Классификация подшипников качения.

 

1. По форме тел качения:

а) шариковые;

б) роликовые (с коротким цилиндрическим роликом, конические, бочкообразные, игольчатые, витые).

2. По направлению воспринимаемых сил:

а) радиальные, воспринимающие преимущественно радиальные нагрузки;

б) радиально-упорные, воспринимающие одновременно действующие радиальные и осевые нагрузки;

в) упорные, воспринимающие только осевые силы.

3. По способности самоустановки:

а) самоустанавливающиеся;

б) несамоустанавливающиеся.

4. По числу рядов тел качения:

а) однорядные;

б) двухрядные;

в) многорядные.

 

Расшифровка номера подшипника.

Порядок отсчета цифр в условном обозначении подшипника ведется справо налево. Первые две цифры справа обозначают внутренний диаметр подшипников диаметром от 20 до 495 мм, причем обозначение получается путем деления значения диаметра на 5. Подшипники с внутренним диаметром 10 мм обозначается 00; 12мм – 01, 15мм – 02; 17мм – 03.

Третья цифра справа указывает серию подшипника по диаметру, например:

8 или 9 – сверх легкая

1 или 7 – особо легкая

2 или 5 – легкая

3 или 6 – средняя

4 – тяжелая

Четвертая цифра справа определяет тип подшипника, например:

0 – шариковый радиальный;

1 – шариковый радиальный двухрядный сферический самоустанавливающий (рис.29,г);

2 – цилиндрический роликовый радиальный с короткими роликами (рис.29,а);

3 – радиальный роликовый двухрядный сферический самоустанавливающий;

4 – радиальный роликовый с длинным цилиндрическим роликом;

5 – радиальный роликовый (витой ролик);

6 – шариковый радиально-упорный (рис.29,в);

7 – конический роликовый радиально-упорный (рис.29, б)

8 – упорный шариковый;

9 – упорный роликовый.

5 и 6 цифра справа обозначают конструктивную разновидность подшипника.

7 цифра слева указывает серию подшипника по ширине, например:

1 – нормальная;

2 – широкая;

3,4 – особо широкая;

7 – узкая.

 

Конструкция подшипников качения.

 

 

Рис.17.2

 

Выбор типа и размеров подшипников качения определяется следующими основными факторами:

– характером нагрузки (постоянная, переменная, ударная), ее величиной и направлением;

– диаметром вала и частотой его вращения;

– долговечностью подшипника и млн. оборотов или часах.

Эквивалентную динамическую нагрузку Р вычисляют по формуле:

P = (XVF_r + YF_a)K_б K_т [H] (87)

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V – коэффициент вращения (при вращении относительно вектора нагрузки внутреннего кольца V = 1, наружного кольца V = 1,2);

F_r – радиальная нагрузка, [H];

F_а – осевая нагрузка, [H];

K_б – коэффициент безопасности (для редукторов K_б = 1,3...1,5);

K_т – температурный коэффициент (при t до 100⁰С K_т = 1).

Расчет по формуле (87) ведут с учетом следующего:

– для цилиндрических роликовых подшипников F_а = 0, Х = 1;

– для упорных подшипников F_r = 0, Y = 1;

– для шариковых радиальных, радиально-упорных и конических роликовых подшипников Х = 2, Y = 0, если F_а/(V F_r)£e (расчет ведется только по радиальной нагрузке), если F_а/(V F_r) > e значения коэффициентов X и Y определяется по каталогу на подшипники (е – вспомогательный коэффициент, указанный в каталоге).

При определении осевых нагрузок F_а, действующих на радиально-упорные подшипники, помимо внешней осевой силы А следует учитывать осевые составляющие S реакций подшипников, возникающие под действием радиальных нагрузок F_r . Эти составляющие вычисляются по формулам:

для радиально-упорных шарикоподшипников

S = e F_r (88)

для конических роликоподшипников

S =0,83 e F_r (89)

Суммарная осевая нагрузка на подшипник зависит от условий его нагружения.

F_r2 F_r1

 

S₂ S₁

2 1

A

 

Рис.17.3

 

На рис.30 показана схема вала, установленного на двух радиально – упорных подшипниках, причем индексом 2 обозначен подшипник, воспринимающий внешнюю осевую силу А. При такой индексации сила А и осевая составляющая S₁ реакции подшипника 1 всегда направлены в одну сторону и суммарные осевые нагрузки F_а1 и F_а2 будут зависеть от соотношения А + S₁ и S₂. Если А + S₁ > S₂, то вал сдвинется ко второму подшипнику, осевая сила А + S₁ создает на втором подшипнике радиальную силу, уравновешивающую внешнюю радиальную нагрузку и осевая составляющая S₂ перестает существовать. Тогда осевая нагрузка на первый подшипник останется равной S₁ , а суммарная осевая нагрузка на второй подшипник будет равна А + S₁ . Если А + S₁ < S₂, то вал сдвинется к первому подшипнику, составляющая S₁ перестает существовать, осевая нагрузка на второй подшипник останется равной S₂, а суммарная осевая нагрузка на первый подшипник будет равна S₂ – А. Итак,

если А + S₁ > S₂, то F_а1 = S₁, F_а2 = А + S₁

если А + S₁ < S₂, то F_а1 = S₂ – A, F_а2 = S₂

Радиальную реакцию радиально-упорного подшипника полагают приложенной в точке О пересечения с осью вала нормали в середине контактной площадки (см. рис.29 б,в). Положение точки О определяется размером а, вычисляемым для однорядных подшипников по формулам:

для радиально-упорных шарикоподшипников

 

а = 0,5В + 0,25(d +D)tga [мм] (90)

 

для конических роликоподшипников

e

а = 0,5Т + (d +D) [мм] (91)

 

где а – расстояние от торца клейменого подшипника до точки приложения радиальной реакции;

В, d, D, T – размеры подшипника;

a - угол контакта;

е – вспомогательный коэффициент, указанный в каталоге.

Таким образом, для определения радиальных реакций радиально – упорных подшипников необходимо сначала сделать предварительный выбор подшипников, затем произвести эскизную компоновку узла, далее определить реакции опор, собственные осевые составляющие S от действия радиальных нагрузок, суммарные осевые нагрузки, действующие на каждую опору, и затем выполнить проверочный расчет более нагруженного подшипника на долговечность (технический ресурс).

Долговечность L в млн. оборотов, динамическая нагрузка Р связаны эмпирической зависимостью:

C ^m

L = [млн. об.] (92)

P

где m = 3 для шарикоподшипников

m = для роликоподшипников

Долговечность L_n в часах вычисляется так:

 

L^.10⁶

L_n = [часах] (92)

60n

где n – частота вращения вала на котором установлены подшипники [мин ^–1].

 

 

Лекция 18

Ременные передачи.

Р е м е н н о й п е р е д а ч е й называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения при помощи шкивов, закрепленных на валах, и бесконечной гибкой связи – приводного ремня, охватывающего шкивы.

Ременные передачи применяются почти во всех отраслях машиностроения и являются одним из старейших видов механических передач. В автомобилях, транспортерах и станках.

 

Достоинства:

1. Простота конструкции и эксплуатации;

2. Плавность и бесшумность работы;

3. Возможность передачи вращения валами, удаленными на большие расстояния (до 15м и более);

4. Невысокая стоимость.

 

Недостатки:

1. Малая долговечность приводных ремней;

2. Сравнительно большие габариты;

3. Высокие нагрузки на валы и их опоры;

4. Непостоянство передаточного числа большинства ременных передач.

 

Классификация.

 

В зависимости от профиля сечения ремня передачи можно классифицировать следующим образом:

б) плоскоременная (рис.18,б);

в) клиноременная (рис.18,в);

г) поликлиноременная (рис.18,г);

д) круглоременная (рис.18,д);

е) зубчато-ременная (рис.18,е).

 

Первые четыре являются передачами трения, последняя – передача зацеплением.

В современном машиностроении наибольшее применение имеют клиноременные передачи; увеличивается применение поликлиновых 4 зубчатых ремней, а также плоских ремней из синтетических материалов, обладающих высокой статической прочностью и долговечностью. Круглоременные передачи применяют при небольших мощностях, например, в приборах, машинах домашнего обихода.

 

 

 

Рис.18.1