Проверка подшипников качения

Основные критерии работоспособности подшипника качения – его динамическая и статическая грузоподъемность.

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов определяется согласно формуле:

где С – динамическая грузоподъемность подшипника;

- Р – эквивалентная нагрузка;

- р – показатель степени, для шарикоподшипников р =3, для роликоподшипников р =10/3.

Номинальная долговечность в часах определяется по формуле:

где n – частота вращения вала.

Для однорядных и двухрядных сферических радиальных шарикоподшипников, однорядных радиально-упорных шарикоподшипников эквивалентная нагрузка определяется по формулам:

P=(X×V×F_r+Y×F_a)×K_бK_т;

P=V×F_r×K_бK_т,

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца, V = l;

- при вращении наружного V = l,2;

- F_a – осевая нагрузка.

- F_r – радиальная нагрузка;

- Значения X и Y см. в справочных таблицах;

- К_б – коэффициент безопасности;

- К_т – температурный коэффициент.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формуле:

S = e × F_r.

Осевые нагрузки, действующие на радиально-упорные подшипники, определяют с учетом схемы действия внешних усилий в зависимости от относительного расположения подшипников.

По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для зубчатых редукторов составляет L _h = 10 000 ч.

Рассмотрим пример уточненного расчета подшипников.

После того как произвели компоновку, т.е. известно точное расположение кинематических элементов, а именно расстояния между подшипниками и расстояние между точками приложения сил. При работе коробки скоростей возможны разные варианты нагружения вала, когда в зацеплении находятся различные пары колес. Анализируя эти варианты, для расчета выбираем случай, когда в зацеплении находится колесо, которое имеет наименьший делительный диаметр, передавая на вал наибольший крутящий момент. Исходя из этих соображений, составляется расчетная схема (рис.6.4) для определения сил, действующих в опорах.

Рис. 6.4. Расчетная схема для определения сил в опорах

При зацеплении цилиндрических прямозубых колес нормальное усилие раскладывается на две составляющие: окружное и радиальное усилия.

Окружное усилие:

F_t=T/d,

где Т- крутящий момент;

- d- делительный диаметр колеса.

Радиальное усилие:

F_r= F_t×tg y,

где y- угол зацепления (у=20 град.).

Силы, действующие в зацеплении:

F_t=104.59/0.084=1245.12 H; F_r= 1245.12×tg 20=453.18 H.

Определим реакции, действующие в плоскости ZOX:

М(А) =0. F_r×0.077-R_bz×0.398=0

R_bz = F_r×0.077/0.398=453.18×0.077/0.398=87.68 H.

М(B)=0. F_r×0.321-R_az×0.398=0

R_az = F_r×0.321/0.398=453.18×0.321/0.398=365.50 H.

Определим реакции, действующие в плоскости YOX:

M(A)=0 F_t×0.077-R_by×0.398=0

R_by = F_t×0.077/0.398=1245.12×0.077/0.398=240.89 H.

М(B)=0 F_t×0.321-R_ay×0.398=0

R_ay = F_t×0.321/0.398=1245.12×0.321/0.398=1004.23 H.

Наибольшую нагрузку (на опору А) выбираем в качестве эквивалентной при расчете подшипников на долговечность.

Полученное значение удовлетворяет условию минимальной долговечности подшипников.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском: