Порядок проектирования опор

. Из технического задания, а также по мере принятия решений, определяются основные требования к проектируемым опорам.

Сразу из задания можно определить рабочие температуры, вид и характер нагрузки, нормируемый ресурс (срок службы). В ходе разработки эскизного проекта, после выбора двигателя и оценки сил полезного сопротивления, можно оценить и предварительно определить значение нагрузок.

. Определяются возможные варианты опор, из которых выбирается оптимальный по конструктивным и экономическим (тип производства, цена подшипника и т.п.) соображениям. На данном этапе определяют:

- тип подшипника;

- схему установки опор;

- систему смазки и уплотнения;

- обеспечение прочности (при необходимости).

Поскольку в любом проектировании одним из основных критериев является стоимость изделия, в первую очередь необходимо проанализировать возможность применения сравнительно дешевых радиальных шариковых подшипников, а затем, учитывая возможность максимального удовлетворения предъявляемых требований, остановить свой выбор на конкретном типе подшипника.

Выбор серии связан с требуемой статической грузоподъемностью или долговечностью и заданными или считающимися рациональными диаметрами вала и отверстия.

Часто задается диаметр вала, – например, для первого вала передачи он принимается равным диаметру вала двигателя, для других валов определяется из условия прочности или же по принципу унификации принимается для всех валов одинаковым. Так как при всех прочих достаточных показателях легкие серии имеют меньшие габариты и меньшую стоимость, в первую очередь следует анализировать возможность применения подшипников легких серий, и только при установлении их непригодности (недостаточной прочности или долговечности) переходить к подшипникам более тяжелых серий.

При проектировании опор на радиально-упорных подшипниках возникает вопрос о выборе угла контакта.

Различные углы контакта предусмотрены для различных соотношений осевой и радиальной нагрузок.

Класс точности подшипника выбирается в зависимости от наличия дополнительных требований к точности вращения вала. В отсчетных передачах он находится предварительным расчетом схемы на точность или принимается по аналогии с имеющимся прототипом. Повышенная точность может оправдать себя также при высоких скоростях вращения – 10…20 тыс. об/мин. При выборе подшипников высоких классов точности следует иметь в виду их резко возрастающую с повышением класса точности стоимость.

В силовых механизмах общего назначения – зубчатых, фрикционных или других передачах, в мальтийских и кулачковых механизмах – обычно бывает достаточным класс точности 0.

При выборе схемы установки опор часто критерием является точность осевого положения вала. При требованиях повышенной точности принимается либо схема с фиксированной опорой, либо установка подшипников, предусматривающая регулировку зазора. При этом необходимо учесть, что при большой длине вала и значительных температурных деформациях, а также при переменных осевых нагрузках рационален только первый вариант. В случаях, когда сочетается требование высокой точности с большой длиной вала, возможна установка в одной опоре сдвоенного радиально-упорного или двух (в том числе и радиальных) подшипников с осевой регулировкой зазора. Схемы с регулировкой зазора необходимы также при требованиях высокой точности радиального положения вала.

3). Предварительный расчет производится для определения приемлемости выбранного варианта опор. В данном курсовом проекте, чаще всего, размеры валов, модули зубчатых колес, габаритные размеры соответственно и размеры подшипника выбирают из конструктивных и экономических соображений. Поэтому, в большинстве случаев, предварительный расчет опор показывает очень большие коэффициенты запаса. В таком случае, в пояснительной записке к курсовому проекту приводится только окончательный (проверочный) расчет опор, который включает расчет на долговечность и на прочность (при необходимости).

Подбор подшипников шариковых и радиальных с цилиндри­ческими роликами при действии на них только радиальных нагрузок ведут в таком порядке:

а) выполняют эскизную компоновку узла и приближенно на­мечают расстояние между подшипниками;

б) определяют реакции опор;

в) определяют эквивалентные нагрузки подшипников;

г) задавшись долговечностью наиболее нагруженного подшипника, вычисляют требуемую динамическую грузоподъемность его ;

д) подбирают по диаметру посадочного места номер подшипника, начиная с легких серий, находят его динамическую грузоподъемность и проверяют выполнение условия:

,

где - значение динамической грузоподъемности по каталогу.

Если это условие не выполнено, то переходят от легкой серии к средней или тяжелой (при том же диаметре цапфы ).

Если подшипник по своим габаритам применить в данном узле нет возможности, то следует перейти к другому типу подшипника например, от шариковых к роликовым или к другой схеме расположения их на валу. При осложнениях в выборе радиально-упорных подшипников (при наличии больших осевых нагрузок и др.) рекомендуется переходить на подшипники с большим углом контакта - . В некоторых случаях может оказаться, что все эти меры не дадут желаемого эффекта, тогда следует увеличить диаметр посадочного места и проверить подшипник большего номера.

Если значительно выше даже при применении подшипника легкой серии, что часто имеет место для тихо­ходных валов редукторов с цилиндрическими прямозубыми колесами и для валов колес червячных редукторов, то диаметр цапфы вала уменьшать ни в коем случае не следует, так как он определен из расчета на прочность. Расчетная долговечность подшипника будет намного больше регламентиро­ванной.

Выбор радиально-упорных шариковых и конических роли­ковых подшипников ведут в другой последовательности:

а) учитывая условия эксплуатации, конструкцию узла, диа­метр цапфы, намечают типоразмер подшипника;

б) выполняют эскизную компоновку узла, определяют точки приложения радиальных реакций (размер а, который зависит от )

в) определяют суммарные реакции опор;

г) вычисляют эквивалентные нагрузки подшипников (коэффициенты и зависят от величины , для нахождения которой необходимо знать типоразмер подшипника);

д) по таблицам приложения или по каталогу определяют динамическую грузоподъемность намеченного подшипника;

е) по эквивалентной нагрузке и динамической грузоподъ­емности вычисляют теоретическую долговечность подшипника, которая не должна быть меньше требуемой. Если это условие не обеспечивается, то выбирают подшипники других серий и типов, увеличивают диаметр цапфы вала.

Если предварительный расчет показал, что коэффициент запаса по долговечности не более 1,1, то необходимо заменить выбранный подшипник на более долговечный (прочный), либо привести для обоснования выбора расчет на статическую грузоподъемность.

4. Окончательный выбор опор.

На этом этапе необходимо определить:

4.1. Типоразмеры подшипников, при необходимости измененные по результатам предварительного расчета.

4.2. Посадки внутренних и наружных колец подшипников, особенности их крепления.

Выбор посадок колец подшипников зависит от ряда факторов, важнейшие из которых следующие:

– вид нагружения кольца – местное, циркуляционное или колебательное, а также чувствительность подшипника к нему;

– относительная нагруженность подшипника, определяемая как отношение нагрузки к грузоподъемности подшипника;

– требуемые зазоры или натяги по дорожкам качения, определяемые скоростью вращения, заданными точностью положения оси и жесткостью опоры;

– податливость сопрягаемых деталей – вала и корпуса;

– условия сборки и регулирования, в том числе при ремонтах.

Для колец, циркуляционно или колебательно нагруженных, рекомендуются посадки с натягом, для местно нагруженных – с зазором, позволяющим постоянное смещение наиболее нагруженного участка кольца в процессе работы.

Чем выше относительная нагруженность подшипника и больше податливость сопрягаемых деталей, тем туже берутся посадки по обоим кольцам, так как вызванные нагрузкой деформации могут привести к появлению нежелательных зазоров в посадках.

Чем выше требования к точности положения оси и жесткости опоры, тем меньше как допустимые зазоры в посадках колец, так и зазоры, зависящие от деформации колец при натягах, а также зазоры по дорожкам качения. При повышенных скоростях, наоборот, требуются увеличенные зазоры по дорожкам качения. Наконец, большие натяги усложняют сборку, а для регулируемых колец натяги недопустимы.

4.3. Конструкцию смазочных и уплотнительных мест и деталей.

5. Расчеты, подтверждающие работоспособность.

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

Динамическую грузоподъемность и долговечность рассчитывают согласно ГОСТ 18855-94.

Метод подбора подшипников по динамической грузоподъемности применяют в тех случаях, когда частота вращения кольца об/мин. При об/мин в расчетах следует принимать об/мин.

Статическую грузоподъемность C_o (при необходимости) рассчитывают согласно ГОСТ 18854-94. Подбор подшипников по статической грузоподъемности в данном методическом пособии не рассматривается.

6.4 Требуемая долговечность работы подшипника L_N

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов:

(6.1)

где С – динамическая грузоподъемность по каталогу;

Р – эквивалентная нагрузка;

– показатель степени:

для шарикоподшипников ,

для роликоподшипников .

Номинальная долговечность в часах:

, (6.2)

где С – динамическая грузоподъемность по каталогу;

L – долговечность подшипника, час;

n – скорость вращения, об. / мин.

При расчетах следует строго следить за тем, чтобы в формулах С и Р были выражены в одних и тех же единицах.Для однорядных и двухрядных сферических радиальных шарикоподшипников, однорядных радиально-упорных шарикоподшипников и роликоподшипников эквивалентная нагрузка:

при ; (6.3)

при ; (6.4)

где V – коэффициент вращения кольца; при вращении внутреннего кольца V = 1, при вращении наружного – V = 1.3;

– радиальная нагрузка, Н;

– осевая нагрузка, Н.

Значения X и Y см. в таблице 6.5. Значения К_б – в таблице 6.4; значения К_Т – в таблице 6.6.

Таблица 6.4

Значение коэффициента К_б

Таблица 6.5

Значения X и Y для подшипников

Радиальные однорядные и двухрядные
			е
X	Y	X	Y
0,014			0.56	2,30	0,19
0,028	1,99	0,22
0,056	1,71	0,26
0,084	1,55	0,28
0,110	1,45	0,30
0,170	1,31	0,34
0,280	1,15	0,38
0,420	1,04	0,42
0,560	1,00	0,44
Радиалъно-упорные конические и радиальные самоустанавливающиеся роликоподшипники	e
Однорядные	Двухрядные
X	Y	X	Y	X	Y	X	Y
		0,4				0.67
Радиально-упорные шарикоподшипники	e
		Однорядные	Двухрядные
X	Y	X	Y	X	Y	X	Y
	0,014 0,029 0,057 0,086 0,110 0,170 0,290 0,430 0,570	1		0,45	1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00		2,08 1,84 1,60 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

Продолжение таблицы 6.5

Радиально-упорные шарикоподшипники	e
		Однорядные	Двухрядные
X	Y	X	Y	X	Y	X	Y
	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

Таблица 6.6

Значение коэффициента К_т

Эквивалентная нагрузка для однорядных и двухрядных подшипников с короткими цилиндрическими роликами (без бортов на наружном или внутреннем кольцах):

(6.5)

Эквивалентная нагрузка для упорных подшипников (шариковых и роликовых):

(6.6)

Для радиально-упорных шарикоподшипников с номиналь­ным углом контакта и конических роликоподшипников коэффициенты радиальной (X)и осевой (Y) нагрузки выбирают в зависимости от отношения , коэффициента осевого нагружения и угла контакта . Величины X и Y для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников с углом выбирают по величине отношения осевой нагрузки к его статической грузоподъемности: . При выборе Y следует применять линейную интерполяцию.

При подборе радиальных и радиально-упорных шарико­подшипников, а также конических роликовых подшипников необходимо учитывать, что осевая нагрузка не оказывает влияния на величину эквивалентной нагрузки до тех пор, пока значение не превысит определенной величины (значение выбирают по таблицам или формулам).

Учитывая указанное выше, в формуле для определения эквивалентной нагрузки при следует принимать Y = 0.

Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта величину определяют по формуле:

(6.7)

Для тех же подшипников с углом контакта :

(6.8)

Для подшипников с углами контакта величину e можно определить из графика (рисунок 6.9).

Рисунок 6.9 - График для определения в зависимости от и

При подборе двухрядных радиально-упорных шариковых или конических роликовых подшипников надо иметь в виду, что даже небольшие осевые силы влияют на величину эквивалентной нагрузки.

Следует учитывать, что при расчете динамической грузоподъемности и эквивалентной динамической нагрузки узла, состоящего из сдвоенных радиально-упорных подшипников, установленных узкими или широкими торцами наружных колец друг к другу, пару одинаковых подшипников рассматривают как один двухрядный радиально-упорный подшипник.

Сдвоенные радиально-упорные шариковые или конические роликовые подшипники при отношении рассчитывают как двухрядные. Если , то в двухрядных подшипниках будет работать только один ряд тел качения, и величину динамической грузоподъемности следует принимать такой же, как для однорядного подшипника.

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

– для конических роликоподшипников; (6.9)

– для радиально-упорных шарикоподшипников (6.10)

Рисунок 6.10 - Схема действия сил в радиально-упорных подшипниках, установленных:

а - в распор, б — врастяжку

Осевые нагрузки, действующие па радиально-упорные конические подшипники, определяют с учетом схемы действия внешних сил, в зависимости от относительного расположения подшипников должны быть учтены осе­вые составляющие от радиальных нагрузок, действующие на каждый подшипник (рисунок 6.10)

Если радиально-упорные подшипники установлены по концам вала в распор или врастяжку, то результирующие осевые нагрузки каждого подшипника определяют с учетом действия внешней осевой нагрузки (осевая сила червяка, осевые силы косозубых или конических зубчатых колес и пр.);

Результирующие осевые нагрузки подшипников определяют по таблице 6.7.

Ориентировочные рекомендации по выбору подшипников даны в таблице 6.8.

Все данные для расчета берутся из технического задания и чертежа общего вида.

Таблица 6.7

Формулы для расчета осевых нагрузок

№	Условия нагружения	Осевые нагрузки

Таблица 6.8

Рекомендации по выбору радиально-упорных шарикорикоподшипников

Отношение	Конструктивное обозначение и угол контакта	Осевая составляющая радиальной нагрузки в долях от	Примечание
0,35 – 0,8		0,3	Допустимо использование особо легкой и сверхлегкой серий
0,81 – 1,2		0,6	При весьма высоких скоростях легкая серия предпочтительнее
Св. 1,2		0,9	Для высоких скоростей подшипник с данным углом контакта непригоден.
Примечание: применяют однорядные радиальные шариковые подшипники

Поиск по сайту: