где Р – приведенная нагрузка; р – показатель степени кривой выносливости; р = 3 – для шариковых и р = 3,33 – для роликовых подшипников при вероятности их безотказной работы Р = 0,9.
Приведенная нагрузка есть такая условная постоянная радиальная нагрузка, которая при приложении её к подшипнику с вращающимся внутренним и неподвижным наружным кольцами обеспечивает такую же долговечность, как и при действительных условиях нагружения и вращения.
, (5)
где X и Y– коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок [13]; V – кинематический коэффициент; при вращении наружного кольца V = 1,2; при вращении внутреннего, а также для шариковых сферических подшипников и упорных подшипников V = 1; Кб– коэффициент безопасности [13]; Кт – температурный коэффициент, вводимый при t > 100 °С.
Радиальные нагрузки на подшипники определяют как результирующие реакции опор [7]:
(6)
Расчётную долговечность Lh, следует принимать по ГОСТ 16162: для зубчатых редукторов не менее 5000 ч., для червячных – 10000 ч. Ресурс подшипников Lh, принимают либо кратным ресурсу привода tS (см. разд. 11 в [7]) либо равным ему.
Подшипники для переменных режимов работы подбирают по эквивалентной нагрузке Рэ и эквивалентной динамической грузоподъёмности. Стандартные классы нагрузки определяются величинами КНЕ = 1; 0,8; 0,63 и т. д. (табл. 5 в [7]), поэтому при переменной нагрузке Рэ = 0,8Р; Рэ = 0,63Р и т. д. По диаметру шейки вала dи потребной динамической грузоподъёмности Сп подбирают подшипник соответствующей серии при выполнении условия
С > Сп, ( 7)
где С – динамическая грузоподъёмность по каталогу.
Подшипники в симметричных конструкциях (рис. 1, а – г) рассчитывают по более нагруженной опоре (по большим Рэ и Сп) и принимают обе опоры одинаковыми. Долговечность более нагруженной опоры определяют из формулы (4):
, (8)
где а – коэффициент надёжности; выбирают по ГОСТ 18875 и по табл. 3 в зависимости от вероятности неразрушения.
Таблица 3
Значения коэффициента надёжности
Вероятность неразрушения Р |
0,8 |
0,85 |
0,9 |
0,95 |
0,97 |
0,98 |
0,99 |
|||
Коэффициент а |
2 |
1,5 |
1 |
0,62 |
0,44 |
0,33 |
0,21 |
|||
В каталогах указаны значения С с вероятностью Р = 0,9, поэтому принятие в расчётах a = 1 является обоснованным.
Расчёт на предотвращение пластических деформаций ведут при п < 1 об/мин, в том числе при кольцах подшипника, не вращающихся друг относительно друга. Расчётным параметром является статическая грузоподъёмность.
Под статической грузоподъёмностью С0 понимают такую радиальную нагрузку, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной зоне контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения (0,0001 dw). При выборе подшипника должно выполняться условие
, (9)
где F0 – приведенная статическая нагрузка; она определяется как бóльшая из результатов расчёта по формулам:
(10)
где Х0 и Y0– коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно; например, для радиальных однорядных шарикоподшипников Х0 = 0,6; Y0= 0,5 [13].
Каталоги наиболее распространённых подшипников качения приведены в прил. А. В каталогах приведены (в мм): d- внутренний диаметр внутреннего кольца подшипника, D– наружный диаметр наружного кольца, В – ширина подшипника, r – размер фаски, s – толщина кольца, damin – минимально допускаемый диаметр вала из условия нормального упора в бурт вала, Damax - максимально допускаемый диаметр корпусной детали из условия нормального упора в бурт крышки или кольца.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.