Слайд 1Причины выхода из строя подшипников качения
1. Для вращающихся подшипников(n>1об/мин) характерно
усталостное выкрашивание рабочих поверхностей контактирующих деталей от возникающих в них
переменных напряжений, которое предупреждается подбором подшипников по долговечности(динамической грузоподъемности).
2. Для медленно вращающихся подшипников(n<1об/мин) характерно появление недопустимых пластических деформаций
(образование вмятин на беговых дорожках колец), которые предупреждаются подбором подшипников по статической грузоподъемности.
3. Возможен износ колец и тел качения при работе подшипников в абразивной среде(транспортные, сельскохозяйственные, строительные машины и т.п.), который предупреждается совершенствованием уплотнений.
Слайд 2 4. Возможно раскалывание колец и тел качения из-за ударных и
вибрационных перегрузок подшипников, а также неправильного монтажа, вызывающего перекосы колец
и заклинивания тел качения. Значительный перекос колец подшипников может возникнуть и в процессе эксплуатации, например, в авиации за счет деформирования корпуса двигателя и фюзеляжа самолета при выполнении эволюций в полете.
5. Как правило, раскалывание колец и тел качения предупреждается устанавливанием подшипников в демпфирующие опоры, которые компенсируют взаимные перекосы колец подшипников и гасят ударные и вибрационные нагрузки.
6. В высокоскоростных тяжелонагруженных подшипниках возможно разрушение сепараторов центробежными силами и силами, действующими со стороны тел качения, что предупреждается применением стальных штампованных сепараторов на массивные бронзовые, латунные, алюминиевые и т.п..
Слайд 3Расчет долговечности подшипников качения
Слайд 4Определение динамической и статической грузоподъемности
С – динамическая грузоподъемность, Н
С0 –
статическая грузоподъемность, Н
Данные параметры подбираются по параметрам ГОСТу.
Слайд 5Определение эквивалентной нагрузки, воспринимаемой подшипником.
V – коэффициент кольца;
X,Y, - коэффициент
радиальной и осевой нагрузок;
Fr, Fa – радиальная и осевая нагрузки,
действующие на подшипник;
Kδ – коэффициент нагрузки;
KT – температурный коэффициент.
Слайд 6Долговечность подшипника при 90% вероятности безотказной работы.
Слайд 7Оценка коэффициентов a1, a2, a3
а1 – коэффициент надежности для долговечности,
отличной от Lh90.
а2 – коэффициент материала, учитывающий его структуру,
чистоту и твердость;
а3 – коэффициент режима смазки, учитывающий наличие или отсутствие
неразрывной пленки масла между контактирующими поверхностями и
толщину слоя смазки.
Для подшипников общего машиностроения величины коэффициентов а2 и а3 принимаются /1/:
для шарикоподшипников (кроме сферических) а2=0,9; а3=0,9;
для роликоподшипников цилиндрических и ШПРС а2=0,8; а3=0,8;
для роликоподшипников конических а2=0,8; а3=0,9;
для РПРС а2=0,6; а3=0,7.
Слайд 8Определение осевых нагрузок, действующих на подшипники
Для радиальных и упорных подшипников
Fa1= Fa2= FaΣ
Для радиально-упорных подшипников
Слайд 9 В общем случае Fa1 не равна Fa2, поэтому для решения
уравнения нужны дополнительные условия. Так как неизвестно, в каком из
подшипников осевая сила равна минимально возможной то задачу решаем методом попыток. Для начала принимаем выполнение этого условия, например, в левой опоре 1 Fa1=s1.
Тогда из условия равновесия
определим
Если , то это решение задачи.
Если , то выполняется вторая попытка, когда условие нераздвигания колец принимается для правой опоры 2 (рис.5.3)
Fa2=s2.
Тогда из условия равновесия
определяется что и является окончательным вариантом решения.
Слайд 10Порядок подбора подшипников по долговечности
d – диаметр цапфы (цапфа –
участок вала, на который насаживается подшипник),
мм, берется из расчета
валов;
радиальные нагрузки, действующие на опоры, H:
Fr1 – радиальная сила, действующая на левый подшипник;
Fr2 – радиальная сила, действующая на правый подшипник;
осевая нагрузка, действующая на валу (например, от колец косозубых
червячных передач и т. д.) частота вращения вала n, мин-1;
заданная долговечность Lhs, час или вероятность безотказной работы
подшипников S%;
характер изменения нагрузки (циклограмма).
Слайд 11Подбор подшипников по статической грузоподъемности
Как указано ранее, невращающиеся или медленно
вращающиеся (n
которой
по ГОСТу подбирают соответствующий подшипник.
При действии на подшипник радиальной Fr и осевой Fa нагрузок
эквивалентную статическую нагрузку Pо для шариковых радиальных, шариковых
и роликовых радиально-упорных подшипников принимают по большему значению
из двух следующих выражений:
Po=Xo Fr +Yo Fa
Po=Fr
Где Xo и Yo- коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок, даны
в соответствующих таблицах справочников.
Слайд 12величину и направление нагрузки;
характер приложения нагрузки;
частоту вращения одного или обоих
колец;
необходимую долговечность;
среду, в которой работает подшипник;
рабочую температуру;
специфические требования к узлу,
определяемые конструкцией машины, механизма или прибора, а также условия его эксплуатации.
Факторы, учитываемые при выборе типа подшипника.
Слайд 18Достоинства этой схемы:
возможность регулирования опор;
простота конструкции опор.
Недостатки:
более жесткие требования к
точности изготовления деталей,
линейные размеры которых образуют размерную цепь;
возможность защемления
вала на опорах, вследствие температурных
деформаций подшипников и валов. Поэтому осевое фиксирование по схеме
применяют при относительно коротких валах и невысоких температурах.
Слайд 21Достоинства:
большая жесткость подшипникового узла;
отсутствие возможного защемления вала вследствие температурных
деформаций,
т. к. кольца подшипников могут свободно перемещаться в корпусе.
Недостатки:
возможность при
некоторых условиях образования повышенных зазоров,
которые нежелательны для радиально-упорных подшипников;
посадка подшипника на вал с меньшим натягом, т. к. во время
регулировки необходимо его перемещение по валу;
высокие требования к точности, предъявляемые к резьбе вала и гаек,
к торцам гаек.
Слайд 28Посадки подшипников
Подшипники качения устанавливают на валу по системе
отверстия,
а в корпусе по системе вала.
Как правило, посадки должны
быть тем плотнее, чем тяжелее
условия работы.
Это необходимо для предупреждения проворачивания вследствие
вибраций, смазывания микронеровностей посадочных поверхностей
под нагрузкой и исключения фрикционной коррозии.
Однако большие натяги усложняют монтаж и демонтаж
подшипников, увеличивают напряжения в кольцах и могут вызвать
защемление тел качения и перегрев подшипника.
Целесообразнее подвергать тяжело нагруженные подшипники
осевой затяжке гайками,
торцевыми шайбами или крышками вместо посадки со значительным
натягом, поэтому во всех случаях, когда допускает конструкция, следует
предпочитать затяжку колец с применением переходных посадок.