динамической грузоподъемности производят при постоянном режиме нагрузки, который является наиболее тяжелым для передачи. Этот режим принимают за расчетный также для неопределенных режимов нагружения. Например, редуктор общего назначения может быть использован в самых различных условиях.

На практике режимы со строго постоянной нагрузкой встречаются редко. Исследованиями установлено, что большинство режимов нагружения современных машин сводятся приближенно к шести типовым режимам:

0 – постоянный, I– тяжелый,II– средний равновероятностный,III– средний нормальный,IV– легкий,V– особо легкий (см. раздел 4, рисунок 4.6 и таблицу 4.3) [30, с. 150].

Учет переменности режима нагрузки при выборе подшипников принято выполнять путем замены ресурса Lв формулеили в формулеL = (С/Р)^Pэквивалентной долговечностьюL_E, млн об иР, равной максимальной из расчетных нагрузок:

L_E=L_hEn·60·10^–6,

где L_hE– эквивалентная долговечность, ч;L_hE =K_HEL_h∑;К_HE– коэффициент режима нагрузки (см. таблицу 4.3);L_h∑=∑t_i– суммарное время работы подшипника, ч.

Примечание.Переменность режима нагрузки при выборе подшипника учтена в нижеприведенном примере 4.

7.1.4 Особенности расчета нагрузки радиально-упорных подшипников качения

Для нормальной работы червячного зацепления необходимы жесткие валы и жесткие опоры. Поэтому нельзя использовать самый распространенный и дешевый подшипник – шариковый радиальный однорядный (рисунок 7.4,а), который имеет небольшую жесткость в радиальном и осевом направлениях, а желательно применять роликовые радиально-упорные конические подшипники [32, с. 375]. В конструкциях узлов конических шестерен также применяют радиально-упорные подшипники, главным образом конические роликоподшипники (рисунок 7.4,в), как более грузоподъемные и менее дорогие, обеспечивающие большую жесткость валов. Более дорогие шариковые радиально-упорные подшипники (рисунок 7.4,б) применяют при средних и высоких частотах вращения (n> 1500 об/мин) для снижения потерь в опорах, а также при необходимости высокой точности вращения [18, с. 108].

В радиально-упорных подшипниках при определении расчетной осевой нагрузки F_aнеобходимо учитывать дополнительные нагрузкиS, которые возникают от радиальной нагрузкиF_r. Это связано с наклоном контактных линий на угол α к торцовой плоскости подшипника (рисунок 7.4,г).

Расчет нагрузки радиально-упорных подшипников приведем на примере вала конической шестерни, типовые конструкции которого показаны на рисунке 7.5 а,б. При проектировании узла выбирают направление наклона зубьев и направление вращения шестерни одинаковыми, чтобы осевая силаF_aв зацеплении была направлена от вершины делительного конуса (рисунок 7.5,в). Подшипник, расположенный ближе к конической шестерне, нагружен больше радиальной силой и, кроме того, воспринимает и осевую силу. Поэтому в ряде конструкций этот подшипник имеет больший диаметр отверстия внутреннего кольца (рисунок 7.5,б).

в)

б)

г)

а)

Тип 38000  = 12 Угол  = 12…15

Тип 46000  = 26

Рисунок 7.4 – Подшипники качения: а – шарикоподшипники радиальные однорядные; б – радиально-упорные однорядные шарикоподшипники типов 36000 (α = 12°), 46000 (α =26°), 66000 (α = 36°); в – роликоподшипники конические с малым углом конусности типа 7000 ( = 9…17); г – схема возникновения дополнительной осевой нагрузки S от радиальной нагрузки F_r

а)

б)

в)

г)

д)

Рисунок 7.5 – Типовые конструкции вала конической шестерни (а–в):г – схема сил, возникающих в контакте роликов с кольцами подшипника; д – расчетная схема для подшипников

При конструировании необходимо выдерживать следующие соотношения: расстояние между точками приложения реакций l= (2...2,5)а(а– величина консоли); диаметр валаdв месте установки подшипника должен бытьd≥ 1,3а. Конструктор стремится получить расстояние минимальным для уменьшения изгибающего момента, действующего на вал [18, с. 108].

Силы, действующие в коническом зацеплении, вызывают появление радиальных реакций опор F_r. Радиальная реакция считается приложенной к валу в точке пересечения его оси с нормалями, проведенными через середины контактных площадок на кольцах подшипника (рисунок 7.5,д).

Наклон контактных линий в радиально-упорных подшипниках приводит к тому, что радиальные нагрузки F_riсопровождаются внутренними осевыми силамиS_i, которые стремятся раздвинуть кольца подшипника в осевом направлении (рисунок 7.5,г). Этому препятствуют упорные буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями, которые должны быть больше соответственноS₁иS₂, иначе кольца раздвинутся [30, с. 296].

Значение внутренних осевых сил Sзависит от типа подшипника, угла α и условий сборки или регулировки подшипников:

S=eF_r– для шариковых радиально-упорных;

S = 0,83eF_r – для роликовых радиально-упорных конических, гдее– параметр осевой нагрузки.

Значение еберется по таблице 7.1 для радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта α > 18° и для радиально-упорных конических роликоподшипников; при α < 18° для шарикоподшипниковенаходят по графику (рисунок 7.6) в зависимости от отношенияF_r/C₀. Для роликоподшипников конических однорядных значениееможно брать и по каталогу [31, с. 500–505, 507].

Рисунок 7.6 – График определения коэффициента е в зависимости от Fr/C0 и от угла α

Для определения двух осевых нагрузок имеем только одно уравнение ∑х= 0 или

В общем случае не равна, но в одном из подшипников должно бытьНапример, приполучаем

,

и если то осевые силы определенны правильно.

Если то принимаеми находим

При этом обязательно выполняется условие так как прибыло

Величину осевых составляющих, возникающих в однорядных радиально-упорных шариковых и конических роликовых подшипниках при восприятии ими радиальных и комбинированных нагрузок, рекомендуется определять по формулам, приведенным в справочнике [31, таблица 16, с. 116–118].