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)

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 F_r и F_a – 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;

k_s - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на подшипник;

k_T – 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 F_a (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

F_{a ³} S,

где S=eF_r – для шарикоподшипников; S=0,83eF_r – 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 F_r и осевойнагрузкой F_А (рис. 15.2). Условие равновесия вала

, (15.2).

гдеF_a1 и F_a2 – осевые реакции на подшипниках

Дополнительные условия и .

Для нахождения решения в одной из опор осевая реакция принимается равной минимальной, то есть F_a=S.

Задаемся F_a1=S₁, тогда из (15.2) или . Осевая сила найдена правильно, если . Для случая, когда , следует принять F_a2=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 F_a1 и F_a2.

4. Определяется эквивалентная нагрузка P .

5. Определяется долговечность подшипника в млн. оборотов .

6. Определяется долговечность подшипника в часах

7. Сравнивается расчетная долговечность L_h с заданной. Должно быть

L_{h расч} ³ L_{h 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=F_r),

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 смазкиполучили 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.