Зависимость между грузоподъемностью и долговечностью подшипников качения
Лекция №15
Зависимость между грузоподъемностью и долговечностью подшипников качения
Подшипники качения не могут служить бесконечно долго, даже если они достаточно хорошо предохранены от износа и коррозии. Критерием работоспособности в этих случаях является усталостное выкрашивание поверхностных слоев. Кривая усталости для подшипников имеет вид гиперболы (рис 15.1) и описывается уравнением
,
где х=9– для шариковых подшипников;
х=10– для роликовых подшипников.
На основе больших экспериментальных данных установлена зависимость между эквивалентной динамической нагрузкой Р для подшипника и его динамической грузоподъемностью С
, (15.1)
Рекомендуемые материалы
где L – долговечность подшипника в миллионах оборотов; n=3 – для шарикоподшипников; n=10/3 – для роликоподшипников.
Формула (15.1) справедлива при частоте вращения кольца n>10 мин-1, но не превышающей предельной частоты вращения данного подшипника, приводимой в каталоге. При n=1…10 мин-1 расчет подшипника производится для n=10 мин-1.
Эквивалентной динамической нагрузкой P для радиальных и радиально-упорных подшипников качения называется такая постоянная радиальная нагрузка, которая при действии на подшипник с вращающимся внутренним кольцом и неподвижным наружным обеспечивает ту же долговечность, которую данный подшипник имеет при действительных условиях нагружения и вращения.
Динамической грузоподъемностью С радиального и радиально-упорного подшипника качения называется такая постоянная радиальная нагрузка, которую группа идентичных подшипников при неподвижном наружном кольце сможет выдержать в течение расчетного срока службы, исчисляемого в 1 миллион оборотов внутреннего кольца. Она выбирается по каталогу.
При расчете подшипников принято за расчетный или гарантированный ресурс принимать такое число часов работы, которое выдерживает 90% всех подшипников, то есть 10% подобранных по существующим нормам подшипников могут простоять в машине меньше требуемого срока. Однако средний ресурс в 3…5 раз превышает расчетный, а максимальный ещё в несколько раз превышает средний. Фактически выбраковывается значительно меньше подшипников, так как большинство подшипников в машинах недогружены.
Долговечность подшипника может быть определена в часах
,
где n – частота вращения внутреннего кольца.
При определении эквивалентной динамической нагрузки P учитывают тип подшипника, значения радиальной и осевой нагрузок на подшипник, характер действия этих нагрузок, температуру нагрева подшипника и какое кольцо вращается:
– для упорно-радиальных шарико- и роликоподшипников;
– для радиальных роликоподшипников;
– для упорных подшипников,
где Fr и Fa – постоянные по значению и направлению радиальная и осевая нагрузки на подшипник;
X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, учитывающие их значение;
V – коэффициент вращения, учитывающий какое кольцо вращается – внутреннее или наружное: V=1 – при вращении внутреннего кольца;
V=1,2 – при вращении наружного кольца;
ks - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на подшипник;
kT – температурный коэффициент, учитывающий рабочую температуру подшипника, если она превышает 1000 С.
Из-за радиального зазора в подшипнике при отсутствии осевой нагрузки имеет место повышенная неравномерность нагружения тел качения. С увеличением осевой нагрузки, при постоянной радиальной, происходит выборка зазора и нагрузка на тела качения распределяется более равномерно. До некоторого значения 
- это компенсирует увеличение общей нагрузки на подшипнике с ростом осевой нагрузки Fa (значения e – коэффициента осевого нагружения приведены в каталоге). В этом случае осевая нагрузка не снижает долговечность подшипника и расчет ведут на действие как бы одной радиальной нагрузки, то есть принимают Х=1 и Y=0. Если
, то значения X и Y выбирают по каталогу.
При установке вала на двух радиальных или радиально-упорных подшипниках нерегулируемых типов внешнюю осевую нагрузку воспринимает один из них, причем в том направлении, в котором он ограничивает осевое перемещение вала. При определении осевых нагрузок на радиально-упорные подшипники регулируемых типов следует учитывать осевую силу S, возникающую под действием радиальной нагрузки из-за наклона контактных линий,
которая представляет собой минимальную осевую силу, действующую на радиально-упорный регулируемый подшипник при заданной радиальной нагрузке. Для нормальной работы подшипника должно выполняться условие
Fa³S,
где S=eFr – для шарикоподшипников; S=0,83eFr – для роликоподшипников.
Таким образом, расчетная осевая нагрузка на подшипник складывается из внешней нагрузки на вал и осевой составляющей от другого радиально-упорного подшипника на вал.
Рассмотрим схематично вал, нагруженный радиальной силой Fr и осевой нагрузкой FА (рис. 15.2). Условие равновесия вала
, (15.2).
гдеFa1 и Fa2 – осевые реакции на подшипниках
Дополнительные условия 
и 
.
Для нахождения решения в одной из опор осевая реакция принимается равной минимальной, то есть Fa=S.
Задаемся Fa1=S1, тогда из (15.2) 
или 
. Осевая сила найдена правильно, если 
. Для случая, когда
, следует принять Fa2=S2, тогда 
и 
.
Причем условие будет обязательно выполнено.
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
1. По ориентировочно рассчитанным валам подбирается типоразмер подшипника с его геометрическими размерами и характеристиками (C, X, Y, e).
2. По действующим нагрузкам в зацеплении определяются радиальные реакции в опорах.
3. Определяются осевые реакции в опорах Fa1 и Fa2.
4. Определяется эквивалентная нагрузка P .
5. Определяется долговечность подшипника в млн. оборотов 
.
6. Определяется долговечность подшипника в часах 
7. Сравнивается расчетная долговечность Lh с заданной. Должно быть
Lh расч ³ Lh задан.
Подбор подшипников по статической грузоподъемности
Его производят при частоте вращения n £ 1 мин-1 по условию
P0 £ C0.
Здесь P0 – эквивалентная статическая нагрузка;
(но не меньше, чем P0=Fr),
где X0 и Y0 – коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузки;
C0 – статическая грузоподъемность.
Под допускаемой статической грузоподъемностью понимается такая статическая нагрузка, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения. Значения C0 указаны в каталогах для каждого типоразмера подшипника.
Посадки подшипников
В системе соединений колец подшипников с валом и корпусом кольца принимают за основные детали, допускаемые отклонения которых назначаются независимо от потребного характера посадок. Различные посадки обеспечиваются выбором соответствующих отклонений типов валов и отверстий корпусов. Таким образом, посадки внутренних колец подшипников осуществляют по системе отверстия, а наружных по системе вала.
Общие условия выбора посадок таковы:
1. Посадка не должна допускать обкатывания колец или образования зазоров на посадочных поверхностях;
2. Натяг должен быть минимальным, чтобы не сильно изменялись зазоры
между кольцами и телами качения.
Поэтому при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном последнее устанавливают в корпус с минимальным нулевым зазором (посадка H7), а внутреннее кольцо на вал сажают с небольшим натягом (посадка k6). Это обеспечивает отсутствие проворачивания внутреннего кольца относительно вала и равномерный износ дорожки наружного кольца.
Влияние режимов работы на выбор подшипниковой посадки таково:
1) чем больше нагрузка и чем сильнее толчки, тем более плотными должны быть посадки;
2) чем выше частоты вращения, тем посадки должны быть более свободными, т. к. при высоких частотах вращения, как правило, нагрузки меньше, температурные деформации больше, а зазоры в подшипниках должны выдерживаться точнее.
Смазка подшипников качения
Смазка необходима для уменьшения потерь на трение, для теплоотвода от рабочих поверхностей и предохранения от коррозии.
Потери на трение в подшипниках складываются из следующих составляющих:
1) трение между телами качения и кольцами;
2) трение тел качения о сепаратор и сепаратора о кольца;
3) трение в уплотнителях, особенно контактных;
4) сопротивление масла.
Момент трения в подшипнике обычно рекомендуется определять по простейшим зависимостям
,
где f=0,001…0,004 – коэффициент трения для шарика;
f=0,002…0,01 – коэффициент трения для ролика.
В качестве смазки подшипников применяют пластичные смазки и жидкие минеральные и синтетические масла. Пластичные смазки получили широкое применение в подшипниках в связи с облегчением обслуживания и с уменьшением расхода смазки по сравнению с нециркуляционной жидкой смазкой. Наиболее целесообразно изменять пластичные смазки для подшипников с плохим доступом для обслуживания, работающих в загрязненной среде. Жидкие смазки применяют при необходимости минимальных потерь на трение, при высоких температурах.
Применяют следующие способы смазки жидкими маслами:
1. Смазка окунанием в масляную ванну. Уровень масла во избежание повышенных потерь должен быть не выше центра нижнего шарика;
2. Смазка разбрызгиванием. Масло захватывается и разбрызгивается специальными дисками, причем в корпусе создается масляный туман;
3. Циркуляционной смазкой под давлением;
4. Масляный туман. Для особо быстроходных подшипников.
Мероприятия по повышению долговечности подшипников
В авиационных изделиях часто нужно иметь подшипники с большей динамической грузоподъемностью, чем по каталогу.
Динамическую грузоподъемность авиационных подшипников Сав стандартных типов можно определить по зависимости
Сав=С kкач,
Рекомендуем посмотреть лекцию "13 Русская философия".
где С – каталожное значение динамической грузоподъемности; kкач – коэффициент повышения грузоподъемности авиационного подшипника, полученный по рекомендации ВНИИПА.
Динамическую грузоподъемность можно повысить:
1) применением бомбинированных роликов в цилиндрических и конических роликоподшипниках;
2) применением подшипников более высоких классов точности;
3) применением особо чистых подшипниковых сталей;
4) применением оптимальных условий смазки.
