Підшипники кочення (стр. 1 из 3)
Контрольна робота
Тема
Підшипники кочення
Зміст
Вступ
1. Теоретична частина
1.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
1.1.1 Визначення радіальних реакцій
1.1.2 Визначення осьових навантажень
1.2 Підбір підшипників за динамічною вантажністю
2. Практична частина
Завдання 1
Література
Вступ
Підшипники кочення є основним видом опор
Їхнє широке застосування в промисловості обумовлено наступними перевагами в порівнянні з підшипниками ковзання: невелике тертя, особливо при малих швидкостях і пуску, простота монтажу й експлуатації, незначна витрата змащення, висока ступінь стандартизації і централізоване виготовлення (тобто низька вартість і повна взаємозамінність за з’єднувальними розмірами), висока вантажність, менші вимоги до термообробки посадкових шийок валів, надійна робота в умовах частої зупинки і пуску приводів.
До недоліків підшипників кочення варто віднести високу чутливість до ударних і вібраційних навантажень, низьку довговічність у високошвидкісних приводах (небезпека руйнування сепаратора від дії відцентрових сил), порівняно великі радіальні розміри, підвищену шумову характеристику при високих швидкостях.
Мета роботи - розглянути сучасні методи розрахунку працездатності підшипників і конструювання підшипникових вузлів, вирішити типові приклади розрахунку і проектування опор на підшипниках кочення.
1. Теоретична частина
1.1 Визначення сил, що навантажують підшипники
1.1.1 Визначення радіальних реакцій
Радіальна реакція підшипника вважається прикладеною до осі вала в точці перетинання з нею нормалі, проведеної через середину контактної площадки. Для радіальних підшипників ця точка розташовується на середині ширини підшипника (рис.1, а).
Рис.1 Розташування розрахункових точок опор
Для радіально-упорних підшипників відстань а між цією точкою і торцем підшипника може бути визначена графічно (рис.1, б) або аналітично за наступними формулами:
підшипники кулькові радіально-упорні однорядні
підшипники роликові конічні однорядні
Ширину кілець В, монтажну висоту Т, параметр навантаження е, кут контакту б, а також d і D приймають за ГОСТами.
Аналогічним чином ведеться розрахунок і у випадку, якщо в опорі встановлений подвійний підшипник або два однакових підшипники, але затягування підшипника таке, що водночас працює тільки один ряд тіл кочення.
Якщо затягування таке, що водночас працюють обидва ряди тіл кочення й осьове навантаження має враховуватися при розрахунку, умовно місцем прикладання реакції вважають точку, що відстоїть від середини підшипника і сприймає осьове навантаження, на 1/3 відстані між рядами тіл кочення. Приблизно допускається сполучення розрахункового положення опори із серединою підшипника, який сприймає осьове навантаження. Якщо осьове навантаження при розрахунку підшипників враховуватися не повинно, розрахункова точка опори розміщується між підшипниками.
На вихідні кінці валів часто встановлюють шківи ремінних передач, зірочки ланцюгових передач, сполучні муфти, які передають обертальний момент від електродвигуна редуктора до сполученого вала. З боку ремінної або ланцюгової передачі на вал діє консольне навантаження, яке викликає появу додаткових реакцій в опорах. З боку муфти на вал також діє радіальне навантаження
, яке виникає через похибку монтажу, помилки виготовлення і нерівномірне зношування елементів муфти.При установці на кінці валів сполучних муфт напрямок сили
заздалегідь не відомий, тому при розрахунку приймають, що ці сили збігаються за напрямком з реакцією в опорі від дії сили 
у зачепленні.Величини реакцій опор визначають з умов рівноваги. Радіальне навантаження на підшипник
– це сумарна опорна реакція.1.1.2 Визначення осьових навантажень
При установці вала на кулькових радіальних підшипниках осьова сила
, що навантажує підшипник, дорівнює зовнішній осьовій силі 
, що діє на вал.При установці вала на радіально-упорних підшипниках осьові сили , що навантажують підшипники, знаходять з урахуванням осьових складових
від дії радіальних навантажень 
.Для кулькових радіально-упорних підшипників з кутом контакту
У цих підшипниках дійсний кут контакту відрізняється від початкового і залежить від
, , і Соr.Тому коефіцієнт
приймають за графіком (рис. 2) у залежності від відношення Rr / Соr. 
Рис.2. Коефіцієнт мінімального осьового навантаження
Для кулькових радіально-упорних з кутом контакту
і 
Значення коефіцієнта е приймають за таблицею 1.
Таблиця 1
Коефіцієнти
 |  | Підшипники однорядні | Підшипники дворядні |  | ||||
 |  | | ||||||
| Х | Y | Х | Y | Х | Y | |||
| 00 | 0,014 | 0,56 | 2,30 | 1,0 | 0 | 0,56 | 2,30 | 0,19 |
| 0,028 | 1,99 | 1,99 | 0,22 | |||||
| 0,056 0,084 | 1,71 1,55 | 1,71 1,55 | 0,26 0,29 | |||||
| 0,110 | 1,45 | 1,45 | 0,30 | |||||
| 0,170 | 1,31 | 1,31 | 0,34 | |||||
| 0,280 | 1,15 | 1,15 | 0,38 | |||||
| 0,420 | 1,04 | 1,04 | 0,42 | |||||
| 0,560 | 1,00 | 1,00 | 0,44 | |||||
| 120 | 0,014 | 0,45 | 1,81 | 1,0 | 2,08 | 0,74 | 2,94 | 0,30 |
| 0,029 | 1,62 | 1,84 | 2,63 | 0,34 | ||||
| 0,057 | 1,46 | 1,69 | 2,37 | 0,37 | ||||
| 0,086 | 1,34 | 1,52 | 2,18 | 0,41 | ||||
| 0,110 | 1,22 | 1,39 | 1,98 | 0,45 | ||||
| 0,170 | 1,13 | 1,30 | 1,84 | 0,48 | ||||
| 0,290 | 1,04 | 1,20 | 1,69 | 0,52 | ||||
| 0,430 | 1,01 | 1,16 | 1,64 | 0,54 | ||||
| 0,57 | 1,00 | 1,16 | 1,62 | 0,54 | ||||
| 260 | 0,41 | 0,87 | 1 | 0,92 | 0,67 | 1,41 | 0,68 | |
| 360 | 0,37 | 0,66 | 1 | 0,66 | 0,60 | 1,07 | 0,95 | |
Примітка:1.Коефіцієнти
і для проміжних величин відносно визначається інтерполяцією.2.При
у всіх випадках приймають 
. У таблиці 
- число рядів тіл кочення.Для конічних роликових підшипників
0,83 і 
. Значення е приймають за ГОСТами.Для нормальної роботи радіально-упорних підшипників необхідно, щоб у кожній опорі осьова сила, що навантажує підшипник, була б не менше осьової складової від дії радіальних навантажень, тобто
і 
(рис. 3): 
Рис.3 Розрахункові схеми навантаження валів
При цьому повинна виконуватися умова рівноваги вала, наприклад (рис. 3, а):
