Рис. 30. Расчетная схема к примеру 3

Режим нагружения - О (постоянный). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия применения подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы /раб = 65 °С.

Решение. 1. Для типового режима нагружения О коэффициент эквивалентности £=1,0.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Рг\ = fErX max = = Н; F = = £г2гшх 1200.1200 Н; F-KF = = 1,0 2200 = 2200 Н.

2. Предварительно назначаем шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии - 36206, угол контакта а = 12 °. Схема установки подшипников: 2а (см. рис. 24) - обе опоры фиксирующие; каждая фиксирует вал в одном направлении.

3. Для принятых подшипников из каталога находим: Q = 22000 Н, С = 12000 Н, d = 30 мм, D = 62 мм, Dy, = 9,53 мм.

4. Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы в соответствии с формулами (24), (25):

для опоры ]

е= 0,563{FJC )

0,195

= 0,563(1000/ 12000) = 0,347;

al min =г1 =0347.1000 = 347 Н, ДЛЯ опоры 2

= 0,563(1200/ 12000) = 0,359;

2 mm =л2 = 0359 1200 = 431 Н.

Находим осевые силы, нагружающие подшипники.

Примем = /д] jin = 347 Н, тогда условия равновесия вала следует: = F - 347 2200 = 2547 Н, что больц /д2тш =31 Н, следовательно, осевые р акции опор найдены правильно.

5. Дальнейший расчет выполняем более нагруженной опоры 2. По табл. для отношения cosa / Dp = 9,5.

X cos 12°/46 = 0,2 находим значен /о - 14 , здесь Dp = 0,5( + D) = 0,5(30 + 62)

= 46. Далее по табл. б4 определяем знач ние коэффициента е для отношен /оа2 / *ог = 1 1 2547 / 12000 = 2,97: е = Ov (определено линейным интерполировани для промежуточных значений относител ной осевой нагрузки и угла контакта). Отношение F2 I ri = 2547 / 1200 = 2Д

что больше е = 0,49. Тогда для опоры (табл. 64): Л= 0,45; Г= 1,11 (определс! линейным интерполированием для зна нии относительной осевой нагрузки 2, и угла контакта 12°).

6. Эквивалентная динамическая рад! альная нагрузка по формуле (27) при V = Кь =1,3 (см. табл. 69) и = 1 (t < 100 °С)

Pr2-{F,2yF,2)KKj = = (1 0,45 1200 + 1,11 2200) 1,3 1 = 3877 И.

7. Расчетный скорректированный ресу! при а\ = 1 (вероятность безотказной рабо ты 90%, табл. 68), 23 = 0,7 (обычные уело ВИЯ применения, табл. 70) и к = (шариковый подшипник)

- 1 0.7

Г 22000 10

ч 3877 ) 60 920

10 60л

= 2317 ч.

8. Так как расчетный ресурс больий

требуемого: Lf > L[q (2317 > 2000), ТС

предварительно назначенный подшипни* 36206 пригоден. При требуемом ресурсе надежность несколько выше 90%.

Пример 4. Вычислить скорректирован ный расчетный ресурс роликовых кониче-

подшипников 1027308А фиксирующей поры вала червяка (рис. 31). Частота вра-нйЯ вала л = 970 об/мин. Вероятность безотказной работы 95%. Максимальные, длительно действующие силы: F, =

= 3500 Н, / max = 5400 Н. Режим нагружения - 1 (тяжелый). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия применения подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы /раб 85 °С.

Решение. 1. Для переменного типового режима нагружения I коэффициент эквивалентности Ке = 0,8 (см. П.6).

Вычисляем эквивалентные нагрузки, приводя переменный режим нагружения к эквивалентному постоянному:

f. = Wmax= 0,8.3500 = 2800 Н; = ВДтах= 0,8 . 5400 = 4320 Н.

2. Для роликоподшипника конического с большим углом конусности - условное обоз наче ние 1027308А - по каталогу С, = 69300 Н, е = 0,83.

3. Подшипниковый узел фиксирующей опоры червяка образуют два одинаковых роликовых радиально-упорных конических подшипника, которые рассматривают как один двухрядный подшипник, нагруженный силами FrVi Fa - F. Для комплекта из двух роликоподшипников имеем С сум = = 1,714С,= 1,714 69300 = 118780 Н.

4. Отношение Fa / Fr = 4320/2800 = - 1,543, что больше е =0,83. Определим значение угла контакта а (табл. 66):

arctgfe / 1) = arctg(0,83 / 1.5) = 28,96 °.

Тогда для двухрядного роликового ради-а-1ьно-упорного подшипника:

Х= 0,67;

=0,67ctg а = 0,67 ctg 28,96 1,21.

5- Эквивалентная динамическая ради-J нагрузка по формуле (27) при К= 1; - 1,4; Kj = 1

={yXF,yF]KKj = (1 0,67 . 2800 +1,21 4320)1.4 1 = 9945 Н

р счетный скорректированный ресурс 1 0,62 (вероятность безотказной

Рис. 31. Расчетная схема к примеру 4

работы 95%, табл. 68), 23 = 0,6 (табл. 70) и к= 10/3 (роликовый подшипник)

ОаИ - 123

= 0,62 0,6

ГС ум

Р ) 60л

118780V 10

9945 ; 60 970

= 24688 ч.

Расчет допустимой осевой нагрузки для роликовых радиальных

ПОДШИПНИКОВ

Роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами, как правило, применяют только для восприятия радиальных сил. Способность роликовых радиальных подшипников вьщерживать осевые нагрузки зависит от конструкции подшипника и качества их исполнения.

Подшипники типов 12000, 42000, 62000 и 92000 помимо радиальной могут также воспринимать бортиками колец и торцами роликов относительно небольшие осевые нагрузки, которые в определенных допустимых пределах не вызывают снижения расчетного ресурса, при вычислении которого учитывают лишь радиальные силы. Это обусловлено тем, что радиальные силы воспринимают образующие роликов, контактирующие с дорожками качения колец, тогда как осевые силы действуют на борта колец и торцовые поверхности роликов.

При этом важную роль имеют характер нагрузки, частота врашения и смазывание подшипника.

Допустимую осевую нагрузку [Fai можно определить по формулам:

- для полшипников серий диаметров 1, 2. 3 и 4

1,75 - 0,125Ал(О - d)

- для подшипников серий диаметров 5 и

где ку{ ]л кв ~ коэффициенты, значения которых приведены в табл. 72 и 73; - статическая грузоподъемность, Н; л - наибольшая частота врашения, об/мин; D vi d -соответственно наружный диаметр и диаметр отверстия подшипника.

При малых частотах врашения допустимы случайные кратковременные нагрузки большей величины, но не выше 40% статической грузоподъемности подшипника.

72. Значения коэффициента

ТРЕНИЕ В ПОДШИПНИКАХ

Энергетические потери в подшипни складываются в основном из потерь трение, возникающих вследствие прос зывания в местах контакта тел качения кольцами и сепаратором, несовершенн! упругости материала тел качения и колсц механических потерь в смазочном матер ле. Переходя в теплоту, эти потери вы вают повышение температуры подши ковых узлов. Они не являются постоя ми во времени и определяются констр цией подшипника, режимами его работы смазки. Мощность (Вт), расходуемая преодоление трения в подшипнике,

/>р= 0,1047ГрП,

где Tjp - момент трения, Н-м; п - част вращения, об/мин.

Приближенно оценить момент тре] при действии результирующей нагрузки, превышающей 10-20% динамической 30 подъем ности, можно по формуле

тр рез /7

где fjp - приведенный коэффициент тре (в зависимости от условий работы и подшипника/тр = 0,001-0,02; для подш ников с пластичным смазочным матер лом значения fjp приведены в табл. 74

Fpe3

- результирующая нагрз

ка на подшипник, Н; - диаметр отверст подшипника, мм.

74. Значения коэффициента /