Опоры качения в тяжелых режимах эксплуатации - Комиссар А.Г.
Скачать (прямая ссылка):
недопустимо применять подшипники со штампованными тонкостенными сепараторами, особенно состоящими из нескольких частей, соединенных заклепками, с чугунными сепараторами, с сепараторами, центрированными по телам качения;
для вибраторов с частотой вращения в пределах 60— 90 % предельной частоты вращения выбранного типа подшипника следует предусматривать модификацию с увеличенным радиальным зазором по 3-й группе зазоров; при больших частотах вращения — по 4-й группе, а при меньших — применять подшипник с нормальным зазором;
применяя подшипник с нормальным радиальным зазором, следует провести расчет уменьшения зазора после запрессовки.
Для легких и средних вибраторов применяют радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими бомби ни р ова иными роликами (см. рис. 52, в). При тех же габаритных размерах эти подшипники по грузоподъемности не уступают сферическим, а по быстроходности значительно превосходят их. Выполнение бомбины на роликах обеспечивает равномерный характер эпюры контактных напряжений по длине ролика, что снижает вероятность торцовых разрушений при вибрационных нагрузках, повышает грузоподъемность и снижает чувствительность подшипника к динамическим и технологическим перекосам.
Фирма SKF разработала конструкции опор вибраторов с установкой таких подшипников на клею. Это позволяет избежать посадок с большим натягом, что упрощает монтаж и дает возможность, с учетом высоких скоростных возможностей типа, применять подшипники с нормальным радиальным зазором. Для демонтажа подшипников при замене узел нагревают до 200 °С.
176 Опоры качения вибрационных машин и механизмов
50. Фактор износа для промышленных вибромашин
Частота вращения Эквивалентная нагрузка Фактор износа
п < 0.5лпр P < 0,03С 0,03С<Р<0,1С Р> 0,1С 7 6 5
0,5япр < п< 0,75япр P < о,озс 0,03С<Р<0,1С Р> 0,1С 6 5 4
п > 0,75%р P < 0,03С 0,03С<Р<0,1С Р> O9IC 5 4 3
В опорах легких быстроходных вибраторов применяют радиальные и радиально-упорные шарикоподшипники с пластмассовыми или латунными сепараторами.
Схема расчета подшипников. При установке дебаланс-ных валов используется схема двухопорного вала с фиксирующей и плавающей опорами. Если нагрузки слишком высоки, двухопорные валы соединяют последовательно при помощи муфт (см. рис. 57) или параллельно (см. рис. 64), через редуктор, или используя явление самосинхронизации дебалансных масс.
Выбирая подшипники для двухопорного вала вибромашин, рекомендуется провести расчеты в следующем порядке:
вычислить эквивалентную нагрузку P на подшипник по формулам (20), (21);
задаться ориентировочным значением долговечности подшипника Lh9 исходя из имеющегося опыта проектирования машин с близкими техническими характеристиками; при отсутствии таких данных принять Ln = 5000 ч;
определить требуемую динамическую грузоподъемность Стр подшипника по формуле (8);
выбрать по каталогу радиальный сферический двухрядный подшипник с ближайшей большей динамической грузоподъемностью С ^ Стр; сравнить предельную частоту вращения подшипника с заданной частотой враще-
Герметизация
177
ния дебалансного вала. Если п > япр, снизить принятое значение долговечности и повторить расчет;
исходя из полученного значения d, определить абразивную долговечность подшипника. Фактор износа принимается в зависимости от частоты вращения и нагрузок по табл. 50;
уточнить усталостную долговечность подшипника по формуле (10). Принять U1 = 1. Если вибромашина является элементом поточной технологической линии и ее отказ ведет к дорогостоящему простою всей линии, можно принять Y = 92 % и ах = 0,84. Коэффициент O23 определить по табл. 11 для обычных условий работы подшипника, если грузоподъемность С принята по справочнику [16]. Если С принималась по справочнику [15], тоа23 = 1-
5. ГЕРМЕТИЗАЦИЯ
Анализ данных о браковочных признаках подшипников, демонтированных с вибромашин после наработки различных сроков службы, показывает, что абразивный износ является одной из самых распространенных причин отказов подшипников при их эксплуатации в промышленных вибромашинах. Часто причиной выхода из строя опоры качения является утечка смазочного материала. Это свидетельствует о недостаточной эффективности применяемых уплотнительных устройств.
Для герметизации подшипниковых опор вибромашин используют радиальные и торцовые манжетные уплотнения. Под действием инерционных сил, которые возникают при колебательном движении уплотнения вместе с машиной, эластичные элементы радиальных уплотнений совершают интенсивные относительные колебания, зачастую приводящие к разгерметизации соединения. Кроме того, радиальные уплотнения особенно чувствительны к радиальному биению вала. В вибрационных машинах динамические прогибы валов под воздействием дебалансных масс значительно превышают прогибы, имеющие место Обычно в стационарных установках. В связи с этим применение радиальных манжетных уплотнений для вибрирующих подшипниковых узлов является нецелесообразным.
В меньшей степени инерционные силы способны дестабилизировать контакт в парах трения торцовых уплотне-
