Підбір підшипників кочення за динам. Вантажністю. Визначення за довговічністю

Динамічно навантаженими вважають такі підшипники, у яких рухоме кільце обер­тається зі швидкістю ω > 0,1 рад/с, до того ж при 0,1 < ω < 1 рад/с у розрахунках беруть ω = 1 рад/с Динамічно навантажені підшипни­ки підбирають за фактичною їхньою довговічністю в заданих умовах експлуатації за умови відсутності проявів втомного руйнування.

Базова динамічна вантажність – це постійне радіальне навантаження (а для упорних і упорно–радіальних підшип­ників осьове навантаження), яке підшипник може сприймати протягом одного мільйона обертів при безвідказній робо­ті 90 %.

На основі експериментальних досліджень бу­ла встановлена залежність між навантаженням на підшипник та його довговічністю:

L = a₁a₂₃(C_r/R)^p. (8)

Тут L – довговічність підшипника до появи ознак втоми, млн об;

a₁ і a₂₃ – коефіцієнти; С_г – базова динамічна вантажність; R – роз­рахункове еквівалентне навантаження на підшипник; p – показник степеня, який згідно з результатами експериментів для кулькових підшипників дорівнює 3, а для роликових підшипників – 10/3.

Базова динамічна вантажність С_г для всіх підшипни­ків кочення наводиться в каталогах. Підбір підшипників кочен­ня за динамічною вантажністю зводиться до визначення їх­ньої довговічності в конкретних умовах роботи.

Якщо відома кутова швидкість ω, рад/с, рухомого кільця підшип­ника, то за добутим із формули (8) значенням L довговічність L_h, год, можна визначити за співвідношенням

L_h = 10⁶πL/( 1800ω) = 1745L/ω. (9)

Потрібна довговічність підшипників L_h визначається строком служби машини між капітальними ремонтами. В машино­будуванні беруть L_h = (3000...50 000) год.

Стандарти запроваджують довговічність підшипників: L_h = 10 000 год для зубчастих редукторів; L_h = 5000 год для черв'ячних редукторів.

Коефіцієнти a₁ і a₂₃ у формулі (8) уведені за рекомендацією ISO.

Коефіцієнт a₁ враховується в разі потреби мати підшипники підвищеної надійності: а₁ = 1 при 90 %–й надійності; а₁ = 0,62 при 95 %–й; а₁ = 0,44 при 97 %–й; а₁ = 0,33 при 98 %–й. Коефіцієнт а₂₃ враховує якість матеріалу деталей підшипника та умови експлуата­ції. Для звичайних умов роботи серійних підшипників: кулько­вих, крім сферичних, а₂₃ = 0,7...0,8; кулькових сферичних і ролико­вих із циліндричними роликами а₂₃ = 0,5...0,6; роликових конічних а₂₃ = 0,6...0,7.

Якщо довговічність підшипників, що розрахована за базовою дина­мічною вантажністю, незадовільна, то слід підібрати підшипник біль­шого типорозміру.

Розрахунок стикових з'єднань.

Розрахунок стикових з'єднань. Стикове з'єднання розраховують на міцність за номінальними напруженнями без урахування підсилен­ня швів (місцевого наплавлювання металу) і за тими самими умовами, що й для суцільних елементів деталей. Для схем навантаження стико­вих з'єднань із прямим та косим швами (рис. 15.7, а, б) умова міцності має такий вигляд:

σ = F/(δb) ≤ [σ]', (1)

де σ – напруження розтягу у шві; F – сила, що навантажує з'єднан­ня;

δ, b– товщина та ширина з'єднуваних елементів відповідно;

[σ]' – допустиме напруження розтягу стикового зварного з'єднання.

Руйнування стикового зварного з'єднання може відбуватись без­посередньо по шву, місцю сплавлювання металу шва з металом деталі або по перерізу деталі в зоні термічного впливу, де в результаті на­грівання при зварюванні змінюються механічні властивості металу. У розрахунку цю невизначеність беруть до уваги відповідним вибо­ром допустимого напруження [σ]' та з урахувавнням властивостей мате­ріалу з'єднуваних деталей. Концентрація напружень, що виникає у сти­кових швах, незначна (Κ_σ ≤ 1,6). Для швів із знятим механічним способом підсиленням К_σ = 1