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 кольца при монтаже и температурных деформациях валов.

На рис. 13.16 показаны схемы установки подшипников качения на валах и в корпусах.

Для относительно длинных валов (длина пре­вышает восьмикратный наибольший диаметр) применяют схемы а и б. В этих схемах 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 (схема б).

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, причем используют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Заметим, что роликовые подшипники более требовательны к качест­ву смазки, чем шарикоподшипники.

При выборе смазочного 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 извне 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. На рис. 13.17, а показано уплотнение войлочным кольцом прямоугольного сечения, помещаемого в канавку трапецеи­дальной формы. Этот вид уплотнения 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.

На рис. 13.17, б показано контактное уплотнение в виде резино­вой манжеты с поджимной пружиной; манжета армирована метал­лическим каркасом и допускает скорость 20 м/с. Манжеты применяют при любом смазочном материале.

На рис. 13.17, в показано бесконтактное щелевое уплотнение с кон­центричными канавками, заполняемыми пластичны смазочным материалом. Применяется при окружной скорости вала до 5 м/с. При большой частоте вращения вала (скорость свыше 5 м/с) канавки можно сделать винтообразны­ми, в этом случае они будут играть роль маслооткачивающих канавок.

На рис. 13.17, г показано бесконтактное лабиринтное уп­лотнение, пригодное для любого смазочного материала и при любой частоте вращения вала. Зазор в лабиринте заполняется пластич­ным смазочным материалом.

Центробежные уп­лотнения применяют главным образом при жидком смазочном материале и окружной скорости вала более 7 м/с. В качестве примеров можно привести маслосбрасывающее и отражатель­ное кольца (рис. 13.18).

В ответственных конструкциях и при тяжелых условиях эксплуатации применяют комбиниро­ванные уплотнения (см. рис. 13.17, д).

На рис. 13.19 показаны современные весьма эффективные торцо­вые уплотнения: а — уплотнение, в котором кольцо 1 из антифрикци­онного материала поджимается пружиной 3 к закаленному стальному кольцу 2, а резиновое кольцо 4 осуществляет статическое уплотнение; б — уплотнение эластичной стальной шайбой.

На рис. 13.20 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.

На рис. 13.21 показан ведущий вал цилиндрической косозубой пере­дачи, смонтированный на радиально-упорных конических роликопод­шипниках. Смазывание подшипников — разбрызгиванием масла шестер­ней. Уплотнение — резиновая армированная манжета.

На рис. 13.22 представлен вал-шестерня конической передачи, смон­тированный на радиально-упорных конических шарикоподшипниках двумя способами: широкими торцами наружных колец внутрь (а) и на­оборот (б). При первом способе опорная база вала больше, реакции опор и нагрузка на подшипники меньше, поэтому такое расположение под­шипников предпочтительно.

На рис. 13.23 показан конический редуктор, у которого вал-шестерня смонтирован на подшипниках по первому способу, а ведомый — по второму.

При монтаже и демонтаже подшипников качения не допускается пе­редача усилий через тела качения, поэтому необходимо пользоваться со­ответствующими приспособлениями. На рис. 13.24 показаны: а — мон­тажное приспособление, б — съемочное.

Пример 13.1. Подобрать конические роликоподшипники для вала-шестерни косозубой цилиндрической передачи редуктора (рис. 13.21).

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

F_t = 2620 Н, F_r = 960 Н, F_a = 370 Н;

d = 35 мм, d₁ = 100 мм, b₁ = 45 мм, с₁ = 85 мм,

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 (α = 12°). Расстояние от торца подшипника до точки приложения радиальной реакции (см. рис. 13.12, б):

a = 0,5T + (d+D)e/6=0,5·23+(35+80)0,32/6 ≈ 18мм.

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

с = с₁ + T – a = 85+23-18 = 90 мм;

b = b ₁ + T – a = 45+23-18 = 50мм.

Найдем реакции опор (индексом 2 обозначен подшипник, воспринимающий осевую нагрузку A=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 H;

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 = = = 1750 H.

R₂ = F_r2 = = = 1055 Н.

На рис. 13.21 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,S3eF_r2 = 0,83·0,32·1055 = 278 Н;

Осевые нагрузки F_a1 и F_a2 подшипников определяем, учитывая, что А + S₁ > S₂:

F_a1=S₁=462H;

F_a2 =A + S₁ =370 + 462 = 832 Н.

Определяем эквивалентные динамические нагрузки Р₁ и Р₂ подшипников:

для правого подшипника

F_a1/F_r1 = 462/1750 = 0,264 < е = 0,32;

поэтому X₁ = 1, Y₁ = 0;

для левого подшипника

F_a2/F_r2 = 832/1055 = 0,79 > е = 0,32,

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

Тогда при К₆ = 1,5; К _т = 1 будем иметь:

Р₁ = (X₁F_r1+ Y₁F_a1)K₆K _т= 1750·1,5 = 2625 Н;

Р₂ = (X₂F_r2 + Y₂F_a2)K₆K_T = (0,4· 1055 +1,88 · 832)1,5 = 2980 Н.

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

С_тр =Р₂(60nL_h·10^-6)^0,3 = 2980(60·1450·25·10³·10^-6)^0,3 ≈ 30 000 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 = 48 100 Н).

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

Если аналогичные расчеты произвести повторно для вновь принято­го 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

L_h = = ≈ 45 000 ч

«45000 ч

(вместо вычисления следует пользоваться таблицами каталога).

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