Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 66
Текст из файла (страница 66)
16,5 значения Х и У различны в зависимости от отношения Е,ЯГГ„). Объясняется это тем, что до некоторых пределов, равйых коэффициенту этого отношения е, дополнительная осевая нагрузка не ухудшает условия работы подшипника. Она уменьшает радиальный зазор в подшипнике и выравнивает распределение нагрузки (в том числе радиальной) по телам качения. 335 0,014 0,028 0,056 0,084 0,1 1 0,17 0,28 0,42 0,56 0,014 0,029 0,057 0,086 0,1 1 О,!7 0,29 0,43 0,57 0,19 0,22 0,26 0,28 1,30 0,34 0,38 0,42 0,44 0,30 0,34 0,37 0,4! 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54 0,68 0,95 1,5 с!8ос о по огу) 2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 1,8! 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,14 1,01 1,00 0,87 0;66 0,4с!8и (можн катал Ьйр:ИшгзаиК-от.пагод.ги зозсХт®и1.Ьу ~сд:464840172 Учет переменности режима нагрузки принято выполнять путем замены нагрузки Р в формуле (16.27) эквивалентной нагрузкой Ре (16.30) где Р,.
— по формуле (16.29) для каждого уровня нагрузки (см., например, циклограмму на рис. 8.41); Х, — число млн. оборотов при нагрузке Р, Вывод формулы (16.30) аналогичен выводу формулы (8.63) для зубчатых передач. Только формула (8.63) разрешена относительно эквивалентного числа циклов Жн , а формула (16.30) — эквивалентной нагрузки Ре.
Это усложняет расчеты, так как не позволяет использовать результаты предыдущих расчетов, например зубчатых колес, для последующего расчета подшипников. Кроме того, для расчета по формуле (16.30) необходимо знать циклограмму нагружения, которая известна лишь в редких случаях. В гл. 8 показано, что расчет упрощается, если использовать графики типовых режимов рис. 8.42 и формулу (8.63).
Учитывая линейную зависимость Мн и Х.„для подшипников формулу (8.64) можно записать в виде Х-'ье Рн Х ь! (16.31) ~ где Х.„ †эквивалентн долговечность, ч; Х.„ †суммарн время работы подшипника, ч; и — коэффициент режима нагрузки (см. табл, 8.10, где вместо т/2=3 будет р=3). При известном Х,„е по формуле (16.28) находим Х.я=60 10 пХ„е млн. об. (16.32) Значение Х, используют при расчете по формуле (16,27), принимая Х,=Х, и Р равной максимальной из расчетных нагрузок. Проверка и подбор подшипников по статической грузоподъемности.
По уравнению (16.27) нагрузка Р растет с уменьшением ресурса Х, и теоретически не имеет ограничения. Практически нагрузка ограничена потерей статической прочности, или так называемой статической грузоподъемностью. Статическую грузоподъемность используют для подбора подшипников при малых частотах вращения н < 1 мин ', когда число циклов нагружений мало и не вызывает усталостных разрушений, а также для проверки подшипников, рассчитанньчх по динамической грузоподъемности.
Условие проверки и подбора РО «~ Со * В формуле (16 31) не учтено, что для некоторых уровней нагрузки коэффициент У 1см. табл. 16.5) может иметь разные значения. Однако это не вносит сушественных погрешностей в расчет (не более 3.. 4%). В то же время наши знания о реальном режиме нагружения только приближенно отражаются типовыми режимами или циклограммами 336 Ийр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 где Ро — эквивалентная статическая нагрузка; Со — статическая грузоподъемность.
Под статической грузоподьемностью понимают такую статическую силу, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения. При этом под Со понимают радиальную силу для радиальных и радиально-упорных подшипников, осевую силу для упорных и упорно-радиальных. Значения Со указаны в каталогах для каждого типоразмера подшипника (см.
табл. 16.2). Эквивалентная статическая нагрузка Ро=ХоГ,+ ЮГ„но не меньше чем Ро=Г„16,33 где Г, и Г, — радиальная и осевая силы; Хо и Уо— коэффициенты радиальной и осевой статических сил (см. каталог). Ро=Г, для упорных подшипников. Например: 1) ХО=О,б и Ко — — 0,5 — радиальные шарикоподшипники однорядные и двухрядные; 2) Хо —— 0,5 и Уо — — 0,47...0,28 (при и=12...3б' соответственно) — радиально- упорные шарикоподшипники; 3) Хо=0,5 и КО=0„22с18а — конические и самоустанавливающиеся шарикои роликоподшипники.
Предельная быстроходность подшипник». Ограничивается указанной в каталоге предельной частотой вращения п . Это наибольшая частота вращения'; за пределами которой расчетная долговечность не гарантируется. Исследованиями установлено, что интенсивность износа и потери на трение в подшипниках качения связаны с окружной скоростью. Поэтому для оценки предельной быстроходности принят условный скоростной параметр (пропорциональный окружной скорости) ~0 п)=соп81, где Π— диаметр окружности центров тел качения, мм; ив частота вращения, мин Допускаемое значение 1 0 п~ зависит от конструктивных и эксплуатационных параметров: тип подшипника, типа сепаратора, класса точности, типа смазки и др, Например, подшипник шариковый радиальный однорядный со стальным штампованным сепаратором классов точности 0 и б [.0 и)= 5,5 10~ при жидкой и 4,5 10~ при пластичной смазках; шариковый упорный однорядный и при тех же параметрах 11) в]=1,8 10' и 1,3 10'.
При известном ~0 п') определяют п„, для каждого типоразмера подшипника, который указан в каталогах. Особенности расчета нагрузки радиально-упорных подшипников связаны с наклоном контактных линий на угол х к торцовой плоскости подшипника 1'см. рис.
16.13 и 16.18). На рис. 16.18 в качестве примера изображены конструктивная а и расчетная б схемы для подшипников вала конической п1естерни 1см. рис. 8.30). Нагрузки в зацеплении приведены 337 Ийр:ИгигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 а) Р„; Рис. 16.18 а оси вала: и",и=, /Р~+~~, ее =и Ы„,~2, где г„г, и и".— -до формулам (8.37) или (8.46)...(8.48), Нагрузка на конец вала--Ем.
Радиальные нагрузки подшипников Г,~ и Г„2 определяют обычным способом по двум уравнениям равновесия: ~ У=О и ~М=О. Здесь отметим только, что Г„и Г„, приложены в точках пересечения контактных нормалей с осью вала. Расстояние между этими точками зависит от схемы расположения подшипников и значения угла а. Если каждый подшипник на рис.
16.18 развернуть в плоскости чертежа на 180' с соответствующим изменением положения упорных буртико в, то точки приложения сил Г„, и Е„сместятся внутрь, расстояние между ними (как плечо действия сил) уменьшится, а силы Е„и Г„2 возрастут — неблагоприятный вариант. Для определения двух осевых нагрузок Е„и Г.2 имеем только одно уравнение ~~ Х=О, или Рд Рд~ + Рд2 0 (16.34) В общем случае Г„не равна Г„, поэтому для решения нужны дополнительные условия.
Рассмотрим эти условия. Наклон контактных линий в радиально-упорных подшипниках приводит к тому, что радиальные нагрузки Г, сопровождаются внутренними осевыми силами 5, которые стремятся раздвинуть кольца подшипника в осевом направлении (рис. 16.18, в). Этому препятствуют упорные буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями Г„и Е„. Очевидно, должно быть а д1 > 51 И Гд2 > ад 2 (16.35) иначе кольца раздвинутся (расчет сил 5 см.
ниже). Кроме того, для решения задачи принимают, что в одном из подшипников осевая сила равна минимально возможной 338 Ьйр:ИшгзатК-бт.пагод.ги зозс1т®и1.Ьу 1сд:464840172 по условию нераздвигания колец, т. е. Г„ =5;. Так как неизвестно, в каком из подшипников соблюдается это условие, задачу решаем методом попыток*. Например, при Г„= 5, получим Га2 ~51 Газ (16.36) и если при этом Г„>52, то осевые силы определены правильно. Если Г,2 с $2, то принимают Г.2 = 52 и находят Га1 ~2 + Га' (16.37) При этом обязательно выполняется условие Г„>5„так как при Г„=51 было Г,2<52, а при увеличении Г,2 должна увеличиваться и Г„'1см.
уравнение (16.34)~. Значение сил 5 зависит от типа подшипника, угла сг и условий сборки или регулировки подшипников. Если подшипники собраны с большим зазором, то всю нагрузку воспригимает только один или два ролика. При этом (рис. 16.18,в) $;=1".„фи, где 1' — в общем случа~ номер опоры. Большие зазоры приводят к быстрому разрушению подшипников и поэтому недопустимы. Обычно устанавливают зазоры, близкие к нулю. В этом случае под нагрузкой находится примерно половина тел качения, а суммарная осевая состав- ляющая $; = еГ„для радиально-упорных шариковых, 5; = 0,83еГ„для конических роликоподшипников, где е †параме осевой нагрузки (см.
табл. 16,5). (16.38) Вопросы для самоподготовки * См.: Иванов В. Н., Баринова В. С. Выбор и расчет подшипников качения. МВТУ, 1981. 339 1. Почему подшипники качения получили преимущественное распространение? Их преимущества и недостатки. 2. Основные типы подшипников качения. 3. Зачем нужен сепаратор в подшипнике? 4. Как распределяется радиальная нагрузка по телам качения подшипника? 5. Где больше контактные напряжения: у внутреннего или наружного кольца радиального подшипника-- и почему? 6. Почему выгоднее вращение внутреннего кольца? 7.
Чему равна окружная скорость сепаратора в зависимости от окружной скорости вала? 8. К каким вредным последствиям приводит разноразмерность диаметров тел качения? 9. С чем связаны ограничения частоты вращения подшипников в ГОСТе' ? Для каких типов подшипников допускаемые значения меньше? 10. Какие виды разрушения наблюдаются у подшипников качения и по каким критериям работоспособности их рассчитывают? 11. Что такое динамическая С и статическая Са грузоподъемности подшипника? 12. Что такое эквивалентная нагрузка Р подшипника? Ьйр:ПКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 13.
Какой зависимостью связаны С и Р с ресурсом Ь наработки подшипника? 14. Как учитывают надежность, качество материала и условия эксплуатации при определении ресурса В. подшипника? 15. Условие подбора подшипника по динамической грузоподъемности. 16. Как учитывают переменность режима нагрузки? 17. При каких условиях эксплуатации подшипники подбирают по статической грузоподъемности? 18. Условие подбора подшипников по статической грузоподъемности. 19. Какие особенности расчета осевой нагрузки пары радиально-упорных подшипников? Пример 16.2.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
