Подшипника определяют

Схема по рис. 7.49, в. В опорах применяют радиальные шариковые однорядные, шариковые или роликовые двухрядные сферические подшипники. Выбор того или другого типа подшипника определяется потребной грузоподъемностью и жесткостью вала.

где ho — коэффициент, равный отношению массы вращающихся относительно водила частей сателлита и его опор к массе сплэш-ного стального цилиндра с диаметром, равным делительному диаметру сателлита (d)g, и высотой bw (при установке подшипников качения внутри сателлита А,о—0,5, для подшипников, установленных в водиле, ^о=1,0). Выбрав предварительно подшипник, а следовательно, и динамическую грузоподъемность С, по отношению С/Р (см. гл. 5, ч. 2, табл. 5.27), определяется его долговечность (в часах или миллионах оборотов), Расчетная долговечность подшипника определяется по формуле

Приведенная статическая нагрузка подшипника определяется как большая из величин

всех внешних осевых сил Fa и осевых составляющих Fa радиальных нагрузок. При этом осевые силы, нагружающие данный подшипник, считают положительными, а разгружающие его — отрицательными. Если полученная сумма окажется положительной, то расчетная сила Fan для этого подшипника определяется как алгебраическая сумма внешних осевых сил ра и силы Fa данного подшипника. Если сумма окажется отрицательной, то за расчетную силу Рап принимается сила Fa данного подшипника. Например. Пусть сумма всех осевых сил, действующих на опору I (см. рис. 3.134), положительна, т. е. Fai + Faii — Pai — Fail > 0. Тогда расчетная осевая сила для этой опоры Fani — Fai — рац + Рап-Для опоры II алгебраическая сумма всех осевых сил будет отрицательной, Т. 6. Faii + Fai — Раш — Pal < 0. ТОГДЗ Рапц — Раи.

Вертикальная составляющая B'3I реакции правого подшипника определяется из равенства

Теплота, образуемая в подшипнике при вращении цапфы, отводится смазочным материалом через вал, корпус и передается окружающей среде. На установившемся режиме температура работы подшипника определяется равенством выделяющейся и отведенной теплоты. Эта температура не должна превышать значений, допускаемых для материала подшипника и сорта масла.

Другим критерием работоспособности подшипника скольжения является его температура. При чрезмерном ее повышении смазочная пленка разрушается и происходит сваривание трущихся тел. При вращении цапфы в подшипнике образуется теплота, равная работе момента трения Tf. Эта теплота передается окружающей среде, и при установившемся режиме температура подшипника определяется равенством выделяющейся и рассеиваемой теплоты. Чем больше мощность трения ь>Тг или vFT, где v — окружная скорость цапфы, тем выше ее температура.

Схема по рис. 7.49, в. В опорах применяют радиальные шариковые однорядные, шариковые или роликовые двухрядные сферические подшипники. Выбор того или другого типа подшипника определяется потребной грузоподъемностью и жесткостью вала.

где RE — эквивалентная (приведенная) динамическая нагрузка XCM. ниже), Н; р — показатель степени; р = 3 для шариковых и р = 10/3 = 3,33 для роликовых подшипников; со — угловая скорость кольца (вала), рад/с; L/,— требуемая долговечность (ресурс) подшипника, ч. Обычно долговечность подшипника определяется сроком службы машины между капитальными ремонтами. В машиностроении принимают L/, = 4000...30000 ч.

Расчет и подбор подшипников нередко производят методом последовательных приближений. Для этого приходится определять расчетную долговечность выбранного подшипника. Долговечность подшипника определяется количеством полных оборотов или количеством часов работы при заданной постоянной частоте вращения

Точность подшипника определяется точностью выполнения основных размеров колец подшипника (d, D, В) и точностью вращения подшипника.

Схема по рис. 7.49, в. В опорах применяют радиальные шариковые однорядные, шариковые или роликовые двухрядные сферические подшипники. Выбор того или другого типа подшипника определяют требуемые грузоподъемность и жесткость вала.

При проверочном расчете (заданы размеры и режим подшипника) определяют величину ha и сравнивают ее с допустимым значением по формуле (167).

Предельную частоту вращения подшипника определяют согласно условию, по которому произведение Dpwn не должно превышать некоторой установленной для каждого типа подшипника величины. Здесь Dptt, = 0,5(d + D), где d и D—соответственно внутренний и наружный диаметры подшипника, мм. Произведение Dpwn пропорционально скорости, измеренной по окружности центров тел качения.

Расчет. В связи с изменением относительного зазора в пределах (0,4...6) 10 ! целесообразно организовать вычисления параметров подшипника в цикле с перебором относительных зазоров, например, с шагом 0,0005 (символы действия 4...9 на схеме алгоритма рис. 18.12). Параметры работы подшипника определяют при установившемся тепловом режиме, поэтому в программе предусмотрен итерационный цикл вычисления средней температуры масла /,„ с шагом 0,5 °С (символы действия 6...8).

ЭКСЦЕСС распределения. Статистическая характеристика вибрационного сигнала. Так, для диагностирования состояния подшипника определяют эксцесс распределения высокочастотных составляющих вибрации корпуса подшипника. Эксцесс, характеризующий островершинность распределения амплитуд вибрации, отражает состояние подшипника независимо от его скорости вращения и геометрии.

Расчет. В жидкостных опорах, учитывая вероятность металлического контакта трущихся поверхностей опор, основные размеры (диаметр цапфы, длина подшипника) определяют расчетом, аналогичным расчету опор с трением скольжения (см. § 142). В гидродинамических опорах, кроме этого, расчетом определяют минимальную толщину масляного слоя, зависящую от угловой скорости вращения вала, вязкости масла и удельного давления на опору, и необходимую величину зазора между цапфой и вкладышем. В гидростатических опорах задаются числом капиллярных отверстий и, исходя из нагрузки на опору, определяют необходимое давление q смазки, величину зазора между цапфой и подшипником и расход смазки, по которому подбирают насос.

как внешней осевой нагрузки, например осевого усилия в червячном зацеплении, так и осевых составляющих радиальных реакций Sj и S2 подшипников. Результирующие осевые нагрузки подшипников можно определить следующим образом. Сначала определяют алгебраическую сумму всех внешних осевых сил Рх и осевых составляющих S радиальных нагрузок. При этом осевые силы, нагружаю-, щие данный подшипник, считают положительными, а разгружающие его — отрицательными. Если полученная сумма окажется положительной, то осевую силу Р„ для этого подшипника определяют как алгебраическую сумму внешних сил Рх и силы S парного подшипника.. Если сумма окажется отрицательной, то за осевую силу Ра принимают силу S данного подшипника. Например, пусть сумма всех осевых сил, действующих на опору 1 (рис. 306), положительна, т. е. Рх + + S2 - Si > 0. Тогда осевая сила для этой опоры Ро1 = Рж1 + S2- Для опоры 2: Рх1 — — S2 + Si < 0. Тогда Ра2 = S2. При определении радиальной реакции радиально-упорного. подшипника следует иметь в виду, что точка приложения этой реакции смещена вдоль оси подшипника как показано на рис. 305.

При п = 1 -г 10 об/мин долговечность подшипника определяют, как при п = 10 об/мин. Если ге <; 1 об/мин, подшипник следует проверять на статическую грузоподъемность.

При проверочном расчете (заданы размеры и режим подшипника) определяют величину Ii0 и сравнивают ее с допустимым значением по формуле (167).

Усилие распрессовки, зная натяг и размеры подшипника, определяют по формуле