Конструирование подшипниковых узлов

Работоспособность подшипников качения в значительной степени зависит от рациональности конструкции подшипникового узла, качества его монтажа и регулировки.

Кольцо подшипника, вращающееся относительно вектора нагрузки, устанавливается на вал или в корпус посадкой с небольшим натягом во избежание обкатывания этого кольца по сопряженной поверхности и ее изнашивания; другое кольцо подшипника соединяется посадкой с очень малым зазором, достаточным для возможности осевых перемещений I кольца при монтаже и температурных деформациях валов.

Для относительно длинных валов левая опора закреплена в корпусе и называется фиксирую­щей, а второй подшипник имеет возможность осевого перемещения в корпусе (для компенсации темпера­турных удлинений и укорочений вала) и такую опору называют плавающей. Для длинных валов нагру­женных значительной осевой силой, два радиально-упорных подшипника устанавливают в фиксирующей опо­ре (одноименными торцами друг к другу), а в плавающей опоре ставят радиальный подшипник.

При относительно коротких валах применяется наиболее простая и широко используемая в машиностроении установка подшипников враспор (схема в). Во избежание защемления вала при его температурном удлинении между крышкой подшипника и одним из наружных колец оставляется небольшой зазор (0,1—0,2 мм). Этот зазор регулируется изменением толщины набора прокладок под крышку подшипника. При установке подшипников по этой схеме перепад температур вала и корпуса не должен превышать 20° С. Защемление вала в связи с его температурным удлинением невоз­можно при установке подшипников врастяжку (схема г); ее применяют при относительно коротких валах. Недостаток схемы — неудобство регу­лировки подшипников перемещением их внутренних колец, установлен­ных на вал посадкой с натягом. Для уменьшения потерь в результате трения, отвода теплоты, защиты от коррозии, уменьшения шума при работе применяют смазывание подшипников качения, причём используют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Заметим, что роликовые подшипники более требовательны к качест­ву смазки, чем шарикоподшипники. При выборе смазывающего материала необходимо учитывать следующие факторы: размеры подшипника и частоту его вращения, величину нагрузки, рабочую температуру узла и состояние окружающей среды.

Для подшипников работающих с окружной скоростью до 4…5 м/с можно применять и жидкие и пластичные смазочные материалы, при больших скоростях рекомендуется жидкая смазка. Чем выше нагрузка на подшипник, тем вязкость масла или консистентность пластичного смазочного материала должна быть больше, так как при этом прочность его граничного слоя увеличивается, следует учитывать, что с повышением рабочей температуры вязкость и консистентность смазочного материала понижаются. При загрязненной окружающей среде рекомендуются пластичные смазочные материалы.

Для предотвращения вытекания смазочного материала и защиты подшипников от попадания из вне пыли, грязи и влаги применяются уплотнительные устройства.

По принципу действия эти устройст­ва подразделяют на контактные, щелевые, лабиринтные, центробежные и комбинированные.

Контактные уплотнения стандартизованы и имеют широкое распространение. Уплотнение войлочным кольцом прямоугольного сечения, помещаемого в канавку трапецеи­дальной формы рекомендуется главным образом при пластичном смазочном материале и окружной скорости вала до 5 м/с. Его не рекомендуется применять в ответственных конструкциях, при из­быточном давлении с одной стороны, повышенной загрязненности среды и при температуре свыше 90° С.

Манжеты применяют при любом смазочном материале.

На рис. 13.16 показаны современные весьма эффективное торцо­вое уплотнение, в котором кольцо 1 из антифрикци­онного материала поджимается пружиной 3 к закаленному стальному кольцу 2, а резиновое кольцо 4 осуществляет статическое уплотнение.

На рис. 13.17 показана конструкция подшипникового узла ведущего вала цилиндрической косозубой передачи, установленного на радиальных шарикоподшипниках, с левой — плавающей, и правой — фиксирующей опорой. Смазывание подшипников — пластичным смазочным материа­лом. Уплотнение канавочное с мазеудерживающими кольцами.

При монтаже и демонтаже подшипников качения не допускается пе­редача усилий через тела качения, поэтому необходимо пользоваться соответствующими приспособлениями.

Рисунок 13.16 - Торцо­вое уплотнении

Рисунок 13.17 - Конструкция подшипникового узла ведущего вала цилиндрической косозубой передачи

Пример 13.1. Подобрать конические роликоподшипники для вала-шестерни косозубой цилиндрической передачи редуктора (рис. 13.18).

Рисунок 13.18 - Вал-шестерня косозубой цилиндрической передачи редуктора

Дано: частота вращения вала-шестерни n = 1450 мин^-1;

F_t =2620 Н, F_r =960 Н, F_a = 370 Н; d = 35 мм, d₁ = 100мм, b₁ = 45 мм, с₁ = 85мм, рабочая температура подшипников 60 °С, нагрузка с умеренными толчками, требуемая долговечность подшипников 25 000 ч.

Решение. Предварительно принимаем для быстроходного вала редуктора роликоподшипники конические однорядные средней серии 7307 с размерами d = 35 мм, D = 80 мм, Т= 23 мм, е =0,32 (а = 12°). Расстояние от торца подшипника до точки приложения радиальной реакции (см. рис. 13.12, б):

а = 0,5Т + (d + D)e/6 = 0,5 • 23 + (35 + 80)0,32/6 ≈18 мм.

Далее находим размеры с и b, определяющие положение точек приложения радиальных реакций подшипников (см. рис. 13.21):

с = с₁+Т-а = 85 + 23-18 = 90 мм;

b = b₁+T-а = 45 + 23-18 = 50 мм.

Найдем реакции опор (индексом 2 обозначен подшипник, воспринимающий
осевую нагрузку А = F_a =370 Н):

в плоскости zOx:

R_x1 =F_tc/ l = 2620 • 90/140 = 1680 Н,

R_x2 =F_tb/ l = 2620 • 50/140 = 940 Н;

в плоскости zOy

R_y2 = (F_rb + F_ad₁/2)/ l = (960 • 50 + 370 • 100/2)/140 = 475 H
R_y1 = F_r -R_y2 =960-475 = 485 H.

Полные радиальные реакции:

R₁ = F_r1=

R₂ = F_r2=

Полные радиальные реакции условно совмещены с плоскостью чертежа. Вычислим осевые составляющие S₁ и S₂ реакций подшипников. Так как е = 0,32 (эта величина в каталоге), то

S₁=0,83eF_r1 = 0,83∙0,32∙1750 = 462 Н,

S₂=0,83eF_r2 = 0,83∙0,32∙1055 = 278 Н;

Осевые нагрузки F_a1 и F_а2 подшипников определяем, учитывая, что А + S₁ > S₂:

F_а1 = S₁= 462 H;

F_а2 = A + S₁ =370 + 462 = 832 Н.

Определяем эквивалентные динамические нагрузки Р_х и Р_г подшипников: для правого подшипника

F_а1/F_r1 = 462/1750 = 0,264 < е = 0,32; поэтому X₁ = 1, Y₁ = 0;

для левого подшипника

F_а2/F_r2 = 832/1055 = 0,79 > е = 0,32,

поэтому X₂ = 0,4; Y₂ = 1,88 (по каталогу).

Тогда при K_б= 1,5; К_т = 1 будем иметь:

P₁= (XF_r1+Y₁ F_а1)K_б К_т = 1750∙1,5 = 2625 Н;

P₂= (XF_r2+Y₂ F_а2)K_б К_т = (0,4∙1055 + 1,88∙832) ∙1,5 = 2980 Н.

Требуемую динамическую грузоподъемность определяем для более нагруженного (левого) подшипника:

С_тр = P₂(60nL_h∙10^-6)^0,3 = 2980(60∙1450∙2510³∙10^-6)^0,3 ≈ 30000 Н.

Сравнивая требуемую динамическую грузоподъемность с данными каталога,
видим, что для данного вала можно принять роликоподшипники конические легкой серии 7207, имеющие динамическую грузоподъемность С = 35 200 Н (для
подшипника 7307 С = 54 000 Н).

Габаритные размеры и угол контакта подшипника 7207 отличаются от соответствующих размеров принятого предварительно подшипника 7307, а именно: d = 35 мм, D = 72 мм, Т = 18 мм, е = 0,37 (а = 14°).

Если аналогичные расчеты произвести повторно для вновь принято­
го роликоподшипника 7207, то можно убедиться, что за счет изменения
средней серии на легкую эквивалентная динамическая нагрузка более
нагруженного подшипника уменьшилась незначительно (на 160 Н, или
приблизительно на 5%). По динамической грузоподъемности, указанной в
каталоге, и по эквивалентной динамической нагрузке, вычисленной для
подшипника предварительно выбранной серии, можно определить теоре­тическую долговечность. Для данного примера:

(вместо вычисления следует пользоваться таблицами каталога).

Сравнивая теоретическую долговечность подшипника 7207 с задан­ной, делаем вывод, что выбранный подшипник с запасом обеспечит тре­буемый срок службы.