4.5 Что такое эквивалентная нагрузка подшипников? Как она рассчитывается?
Эквивалентная динамическая нагрузка – это постоянная нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним и неподвижным внешним кольцами обеспечивает такую же долговечность, какую имеет подшипник при действительных условиях нагружения.
Для определения эквивалентной динамической нагрузки используют зависимость P=(XVFr+YFa)KБ KT,
где Fr и Fa — радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник; Х и У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки; KБ — коэффициент безопасности; KT — температурный коэффициент; V — коэффициент вращения.
4.6 Как находятся коэффициенты нагрузки х, у и величина Fa при расчете радиальных шариковых подшипников?
Коэффициенты нагрузки Х и У определяются в зависимости от отношения и параметра осевого нагружения ℮.
Если ℮, то осевая нагрузка не оказывает влияния на долговечность этих подшипников и следует принять Х = 1, У = 0.
Если >℮ , то Х = 0,56, а У = (1 — Х) .
Осевая нагрузка Fa равна внешней осевой силе, действующей на вал.
4.7 Как находятся коэффициенты х, у и величина Fa при расчете радиально-упорных подшипников?
Коэффициенты нагрузки Х и У в однорядных радиально-упорных подшипниках находят таким же способом, как и в радиальных подшипниках (см. п.4.6 настоящего раздела).
При нагружении радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой Fri возникает осевая составляющая , определяемая по формулам
— для шариковых подшипников;
— для роликовых конических подшипников,
где i — номер опоры, — коэффициент минимальной осевой нагрузки. Для радиально-упорных шариковых подшипников с углом контакта 18 принимают .
При определении осевой силы необходимо учитывать соотношение осевых составляющих и внешней осевой силы, действующей на вал.
4.8 Классификация подшипников качения.
Подшипники качения классифицирую по следующим признакам:
— по форме тел качения;
— по направлению воспринимаемой нагрузки;
— по числу рядов тел качения;
— по классам точности,
— по допустимому углу перекоса колес.
4.9 Смазка подшипников качения
Смазывание подшипников применяют в целях защиты от коррозии, для снижения трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
Для смазывания подшипников применяют жидкие и пластичные смазки. Жидкие смазки применяют при окружных скоростях более (1,5…2) м/с за счет разбрызгивания масла колесами. Пластичные смазки применяют при малых окружных скоростях.
4.10 Что такое статическая грузоподъемность подшипника?
Базовая статическая грузоподъемность Сo — это такая постоянная нагрузка, которая соответствует максимальным расчетным контактным напряжениям между телом качения и дорожкой качения подшипника.
4.11 Какой подшипник имеет больший наружный диаметр: 308 или 408?
Подшипник 408 относится к тяжелой серии по грузоподъемности, следовательно, он имеет большие габаритные размеры, и соответственно, больший наружный диаметр.
4.12 Как определить наиболее нагруженный подшипник?
Наиболее нагруженный подшипник определяется по результатам расчета полных давлений в опорах
где — реакции опор в горизонтальной плоскости, — реакции опор в вертикальной плоскости.
Считаем также, что наиболее нагруженная опора воспринимает и осевую нагрузку.
4.13 Что является критерием работоспособности призматических шпоночных соединений?
Критерием работоспособности является прочность по напряжениям смятия σсм или по напряжениям среза τср.
Для стандартных шпонок достаточно проверять условие прочности только на смятие.
4.14 В каких случаях требуется выполнять расчет шпоночных соединений по напряжениям среза?
Этот расчет необходим, если конструируются нестандартные шпоночные соединения.
4.15 С какой целью при изготовлении шпоночных соединений обеспечивается зазор между шпонкой и торцевой поверхностью шпоночного паза ступицы?
У призматической шпонки боковые поверхности являются рабочими, поэтому при сборке шпоночного соединения в радиальном направлении предусматривается зазор, чтобы гарантированно обеспечить передачу крутящего момента боковыми поверхностями шпонки.
4.16 Что следует предпринять, если не выполняется условие прочности при расчете шпонок?
Если при проверке шпонки напряжение смятия окажется ниже допустимого [σсм ], то можно установить две шпонки или выбрать шлицевое соединение.
4.17. Что такое напряженное соединение?
Это соединение деталей, в котором напряжения появляются на этапе сборки до приложения рабочей нагрузки. Например, посадка с натягом подшипников на вал.
4.18 Что такое ненапряженное соединение?
Это соединение деталей, в котором напряжения появляются только после приложения внешних сил.
4.19 Могут ли ненапряженные шпоночные соединения обеспечивать осевую фиксацию колес?
Не могут. В этом случае осевую фиксацию колес приходиться обеспечивать конструктивными мерами, используя буртики на валу, дистанционные втулки, разрезные кольца и тому подобные элементы.
4.20 С какой целью используются шпоночные соединения? Какие напряжения возникают в шпонке при нагрузке?
Шпонки служат для передачи крутящего момента к установленным на нем деталям (шкивам, зубчатым и червячным колеса, муфтам и тому подобное) или, наоборот, от этих деталей к валам.
При передаче крутящего момента шпонка работает на смятие и на срез (рис. 4.20).
Рис. 4.20 Силы, действующие на шпонку
5. Конструкция редуктора
5.1 Когда можно выполнять корпус редуктора без грузозахватных устройств?
Корпус редуктора изготавливается без грузозахватных приспособлений ( проушины, рым-болты и крюки ), когда масса редуктора в сборе не превышает 20 кг.
5.2 С какой целью выполняется отверстие в ручке смотровой крышки?
Через отверстие в ручке смотровой крышки выходит воздух, который расширяется от выделения тепла в зацеплении. Если для воздуха не предусмотрено отверстие для выхода, то он пробивается через стыки и уплотнения, что способствует вытеканию смазки наружу.
Если редуктор работает в условия повышенной загрязненности, то необходимо проектировать пробку-отдушину с фильтром, так как при охлаждении редуктора во время остановки загрязненный воздух всасывается внутрь.
5.3 Как по чертежу редуктора можно определить его передаточное число?
Для этого нужно измерить диаметры начальных окружностей колеса и шестерни, получить частное от их деления и округлить полученный результат до стандартного значения.
5.4 Как определить передаточное число редуктора, не разбирая его?
Нужно провернуть быстроходный вал такое число раз, чтобы получить один оборот тихоходного вала. Это число оборотов быстроходного вала, округленное до стандартного значения, и есть передаточное число редуктора.
5.5 Как определить какой из выходных валов является быстроходным, а какой тихоходным?
Быстроходный вал редуктора имеет меньший диаметр по сравнению с тихоходным, так как последний передает больший крутящий момент.
5.6. С какой целью устанавливаются прокладки между нажимными крышками подшипниковых узлов и корпусом? Как эта цель достигается при использовании врезных крышек?
Прокладки между нажимными крышками подшипниковых узлов и корпусом редуктора устанавливаются для регулировки теплового зазора и уплотнения стыка крышки с корпусом.
При использовании врезных крышек эта регулировка осуществляется с помощью распорных втулок или нажимного винта со стороны глухой крышки через шайбу.
5.7. Как уплотняется фланцевый разъем корпуса и крышки редуктора?
При сборке стыковые поверхности фланцев корпуса и крышки редуктора покрываются пастой «Герметик», либо лаком.
5.8 Как при сборке редуктора учитывается некоторое удлинение вала из-за нагрева редуктора при работе?
Чтобы избежать температурных деформаций вала при нагреве, необходимо одну из опор сделать плавающей, или предусмотреть тепловой зазор между крышкой подшипникового узла и подшипником.
5.9 С какой целью в конструкции редуктора используются штифты?
Корпус и крышку редуктора фиксируют относительно друг друга штифтами, устанавливаемыми без зазора до расточки отверстий под подшипники.
Штифты позволяют многократно разбирать и собирать редуктор без смещения осей расточек под подшипники.
5.10 Из каких деталей состоит система смазки в редукторе?
Система смазки в общем случае состоит из отверстия для заливки (это отверстие закрывается смотровой крышкой с ручкой-отдушиной), масловыпускного отверстия с пробкой в нижней части корпуса, а также маслоизмерительного устройства для контроля уровня смазки в редукторе.
В зависимости от величины окружной скорости зубчатых колес также применяются маслоотражательные или мазеудерживающие кольца, которые тоже относятся к системе смазки.
5.11 Изобразить мазеудерживающее кольцо. Когда оно используется?
Конструкция мазеудерживающего кольца представлена на рис. 5.11.
Используется оно, когда окружная скорость зубчатых колес менее 2 м/с и подшипники смазываются пластичной смазкой.
Рис. 5.11 Мазеудерживающее кольцо
5.12 Изобразить конструкцию маслоотражательного кольца. Когда оно используется?
Конструкция маслоотражательного кольца приведена на рис. 5.12. Используется оно, когда окружная скорость зубчатых колес более 2 м/с, а диаметр выступов косозубой или шевронной шестерни меньше наружного диаметра подшипника на быстроходном валу.
Рис. 5.12 Маслоотражательное кольцо
5.13 Какие размеры проставляются на сборочном чертеже?
На сборочном чертеже проставляются габаритные, установочные, присоединительные, посадочные и справочные размеры. Кроме того, проставляются межосевые расстояния с допусками.
5.14 Когда на сборочном чертеже проставляются посадки, а когда допуски?
Посадки на сборочном чертеже проставляются, когда на чертеже изображены сопрягаемые детали, например, валы и подшипники, тихоходный вал и колесо.
Допуски проставляются на деталях, если на сборочном чертеже нет сопрягаемой детали. Например, на выходных участках валов указываются только допуски на диаметр (рис. 5.14).
Рис.5.14 Допуски и посадки на сборочном чертеже
5.15 Какие параметры редуктора регламентированы стандартом?
Стандартом регламентируются передаточные числа, межосевые расстояния между валами редуктора и коэффициент ширины колеса.
5.16 Что такое плавающий вал?
Плавающим называют вал, у которого обе опоры являются шарнирно-подвижными (плавающими). Такую конструкцию имеет один из валов шевронной зубчатой передачи, обычно быстроходный (рис.5.16). В этом случае вал имеет некоторое возвратно-поступательное осевое смещение, которое позволяет компенсировать разницу в осевых усилиях на полушевронах и не передавать эту нагрузку на подшипники.
5.17 Как определяются уровни смазки при проектировании и в процессе эксплуатации редуктора?
Глубина погружения зубчатого колеса в масляную ванну должна быть не меньше высоты зуба. Максимальная глубина погружения hmax зависит от окружной скорости в зацеплении: при V = 5…7 м/с принимаем hmax = 4,5m ;
Контроль уровня смазки осуществляется с помощью маслоуказателя во время остановки редуктора.
Рис. 5.16 Конструкция плавающего вала.
Выбор подшипников по динамической грузоподъемности
где L — ресурс в млн. оборотах;
С — паспортная динамическая грузоподъемность подшипника — это такая постоянная нагрузка, которую подшипник может выдержать в течение одного млн. оборотов без появления признаков усталости не менее чем у 90% из определенного числа подшипников, подвергающихся испытаниям. Значения С приведены в каталогах;
р — показатель степени кривой усталости (р=3 — для шариковых подшипников, р=10/3 — для роликовых).
Р — эквивалентная (расчетная) динамическая нагрузка на подшипник.
Для перехода от количества млн. оборотов в ресурс в часах запишем:
Lh= 10 6 ∙L/(60∙n), ч.
Для радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников эквивалентную нагрузку определяют по формуле:
Р = ( X∙V∙Fr + Y∙Fa )∙Kb∙KT,
где Fr и Fa — радиальная и осевая нагрузки на подшипник;
V- коэффициент вращения кольца (V=1 при вращении внутреннего кольца, V=1,2 — при вращении наружного кольца);
Кb — коэффициент безопасности, учитывающий характер внешних нагрузок;
Кт — температурный коэффициент;
X и Y — коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок.
Для подшипников с цилиндрическими роликами формула для определения эквивалентной динамической нагрузки имеет вид:
Р = Fr∙V∙Kb∙KT.
Значения коэффициентов X и Y берут в зависимости от значения отношения Fa/V∙Fr . Осевая сила не оказывает влияния на величину эквивалентной нагрузки до тех пор, пока величина отношения не превысит определенного значения коэффициента влияния осевого нагружения e. Поэтому при Fa/V∙Fr ≤ e расчет ведут на действие только радиальной нагрузки, т.е. X=1, Y=0. Если Fa/V∙Fr>e, то X и Y берут в справочниках для конкретного подшипника.
Нужно отметить, что коэффициент е для роликовых конических и шариковых радиально-упорных подшипников с углами контакта α >18° постоянен для конкретного подшипника независимо от нагрузки, а для шариковых однорядных подшипников с углом контакта 18° и меньше выбирается в зависимости от соотношения Fx/C0. Здесь С0 — статическая грузоподъемность подшипника.
В радиально упорном подшипнике от действия радиальной силы возникает дополнительная осевая нагрузка S. Ее значение для шариковых радиально-упорных подшипников определяется S=e∙Fr, а для конических роликоподшипников — S=0,83∙e∙Fr. Выше отметили, что радиально-упорные подшипники устанавливают попарно. Существует несколько схем установки. Рассмотрим наиболее часто встречающуюся схему — установку подшипников с осевой фиксацией «враспор».
Рисунок 68
Торцы внутренних колец подшипников упираются в буртики вала, а торцы наружных колец — на элементы корпуса агрегата. Обозначим полные осевые нагрузки на подшипники через Fa1 и Fa2. Эти силы с одной стороны не могут быть меньше осевых составляющих от радиальных сил, т.е.
Fa1≥S1, Fa2≥S2
В то же время они должны быть не менее суммарных внешних осевых нагрузок на подшипники:
Fa1≥Fx + S2, Fa2≥S1-Fx.
Очевидно то, что большее значение из двух удовлетворяет обоим неравенствам.
| Условие нагружения | Осевые нагрузки подшипников |
| S1< S2, Fx ≥0 или S1> S2, но Fx≥S1-S2 | Fa1 = Fx + S2, Fa2 = S2 |
| S1>S2, но FX≤S1-S2 | Fa1 = S1, Fa2 = S1 — Fx |
Расчет подшипников качения на долговечность проводят в следующей последовательности:
- определяют радиальные опорные реакции для каждой опоры;
- выбирают схему расположения и тип подшипника исходя из условий работы, действующих нагрузок;
- по посадочному диаметру вала выбирают конкретный подшипник по каталогу и выписывают d, D, С, С0, X, Y, е;
- определяют эквивалентную динамическую нагрузку на подшипники:
Р = ( X∙V∙Fr + Y∙Fa )∙Kb∙KT;
Lh= ( С/Р ) р ∙10 6 /(60∙n), час.
и сравнивают с требуемой долговечностью. Если Lh< Lh треб то можно:
- сменить подшипник на более тяжелую серию;
- сменить тип подшипника на более грузоподъемный;
- увеличить диаметр вала;
- предусмотреть меньший срок службы и замену подшипника.
Детали машин. Практическая работа » Расчет подшипников качения»
Значения динамических грузоподъёмностей подшипников различных типов и серий, приведённых в справочниках, получены по результатам испытаний при простой нагрузке: только радиальной для радиальных и радиально-упорных подшипников и только осевой для упорных и упорно-радиальных подшипников.
Условия работы подшипников по характеру нагрузки и температуре разнообразны. Влияние основных эксплуатационных факторов на работоспособность подшипников учитывают путём введения в расчёт эквивалентной нагрузки. Это критерий подобия, который обобщает накопленный опыт по эксплуатации подшипников в различных конструкциях.
Эквивалентная динамическая нагрузка P для радиальных шариковых и радиально-упорных подшипников – постоянная нагрузка, которая, действуя на подшипник с вращающимся внутренним кольцом, обеспечивает такой же расчётный срок службы, как и при действительных условиях нагружения и вращения.
Экспериментально установлено, что влияние осевой силы на динамическую грузоподъёмность зависит от соотношения параметров, определяющих углы давления b и контакта a. При небольших углах давления (tgb=Fа/(V*Fr)£e) осевые нагрузки не оказывают отрицательного влияния на долговечность подшипников и их не учитывают:
Если Fа/(V*Fr)>e, то эквивалентную нагрузку находят по формуле:
где Fr – радиальная сила; Fа – осевая сила; X и Y – коэффициенты, учитывающие действие, соответственно, радиальной и осевой нагрузок (табл.3.1); V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца и V=1,2 при вращении наружного кольца; Kδ – коэффициент безопасности (табл.3.2.); KT – температурный коэффициент, вводимый только при рабочей температуре t 0 от 105 до 2500 C — KT=(108+0,4·t)/150.
Таблица 3.2. Долговечность подшипников Lh и коэффициенты безопасности Kδ.
Машина, оборудование и характер нагрузки
Спокойная нагрузка (без толчков):
ленточные транспортеры, работающие под крышей при не пылящем грузе, блоки грузоподъёмных машин.
Лёгкие толчки. Кратковременные перегрузки до 125% от расчётной нагрузки:
металлорежущие станки, элеваторы, внутрицеховые конвейеры, редукторы со шлифованными зубьями, краны электрические, работающие в лёгком режиме, вентиляторы, машины для односменной работы, эксплуатируемые не всегда с полной нагрузкой, стационарные электродвигатели, редукторы.
Умеренные толчки и вибрации. Кратковременные перегрузки до 150% от расчётной нагрузки:
редукторы с фрезерованными зубьями 7-й степени точности, краны электрические, работающие в среднем режиме шлифовальные, строгальные и долбёжные станки, центрифуги и сепараторы, зубчатые приводы 8-й степени точности, винтовые конвейеры, краны электрические.
Значительные толчки и вибрации. Кратковременные перегрузки до 200% от расчётной нагрузки:
ковочные машины, гальтовочные барабаны, зубчатые приводы 9-й степени точности.
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников с короткими цилиндрическими роликами:
Эквивалентная нагрузка подшипников:
Формулы для расчета характеристик подшипников
Постоянная стационарная нагрузка, при которой срок службы подшипника качения получается таким же, как и в условиях фактической нагрузки. Динамическая эквивалентная радиальная нагрузка на радиальные, радиально-упорные шариковые и радиальные роликовые подшипники при постоянной радиальной и осевой нагрузках вычисляется по следующим формулам:
Динамическая эквивалентная радиальная нагрузка для радиальных роликовых подшипников при α = 0 и под воздействием только радиальной нагрузки рассчитывается по следующей формуле:
Динамическая эквивалентная осевая нагрузка:
Постоянная центрально-осевая нагрузка, при которой срок службы подшипника качения получается таким же, как и в условиях фактической нагрузки. Динамическая эквивалентная осевая нагрузка на упорные шариковые подшипники и упорные роликовые подшипники при α ≠ 0 рассчитывается по формуле:
Упорные шариковые и упорные роликовые подшипники при α = 90 град. могут выдерживать только осевые нагрузки. Динамическая эквивалентная осевая нагрузка на подшипники этого типа рассчитывается по формуле:
Статическая эквивалентная радиальная нагрузка:
Статическая радиальная нагрузка, которая создает такое же контактное напряжение в центре контакта наиболее нагруженного ролика/дорожки качения, что и в случае контакта в условиях фактической нагрузки. Статическая эквивалентная радиальная нагрузка на радиальные, радиально-упорные шариковые и радиальные роликовые подшипники является наибольшим из двух значений, которые рассчитываются по формуле:
Статическая эквивалентная осевая нагрузка:
Статическая центрально-осевая нагрузка, которая создает такое же контактное напряжение в центре контакта наиболее нагруженного ролика/дорожки качения, что и в случае контакта в условиях фактической нагрузки. Статическая эквивалентная осевая нагрузка на упорные шариковые подшипники и упорные роликовые подшипники рассчитывается по формуле:
Результирующая эквивалентная нагрузка
При постоянной нагрузке на подшипник эквивалентная нагрузка рассчитывается в зависимости от типа подшипника по следующим формулам:
Если нагрузка на подшипник в течение его срока службы непостоянна, эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:
индекс периода срока службы
число оборотов за период срока службы
срок службы , нагрузка на подшипник P i и число оборотов n i являются константами
эквивалентная радиальная или осевая нагрузка за период срока службы (в зависимости от типа подшипника)
Основной номинальный срок службы:
Для отдельного шарикового подшипника или группы внешне идентичных шариковых подшипников, функционирующих в одинаковых условиях, — срок эксплуатации с коэффициентом надежности 90 % в обычных рабочих условиях, с использованием современных, общеупотребительных материалов и при надлежащем контроле качества изготовления. Основной номинальный срок службы радиальных шариковых подшипников рассчитывается по формуле:
для расчета срока службы в часах
Основной номинальный срок службы радиальных роликовых подшипников рассчитывается по формуле:
для расчета срока службы в часах
Основной номинальный срок службы упорных шариковых подшипников рассчитывается по формуле:
для расчета срока службы в часах
Основной номинальный срок службы упорных роликовых подшипников рассчитывается по формуле:
для расчета срока службы в часах
Скорректированный номинальный срок службы:
Значение срока службы, получаемое путем корректировки основного номинального срока службы с учетом соответствующего уровня надежности, особых свойств подшипника и конкретных условий эксплуатации. Основной номинальный срок службы радиальных шариковых подшипников рассчитывается по формуле:
при методе расчета ANSI/AFBMA 9 (ISO 281): L nar = L 10r a 1 a 2 a 3 или L na = L 10 a 1 a 2 a 3 для расчета срока службы в часах
при методе расчета SKF AG: L nar = L 10r a 1 a skf f t или L na = L 10 a 1 a skf f t для расчета срока службы в часах
Коэффициент корректировки срока службы с учетом надежности, a1
Для группы внешне идентичных шариковых подшипников, функционирующих в одинаковых условиях, — процент подшипников, для которых ожидается достижение или превышение заданного срока службы. Надежность отдельного шарикового подшипника — это вероятность достижения или превышения заданного срока службы для этого подшипника. Значения коэффициента корректировки срока службы a1 приводятся в следующей таблице.
Коэффициент корректировки срока службы с учетом особых свойств подшипника, a2
Срок службы подшипника увеличивается или сокращается в зависимости от качества материала, технологии изготовления и внутренней конструкции подшипника. С учетом этих особенностей значение срока службы корректируется с помощью коэффициента a2.
Коэффициент корректировки срока службы с учетом условий эксплуатации, a3
Этот коэффициент используется, когда требуется принять во внимание воздействие условий эксплуатации на подшипник, в особенности смазки. На срок службы влияет фактор усталости, которая обычно наблюдается под поверхностями, подвергаемыми воздействию повторяющихся нагрузок. Если состояние смазки удовлетворительное, ролики отделены от дорожек качения масляной пленкой и повреждением поверхности можно пренебречь, значение a 3 устанавливается равным 1. Если состояние смазки неудовлетворительное, например смазочное масло имеет низкую вязкость или окружная скорость роликов слишком мала, используется значение a 3 < 1.
Коэффициент изменения срока службы для SKF, aSKF
Этот коэффициент отражает зависимость между предельным коэффициентом усталостной нагрузки (Pu/P), состоянием смазки (коэффициентом вязкости) и уровнем загрязнения подшипника ( η c). Значения коэффициента aSKF можно получить из следующих четырех диаграмм для разных типов подшипников как функцию значения η c(Pu/P) для стандартных подшипников SKF и подшипников SKF Explorer при различных значениях коэффициента вязкости κ .
Диаграмма 1. Коэффициент a SKF для радиальных шариковых подшипников
| a SKF |  |
| η c (P u / P) |
 |
Другие стандартные подшипники SKF |
 |
Подшипники SKF Explorer |
Диаграмма 2. Коэффициент a SKF для радиальных роликовых подшипников
| a SKF |  |
| η c (P u / P) |
| |
Другие стандартные подшипники SKF |
| |
Подшипники SKF Explorer |
Диаграмма 3. Коэффициент a SKF для упорных шариковых подшипников
| a SKF |  |
| η c (P u / P) |
Диаграмма 4. Коэффициент a SKF для радиальных упорных роликовых подшипников
| a SKF |  |
| η c (P u / P) |
| |
Другие стандартные подшипники SKF |
| |
Подшипники SKF Explorer |
Температурный коэффициент, ft
Рабочая температура для каждого подшипника определяется в зависимости от его материала и структуры. Подшипники, прошедшие специальную термическую обработку, могут использоваться при температурах свыше +150 ºC. С ростом рабочей температуры допустимый уровень контактного напряжения постепенно снижается. Соответственно сокращается и номинальный срок службы.
Потеря мощности при трении
При κ > 4 используйте кривую для κ = 4. Поскольку значение η c (P u / P) стремится к нулю, a SKF стремится к 0,1 при всех значениях κ . Пунктирная линия обозначает положение прежней шкалы a 23 ( κ ), где a SKF = a 23 .
На диаграммах представлены типичные значения и запасы прочности, обычно соответствующие предельным усталостным нагрузкам для других механических компонентов. Учитывая, что формулы номинального срока службы SKF допускают упрощения, даже при точной идентификации рабочих условий нецелесообразно использовать значения a SKF , превышающие 50.
Значение используемых переменных:
основная номинальная радиальная динамическая нагрузка [фунт-сила, Н]
основная номинальная радиальная статическая нагрузка [фунт-сила, Н]
основная номинальная осевая динамическая нагрузка [фунт-сила, Н]
основная номинальная осевая статическая нагрузка [фунт-сила, Н]
осевая нагрузка подшипника = осевая составляющая фактической нагрузки подшипника [фунт-сила, Н]
радиальная нагрузка подшипника = радиальная составляющая фактической нагрузки подшипника [фунт-сила, Н]
обороты вала [об/мин]
основной номинальный срок службы в 10 6 оборотов [млн. об.]
скорректированный номинальный срок службы в 10 6 оборотов [млн. об.]
основной номинальный срок службы в 10 6 оборотов [час]
скорректированный номинальный срок службы в 10 6 оборотов [час]
динамическая эквивалентная радиальная нагрузка [фунт-сила, Н]
статическая эквивалентная радиальная нагрузка [фунт-сила, Н]
динамическая эквивалентная осевая нагрузка [фунт-сила, Н]
статическая эквивалентная осевая нагрузка [фунт-сила, Н]
коэффициент корректировки срока службы с учетом надежности
коэффициент корректировки срока службы с учетом особых свойств подшипника
коэффициент корректировки срока службы с учетом условий эксплуатации
коэффициент корректировки срока службы по методу SKF
предельное значение F a / F r для применения различных значений коэффициентов X и Y
степень для определения срока службы
номинальный угол контакта подшипника в градусах
требуемый статический запас прочности
расчетный статический запас прочности
коэффициент, определяемый дополнительными силами
максимальная рабочая температура
потеря мощности при трении
Коэффициент трения [МПа, фунт/кв. дюйм]