Быстроходность и грузоподъемность подшипников качения

С ростом частоты вращения колец подшипников увеличивается температура контактных поверхностей, растут потери на трение скольжения тел качения о сепаратор, а также потери за счет сил инерции. Всё это снижает сопротивление разрушениям вследствие раз­вития усталостных трещин и возникновения местного схватывания на контактных поверхностях подшипников. С ростом частоты вращения увеличивается вероятность отказов, связанных с разрушением сепараторов. Для обеспечения необходимой надежности работы в каталогах под­шипников указаны предельные частоты вращения, т.е. ограниченная быстроходность подшипников.

Предельную быстроходность подшипников оценивают условным скоростным параметром [ d_m*n ], т.е. произведением диаметра окружности “d_m”, на которой расположены цент­ры тел качения, и частоты вращения кольца подшипника “ n”.

Параметр [ d_m*n ] зависит от: типа подшипника, точности его изготов­ления и монтажа в узле,

конструкции и материала сепаратора и вида смазки.

Прочность – основной критерий работоспособности не вращающихся и медленно вращающихся (n < 1об/мин) подшипников качения. Поэтому эти подшипники рассчитывают на статическую грузоподъемность.

Статической грузоподъемностью называется нагрузка С₀, которая вызывает общую остаточ. деформацию наиболее нагруж-ого тела качения с дорожкой качения, равную d_w×10 ^{– 4} (d_w – диаметр тела качения). Значения статиче­ской грузоподъемности приводят в каталогах подшипников качения.

Если на подшипник действуют одновременно осевая и радиальная силы, то определяют результирующую нагруз­ку P_e. Подшипник считается выбранным правильно, если выполнено условие: P_e C₀ .

долговечность по усталостному выкрашиванию дорожек качения – основ­ной критерий работоспособности для подшипников качения, вращающихся с частотой n >1 об/мин. Поэтому эти подшип­ники рассчитывают по динамической грузоподъемности в соответствии с ГОСТ 18855–82.

Д инамическая грузоподъемность С – величина пост. нагрузки, которую может выдержать подшипник в течении 1 млн. циклов нагружения

где P_e – эквивалентная динамическая нагрузка, кН;

L – долго­вечность, млн. об;

m – показатель степени; для шарикоподшипников m = 3; для роликоподшипников m = 10/3.

Подшипники качения, работающие при час­тоте вращения от 1об/мин до 10 об/мин, рассчитывают на долговечность по усталостному выкрашиванию дорожек качения. При этом принимают частоту вращения кольца подшипника равную n=10 об/мин

 

39. Подшипники качения: назначение, конструкция, выбор типа подшипника для опор вала, проектный и проверочный расчеты подшипников качения.

Опоры валов, в которых трение скольжения заменено трением качения, лишены недостатков, присущих опорам скольжения, и имеют по сравнению с ними следующие преимущества:

1) меньшие моменты сил трения (в 5..10 раз);

2) менее сложный уход, т.е. экономичнее в эк­сплуатации;

3) меньший расход смазки;

4) значительно более высокую степень стандартизации;

5) централизованное массовое производ­ство и низкую стоимость.

К недостаткам подшипников качения следует отнести:

· большие радиальные размеры;

· меньшую демпфирующую способность;

· ограниченную возможность работы при больших угловых скоростях и тяжелых нагрузках.

Подшипник качения (рис. 3.1,б)состоит из:

наружного кольца 1 (наружное кольцо устанав­ливают в корпус машины) и

внутреннего кольца 2 (внутреннее кольцо устанав­ливают на вал);

тел качения 3 (шариков или роликов), катящихся по беговым дорожкам колец;

сепаратора 4 – специальной детали, удерживающей тела качения на равных, постоянных расстояниях одно от другого.

 

Назначение подшипника – уменьшать трение между движущейся и неподвижной частями машины, так как с трением связаны потери энергии, нагрев и износ.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес в редукторах общего назначения применяют, чаще всего, шариковые радиальные однорядные подшипники (см. рис. 3.2, а). Первоначально выбирают подшипники легкой серии. Если при последу­ющем проверочном расчете грузоподъемность подшипника окажется не­достаточной, то выбирают подшипник средней серии. При чрезмерно больших размерах шарикоподшипников применяют роликовые подшипники.

Конические и червячные колеса должны быть точно и же­стко зафиксированы в осевом направлении. Поскольку шариковые ра­диальные подшипники обладают малой осевой жесткостью, то в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес исполь­зуют радиально-упорные роликовые подшипники (иначе их называют “конические подшипники”, см. рис. 3.2, ж) [8, с. 29].

Для опор вала конической шестерни применяют в основном ко­нические подшипники (см. рис. 3.2, ж). При очень высокой частоте вращения вала-шестерни (свыше 1500 об/мин) используют шариковые радиально-упорные подшипники (см. рис. 3.2, е).

Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами, поэтому в качестве опор червяка применяют конические подшипники (см. рис. 3.2, ж). При длительной непрерывной работе передачи в качестве опор червяка используют радиально-упорные шариковые под­шипники с целью снижения тепловыделений (см. рис. 3.2, е).

Для опор плавающих валов шевронных и косозубых раздвоенных передач применяют ра­диальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (см. рис. 3.2, б).

В большинстве случаев валы в механических передачах должны быть зафиксированы в опорах от осевых перемещений. По способности фиксировать осевое положение вала все опоры делят на фиксирующие и плавающие опоры.

Фикси­рующая опора ограничивает осевое перемещение вала в обоих направлениях и воспринимает не только радиальную, но и осевую нагрузку любого знака.

Плавающая опора не ограничивает осевого перемещения вала и воспринимает только радиальные усилия.

На рис. 3.4 показаны наиболее применимые схемы установки подшипников качения на валы механических передач.

 

Рис. 3.4. Схемы установки подшипников в опорах валов передач:

а, б – обе опоры вала являются фиксирующими; в, г – опора 1

является фиксирующей, а вторая опора вала – плавающая

При расстоянии между опорами вала L до 350 мм широко используют схемы установки подшипников враспор (см. рис. 3.4, а) и врастяжку (см. рис. 3.4, б). Осевое фиксирование валов по этим схемам происходит в обеих опорах, но в каждой опоре ограничение осевых перемещений вала осуществляется только в одном направлении. Каждая опора этих валов способна воспринимать осевую силу только одного знака (направления).

При установке вала на опорах по схеме врастяжку (см. рис. 3.4, б) ве­роятность защемления подшипников вследствие температурных деформаций вала меньше, так как при удлинении вала осевой зазор в подшипниках увеличивается. Поэтому расстояние между опорами может быть не­сколько больше, чем для схемы враспор: до (8...10)d. Более длинные валы устанавливать по схеме врастяжкуне рекомендуют, так как из-за температурных деформаций вала в подшипниках могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников.

Схемы опор валов, показанные на рис. 3.4, в, г, используют при любом расстояния между опорами. Регулирования зазоров в подшипниках, установленных по этим схемам, не требуется.

Осевую фиксацию вала по схеме“в” широко используют в коробках передач, редукторах и в качестве опор приводных валов ленточных и цепных конвейеров.

Осевую фиксацию валов по схеме “г” применяют в цилиндрических, конических, зубчатых и червячных передачах.

Регулирование зазоров в подшипниках, установленных по схемама, б, г происходит за счет перемещений внутренних или наружных колец подшипников.

При выборе схемы установки подшипников на валы учитывают следующие рекомендации [8, с.30]:

1) подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Поэтому ес­ли опоры вала нагружены радиальными силами и осевой силой, то в ка­честве плавающей опоры выбирают ту, которая нагружена большей радиальной силой;

2) при температурных колебаниях плавающий под­шипник перемещается в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала. Так как это перемещение может происходить под нагрузкой, то поверхность отверстия в корпусе (под подшипник) изнашивается. Поэтому при действии на опоры вала только радиальных сил в качестве плавающей опоры выбирают менее нагруженную опору;

3) если выходной конец вала (хвостовик) соединён с другим валом муфтой, то в качестве фиксирующей опоры принимают опору вблизи хвостовика вала или выбирают муфту, допускающую осевые перемещения валов.

Валы монтируют на радиально–упорных шариковых или роликовых подшипниках, устанавливаемых враспор, если подшипники нагружены радиальными и значительными осевы­ми силами обоих знаков. Такая конструкция опорных узлов допустима при величине угла контакта подшипника до 12° и расстоянии между опорами вала не более:

, (3.2)

где С – эмпирический коэффициент; С = 35 мм^1/2 для узлов с шариковыми радиально–упорными подшипниками; С = 50 мм¹/² для узлов на конических роликоподшипниках;

d_п – ди­аметр вала под подшипником, мм.

Осевой зазор в таких узлах регулируют при сборке наборами тонких металличе­ских прокладок, устанавливаемыми между корпусом и фланцем под­шипниковой крышки (каждая прокладка имеет толщину 0,05...0,50 мм).

При расстоянии между опорами вала, превышающем рассчитанное по ф. (3.2), одну опору выполняют фиксирующей (например, два радиально–упорных подшипника, установленных враспор), а другуюопору конструируют плавающей.

В редукторах с цилиндрическими шевронными колесами (или со сдвоенными косозубыми колесами) подшипники одного вала фиксируют относительно корпуса в осевом направлении, а другой вал устанавливают на плавающих опорах (рис. 3.5). Это позволяет зубьям парных колёс самоустанавливаться друг относительно друга, компенсируя погрешности изготовления и монтажа передачи.

В плавающих опорах валов часто используют роликопод­шипники радиальные без бортов на одном из колец (см. рис. 3.5). Эти подшипники очень чувствительны к осевым перемещениям вала. Наружные и внутренние кольца подшипников закрепляют в корпусе и на валу с обеих сторон (каждое кольцо). “Плавание” вала происходит за счет его перемещения относительно колец без бортов.