Главная Обратная связь

Дисциплины:






Подбор и расчет подшипников качения



5.1 Общие положения методики подбора и расчета подшипников качения

Для выбора подшипников качения и определения их рабочего ресурса при проектировании и расчете опорных узлов редукторных валов необходимо учитывать эксплуатационные условия, характер и величину нагрузок, воспринимаемых опорами.

На основе анализа нагрузок конструктор намечает тип подшипника: радиальный, радиально-упорный, упорный (см. таблицу 1) и его номер в соответствии с диаметром цапфы. Выбранный подшипник должен обладать необходимой нормативной долговечностью, согласованной с ресурсом работы данной машины или механизма. Например, для зубчатых редукторов установлен срок службы 36000 час., для черевячных 20000 час. Для подшипников таких редукторов минимальный ресурс рекомендуется соответственно 10000 и 5000 час., желательно предусматривать его таким же, как и у редукторов.


Таблица 5 – Рекомендации по выбору подшипника

 

Отношение Условное обозначение и угол контакта Осевая составляющая радиальной нагрузки в долях от   Примечание
0 - 0,35 Радиальные однорядные шариковые подшипники --- В случае возможности использования легкой серии получаются оптимальные результаты по предельной быстроходности
0,36 - 0,70 36000, =12° 0,3 Допустимо использование особо легкой и сверхлегкой серии
0,71 - 1,00 46000, =26° 0,6 При весьма высоких скоростях легкая серия предпочтительней
1,01 - 1,50 66000, =36° 0,9 Для высоких скоростей подшипник с данным углом контакта не пригоден
1,51… Рекомендуется применять конические радиально-упорные подшипники или спаренные радиально-упорные шариковые

 

По ГОСТ 18855-82 расчетный ресурс подшипников качения определяется в миллионах оборотов работы по формулам:

для шариковых подшипников

,

для роликовых подшипников

 

Расчетная долговечность в часах

,

где – динамическая грузоподъемность, указанная в каталогах на подшипники, Н;

– эквивалентная динамическая нагрузка, Н, рассчитываемая по формуле:

,

где – радиальная нагрузка, Н;

– осевая нагрузка, Н;

– коэффициент вращения (если вращается внутреннее кольцо,

то =1, если же вращается наружное кольцо, то V=1,2);

– коэффициент безопасности (см. таблицу 6);

– температурный коэффициент (см. таблицу 7);

– коэффициент радиальной и осевой нагрузок (см. таблицы 8, 9).

Однако для определения их конкретных значений необходимо предварительно найти параметр осевого нагружения , указанный в тех же таблицах. Этот параметр зависит от отношения , где – статическая грузоподъемность, Н, указываемая в каталоге на подшипники. Далее определяют величину отношения , сопоставляют ее с найденным ранее параметром и в зависимости от этого находят конкретные значения и .




 

Таблица 6 – Значения коэффициента безопасности

 

Характер нагрузки Примеры
Спокойная без толчков 1,0 Ролики ленточных транспортеров
Легкие толчки. Кратковременные перегрузки до 125%, от расчетной нагрузки 1,1 - 1,2 Прецизионные зубчатые передачи, блоки, легкие вентиляторы, воздуходувки
Умеренные толчки и вибрации. Кратковременные перегрузки до 150% от расчетной нагрузки 1,3 - 1,5 Редукторы всех конструкций
То же в условиях повышенной надежности 1,6 - 1,8 Центрифуги и сепараторы, энергетическое оборудование
Значительные толчки и вибрации. Кратковременные перегрузки до 200% от расчетной нагрузки 1,9 - 2,4 Валики среднесортных прокатных станов; дробилки, ковочные машины
С сильными ударами и кратковременными перегрузками, достигающими 300% от расчетной нагрузки 2,5 - 3,0 Тяжелые ковочные машины; валки крупносортных прокатных станов; лесопильные рамы

 

 

Таблица 7 – Значения температурного коэффициента

 

Рабочая температура подшипника, °С до 100
1,00 1,05 1,10 1,15 1,25 1,35 1,40 1,60 2,00

 


 

Таблица 8 – Коэффициенты и для радиальных и радиально-упорных

шариковых подшипников (по ГОСТ 18855-82)

 

Угол контакта °     Одноряд- ные Двухрядные  
> >
0,014 0,028 0,056 0,110 0,170 0,280 0,120 0,560   -   0,56 2,30 1,99 1,71 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00       0,56 2,30 1,99 1,71 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 0,19 0,22 0,26 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44
    - 0,014 0,028 0,056 0,085 0,110 0,170 0,280 0,420 0,560     0,56 2,30 1,99 1,71 0,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00     2,78 2,40 2,07 1,87 1,75 1,56 1,39 1,26 1,21     0,78 3,74 3,23 2,78 2,52 2,36 2,13 1,78 1,69 1,630 0,23 0,26 0,30 0,34 0,36 0,40 0,45 0,50 0,52
    - 0,014 0,029 0,057 0,086 0,110 0,170 0,290 0,430 0,570     0,46 1,88 1,71 1,52 1,41 1,34 1,23 1,10 1,01 1,00     2,18 1,98 1,76 1,63 1,55 1,42 1,27 1,17 1,10     0,75 3,06 2,78 2,47 2,29 2,18 2,00 1,79 1,64 1,63 0,29 0,32 0,36 0,38 0,40 0,44 0,49 0,54 0,54

Продолжение таблицы 8

 

    - 0,014 0,029 0,057 0,086 0,110 0,170 0,290 0,430 0,570     0,45 1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00     2,08 1,84 1,69 1,52 1,39 1,30 1,20 1,16 1,16     0,74 2,94 2,63 2,37 2,18 1,98 1,84 1,69 1,64 1,62 0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54
    - 0,015 0,029 0,058 0,087 0,120 0,170 0,290 0,440 0,580     0,44 1,47 1,40 1,30 1,23 1,19 1,12 1,02 1,00 1,00     1,65 1,57 1,46 1,38 1,34 1,26 1,14 1,12 1,12     0,72 2,39 2,28 2,11 2,00 1,93 1,82 1,66 1,63 1,63 0,38 0,40 0,43 0,46 0,47 0,50 0,55 0,56 0,56
18,19,20 24,25,26 35,36     -     - 0,43 0,41 0,39 0,37 0,35 1,00 0,87 0,76 0,66 0,57 1,09 0,92 0,78 0,66 0,55 0,70 0,67 0,63 0,60 0,57 1,63 1,41 1,24 1,07 0,93 0,57 0,68 0,80 0,95 1,14
Подшипники сферические 4,40 0,44х ctg 0,42х ctg 0.65 0,65х ctg 1,50х tg

 

Примечание:

1) Для однорядных подшипников при < применяется =1 и = 0;

2) Коэффициенты , для промежуточных величин отношений и

определяются интерполяцией,

где i - количество рядов тел качения.

3) – параметр осевого нагружения.

 

 

Таблица 9 – Коэффициенты Х и Y для радиально-упорных

роликовых подшипников (по ГОСТ 18855-82)

 

  >  
   
  Подшипники однорядные
  0,40 0,40∙ctgβ 1,5∙tgβ
  Подшипники двухрядные
  0,45∙ctgβ 0,67 0,67∙ctgβ 1,5∙tgβ
                     

 

5.2 Примеры расчета подшипников качения

5.2.1 Радиальных подшипников

ПРИМЕР 1Подобрать подшипник качения для вала редуктора с цапфой = 40 мм. Проверить долговечность при частоте вращения n = 1000 об/мин; радиальная нагрузка = 2500 Н, осевая нагрузка = 0.

РЕШЕНИЕ: в данных условиях подходит подшипник радиальный однорядный шариковый (см. таблицу 5). Проверим подшипник для посадочного диаметра d = 40 мм., начиная с легкой серии - № 208, у которого статическая грузоподъемность (см. каталог):

= 18100 Н;

динамическая грузоподъемность

= 25600 Н.

Примем по таблицам 6 и 7 – =1,4; = 1,0.

Так как = 0 и = 0, то из таблицы 8, примечание 1) следует:

Х=1, Y=0.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

= = 1∙1∙2500∙1,0∙1,4∙1,0 = 3500 (Н).

Расчетный ресурс в миллионах оборотов:

(млн.об.)

Расчетная долговечность в часах:

(час.)

Так как долговечность оказалась меньше минимальной нормы (10000 час.), то проверим подшипник средней серии № 308, у которого

= 22700 Н; = 31900 Н.

(млн.об.)

(час.)

что допустимо.

ПРИМЕР 2Подобрать подшипник качения при Fa=1000 Н, если остальные данные как в примере 1.

РЕШЕНИЕ: Наметим как и выше, подшипник №308. Отношение

Из таблицы 8 находим интерполированием е = 0,24.

Так как

> e

то имеем Х=0,56; Y = 1,85.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Р=(ХVFr+YFа)kбkT = (0,56∙1∙2500+1,85∙1000)∙1,4∙1 = 4550 (Н).

Расчетный ресурс в миллионах оборотов:

(млн.об.)

Расчетная долговечность в часах:

(час.)

Долговечность недостаточна.

Проверим подшипник тяжелой серии № 408, у которого

Сo = 37000, Н, С = 5030, Н.

е = 0,22

следовательно: Х=0,56; Y=1,99;

Р = (ХVFr+YFа)kбkT = (0,56∙1∙2500+1,99∙1000)∙1,4∙1 = 4750 (Н).

(млн.об.)

Расчетная долговечность в часах:

(час.)

Такая долговечность приемлема.

 

5.2.2 Радиально-упорных подшипников

При расчете радиально-упорных подшипников необходимо определять осевые нагрузки, воспринимаемые опорами и учитывать собственные осевые составляющие Sреакций в подшипнике, возникающие от радиальной нагрузки. В случае установки шариковых радиально-упорных подшипников S=е∙Fr,а в случае роликовых – S=0,83∙е∙Fr.

Общие осевые нагрузки находят в зависимости от расположения , как это указано в таблице 10.

Точка приложения реакции опоры находится на пересечении оси вала с нормалью к середине линии контакта. Эта точка может быть определена графически или по расстоянию аот торца наружного кольца:

Для однорядных шариковых подшипников

a = 0.5{B + [(d + D)/2] tgβ}

 

Для роликовых конических

a = T/2 +(d + D)e/6 ,

где dиD– внутреннийинаружныйдиаметрыподшипника, мм

(см. рисунок 1);

В– ширина подшипника, мм;

Т– расстояние между противоположными торцами колец роликоподшипника, мм (см. рисунок 3г).

 

 

Таблица 10 – Общие осевые нагрузки, воспринимаемые подшипниками

 

  Схема нагружения Соотношение сил Общие осевые нагрузки
S1≥S2 Fа≥0 S1<S2 Fа≥S2-S1 1=S1 2=S1+Fа 1=S1 2=S1+Fа
S1≤S2 Fа<S2-S1 1=S2-Fа 2=S2

 

ПРИМЕР 3При расчете первого вала редуктора были определены реакции опор Fr1= 3600, Н; Fr2= 1800, Н; осевая нагрузка Fа= 1400, Н; подшипники установлены по схеме б (см. таблицу 10).

Диаметр цапфы вала d= 50; мм; частота вращения вала n= 1400 об/мин.

РЕШЕНИЕ:Осевая нагрузка действует на вторую опору, поэтому определяем отношение Fа/Fr для этой опоры:

Fа/Fr= 1400/1800 = 0,78.

На основе рекомендаций, приведенных в таблице 5, намечаем тип подшипника – шариковый радиально-упорных с углом контакта β=26°. Первоначально принимаем подшипник легкой серии № 46210.

С = 31800 Н; Со = 25400 Н (см. каталог)

Из таблицы 8 имеем: е = 0,68

Так как Fа/Fr= 0,78 > е, то

Х= 0,41, Y= 0,87 (см. таблицу 8)

Осевая составляющая S1= е∙Fr1= 0,68∙3600 = 2450 (Н).





sdamzavas.net - 2020 год. Все права принадлежат их авторам! В случае нарушение авторского права, обращайтесь по форме обратной связи...