10 Проверочный расчет подшипников

Выбранные в п. 7 (Выбор подшипников и построение сборок трехмерных моделей валов) подшипники должны быть проверены на несущую способность и долговечность. Проверочный расчет производят по традиционной [5] методике, которая слегка отлична для разных типов подшипников.

10.1 Проверочный расчет радиальных подшипников (типа 0, 1, 2, 3, 4)

Радиальные шариковые и роликоподшипники предназначены для восприятия в основном радиальной нагрузки, но способны выдерживать незначительную осевую нагрузку.

10.1.1 Расчет при действии только радиальной нагрузки

Если на подшипник воздействует только радиальная нагрузка, например, на валах прямозубой или шевронной цилиндрической передач, то последовательность расчета следующая:

а) определяют радиальную нагрузку на подшипник j-й опоры (j = А, В) с учетом режима нагружения зубчатой передачи в Ньютонах

где   – коэффициент эквивалентности режима работы передачи, определялся вычислением или по таблице 2.3 в п. 2.2.1 (Определение коэффициентов эквивалентности нагрузки);

 – вероятная радиальная реакция в опорах передачи при действии максимального длительного момента, Н, определяемая как

где  – реакции в подшипниковых опорах А и В соответственно в плоскостях x или y, определенные в п. 9.1.1 (Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на валах), Н;

б) для выбранного подшипника из справочной литературы [5] выписывают значение базовой динамической грузоподъемности С (иногда его обозначают ). Его можно также найти в 2D Конструкторской библиотеке КОМПАСа. Для этого создают вспомогательный файл формата  «Фрагмент», затем нажимают на кнопку  «Менеджер библиотек» открывают «МашиностроениеКонструкторская библиотекаПодшипники» и выбрают паку, например, «Подшипники шариковые», как это показано на рисунке 7.8;

в) определяют эквивалентную нагрузку, действующую на подшипник

где   – коэффициент вращения, равен 1,0, если вращается внутреннее кольцо подшипника, и 1,2 – если наружное (в редукторах обычно вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника);

К_б – коэффициент безопасности, в зависимости от условий безопасности принимают в диапазоне от 1,0 до 2,5;

К_t – температурный коэффициент, принимают равным 1,0, поскольку рабочая температура подшипников качения обычно не превышает 100 °С;

г) определяют номинальную долговечность (ресурс) в миллионах оборотов

или в часах

где р – показатель степени долговечности, для шарикоподшипников принимают равным 3, а для роликоподшипников – 10/3;

д) сравнивают полученный ресурс с заданным в техническом задании на курсовое проектирование (см. п 1.2, Варианты заданий на курсовое проектирование). Если полученная долговечность меньше заданной или больше ее более чем в 10 раз, принимают другой подходящий типоразмер подшипника, а все построения трехмерных моделей и расчеты валов начиная с п. 7 (Выбор подшипников и построение сборок трехмерных моделей валов) повторяют.

10.1.2 Расчет при действии радиальной и осевой нагрузок

Радиальные подшипники способны воспринимать не только радиальные, но и осевые усилия, не превышающие 70 % неиспользованной допустимой радиальной нагрузки. Их можно применять, например, на валах косозубой цилиндрической передачи с углом наклона линии зуба до 9°. Последовательность расчета подшипников в этом случае следующая:

а) определяют радиальную нагрузку на подшипник j-й опоры (j = А, В) с учетом режима нагружения зубчатой передачи в Ньютонах

где  – коэффициент эквивалентности режима работы передачи, определялся вычислением или по таблице 2.3 в п. 2.2.1 (Определение коэффициентов эквивалентности нагрузки);

 – вероятная радиальная реакция в опорах передачи при действии максимального длительного момента, Н, определяемая как

где   – реакции в подшипниковых опорах А и В соответственно в плоскостях x или y, определенные в п. 9.1.1 (Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на валах), Н;

б) для выбранного подшипника из справочной литературы [5] выписывают значение базовой динамической С (иногда его обозначают ) и статической С₀ (иногда его обозначают ) грузоподъемности;

в) определяют величину отношения осевой силы, возникающей в зубчатой передаче, к статической грузоподъемности подшипника

где   – осевая нагрузка, приходящаяся на j-й подшипник вала, Н (считается что каждый подшипник вала воспринимает одинаковую осевую нагрузку и если их два, то ), а по величине этого отношения из таблицы 10.1 находят величину параметра осевого нагружения е;

г) определяют отношения величины осевой силы, силы, возникающей в зубчатой передаче, к радиальным нагрузкам на подшипники двух опор вала

и

где   – коэффициент вращения, равен 1,0, если вращается внутреннее кольцо подшипника, и 1,2 – если наружное (в редукторах обычно вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника);

д) определяют эквивалентную нагрузку, действующую на каждый подшипник

при

при

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки соответственно, выбирают из таблиц 10.1 и 10.2 (для соответствующего вида подшипников), а остальные коэффициенты, – как описано выше в п. 10.1.1 (Расчет при действии только радиальной нагрузки);

Таблица 10.1 – Значения параметра е и коэффициентов X, Y для однорядных радиальных подшипников

	е
		X	Y	X	Y
0,014	0,19	1,00	0,00	0,56	2,30
0,028	0,22				1,99
0,056	0,26				1,71
0,084	0,28				1,55
0,110	0,30				1,45
0,170	0,34				1,31
0,280	0,38				1,15
0,420	0,42				1,04
0,560	0,44				1,00
Примечание – Использовать интерполяцию как в таблице 2.12

Таблица 10.2 – Значения параметра е и коэффициентов X, Y для самоустанавливающихся радиально-сферических подшипников

е	Однорядные				Двухрядные
	X	Y	X	Y	X	Y	X	Y
1,5tgα	1,00	0,42ctgα	0,40	0,40ctgα	1,00	0,42ctgα	0,65	0,65ctgα
Примечание – Использовать интерполяцию как в таблице 2.12

е) для наиболее нагруженного из двух опор подшипника определяют номинальную долговечность (ресурс) в миллионах оборотов

или в часах

где р – показатель степени долговечности, для шарикоподшипников принимают равным 3, а для роликоподшипников – 10/3;

n_i – частота вращения i-го вала;

ж) сравнивают полученный ресурс с заданным в техническом задании на курсовое проектирование (см. п 1.2, Варианты заданий на курсовое проектирование). Если полученная долговечность меньше заданной или больше ее более чем в 10 раз, принимают другой подходящий типоразмер подшипника, а все построения трехмерных моделей и расчеты валов начиная с п. 7 (Выбор подшипников и построение сборок трехмерных моделей валов) повторяют.