SKF. Общий каталог подшипников - часть 18

Таблица 8

Ориентировочные величины эксплуатационного ресурса для разных типов машин

Тип машины 

Экспл. ресурс

 

Рабочие часы

Бытовые машины, с/х машины, контрольно­измерительные приборы, 

медицинское, техническое оборудование 

300 … 3 000

 

 

Машины, используемые в течение короткого времени или с перерывами:

ручные электроинструменты, подъемные механизмы в рабочих цехах, 

строительное оборудование и машины 

3 000 … 8 000

 

 

Машины, используемые в течение короткого времени или с перерывами, где требуется  

высокая эксплуатационная надежность: лифты, краны для пакетированных грузов или  

стропы барабанов и т.д. 

8 000 … 12 000

 

Машины, используемые 8 часов в день, но не всегда с полной нагрузкой: редукторы  

общего назначения, промышленные электродвигатели, дробилки и мельницы 

10 000 … 25 000

 

Машины, используемые 8 часов в день с полной нагрузкой: станки, деревообрабатывающие  

станки, краны для сыпучих грузов, вентиляторы, ленточные конвейеры, печатное оборудование, 

сепараторы и центрифуги 

20 000 … 30 000

 

Машины для непрерывного круглосуточного использования: приводы прокатных станов,  

электрические машины среднего размера, компрессоры, шахтные подъемники, насосы,  

текстильное оборудование 

40 000 … 50 000

 

Оборудование для ветроустановок, включая главный вал, редуктор 

качания­наклона, подшипники генератора 

30 000 … 100 000

  

 

Водопроводное оборудование, роторные печи, кабельное оборудование, 

силовые агрегаты океанских судов 

60 000 … 100 000

  

 

Крупногабаритные электромашины, электростанции, шахтные насосы, 

шахтные вентиляторы, дейдвудные подшипники океанских судов 

> 100 000

Таблица 9 

Ориентировочные величины эксплуатационного ресурса буксовых подшипников и подшипниковых узлов для 

рельсовых транспортных средств

Тип транспортного средства 

Эксплуатационный

 

pесурс

 

миллионы км

Товарные вагоны, соответствующие спецификации UIC с учетом 

постоянно действующей максимальной нагрузки на ось 

0,8

Пассажирские транспортные средства: пригородные поезда, поезда метро, легкие  

рельсовые транспортные средства и трамваи 

1,5

 

Пассажирские вагоны дальнего следования 

3

Дизельные и электрические поезда 

3 … 4

Дизельные или электрические локомотивы 

3 … 5

Выбор размера подшипника

72

Динамические нагрузки  

на подшипник

Расчет динамических нагрузок  

на подшипник

Нагрузки, действующие на подшипник, можно 

вычислить по законам механики, если внешние 

силы (например, силы от привода, рабочие 

силы или силы инерции) известны или могут 

быть рассчитаны. При расчете составляющих 

нагрузки для одиночного подшипника в целях 

упрощения вал рассматривается как балка, 

покоящаяся на жестких безмоментных опорах. 

Упругие деформации подшипника, корпуса 

или рамы машины не рассматриваются, равно 

как и моменты, возникающие в подшипнике  

в результате деформаций вала.

Эти упрощения необходимы, если расчет 

параметров подшипникового узла произво­

дится при помощи подручных средств, напри­

мер, калькулятора. Стандартизованные методы 

расчета грузоподъемности подшипника  

и эквивалентной нагрузки на подшипник 

основаны на подобных допущениях.

Расчет нагрузок на подшипник может быть 

основан на теории упругости без вышеуказан­

ных допущений, но для этого требуются слож­

ные компьютерные программы. В этих програм­

мах подшипник, вал и корпус рассматриваются 

как эластичные компоненты системы.

Внешние силы, возникающие, например, из 

собственного веса вала и установленных нa нем 

деталей или из массы транспортного средстства 

и сил инерции, либо известны, либо могут быть 

рассчитаны. Однако, при определении рабочих 

сил (сил прокатки, сил резания в станках и т.д.), 

ударных сил и дополнительных динамических 

сил, возникающих, например, в результате 

дисбаланса, зачастую приходится полагаться 

на оценки, основанные на опыте эксплуатации 

подобных машин или подшипниковых узлов.

Зубчатые передачи

В зубчатых передачах расчет теоретических 

сил, действующих на зуб, может быть произ­

веден на основе передаваемой мощности  

и конструктивных параметров зубчатого колеса. 

Однако имеются дополнительные динами­

ческие силы, возникающие в самой шестерне 

или за счет приводного вала или отбора мощ­

ности. Дополнительные динамические силы  

в шестернях возникают из­за нарушений формы 

зубьев и дисбаланса вращающихся деталей.  

В соответствии с требованиями малошумной 

работы зубчатые колеса изготавливаются по 

высоким стандартам точности, и эти силы 

обычно настолько малы, что при расчете под­

шипников ими можно пренебречь.

Дополнительные силы, возникающие вслед­

ствие конструктивных особенностей и режима 

работы сопряженных с зубчатыми колесами 

механизмов, могут быть определены только  

в том случае, когда известны условия эксплуа­

тации. Их влияние на величину номинальной 

ресурса подшипников учитывается при помощи 

«коэффициента нагрузки», который учитывает 

ударные нагрузки и к. п. д. передачи. Значения 

этого коэффициента для различных условий 

работы обычно приводятся в технических изда­

ниях, публикуемых изготовителями зубчатых 

колес.

Ременные передачи

При расчете подшипника опоры шкива ремен­

ного привода необходимо учитывать величину 

эффективного натяжения ремня (окружную 

силу), которая зависит от величины передавае­

мого вращающего момента. Величина натяже­

ния ремня должна быть умножена на коэффи­

циент, величина которого зависит от типа 

ремня, его натяжения и дополнительных дина­

мических сил. Эти значения обычно рекомен­

дуются изготовителями ремней. Однако, если 

необходимые технические данные неизвестны, 

можно использовать следующие ориентиро­

вочные величины:

•  зубчатые ремни  = от 1,1 до 1,3

•  клиновые ремни = от 1,2 до 2,5

•  плоские ремни  = от 1,5 до 4,5

Большие величины имеют место, если рас­

стояние между валами невелико, а также  

в случае тяжелых и ударных нагрузок или 

сильного натяжения ремня.

73

Эквивалентная динамическая 

нагрузка на подшипник

Если установлено, что величина нагрузки на 

подшипник F, вычисленная на основе вышеу­

казанных технических параметров, соответ­

ствует динамической грузоподъемности под­

шипника С, т.е. нагрузка постоянна по величине 

и направлению и действует в радиальном 

направлении на радиальный подшипник или  

в осевом направлении вдоль центральной оси 

на упорный подшипник, тогда P = F и величины 

нагрузки можно подставить непосредственно  

в уравнения ресурса.

Во всех других случаях прежде всего необхо­

димо рассчитать эквивалентную динамичес­

кую нагрузку на подшипник, которая опреде­

ляется как гипотетическая нагрузка, постоянная 

по величине и направлению и действующая  

в радиальном направлении на радиальный 

подшипник или в осевом направлении на 

упорный подшипник и в случае ее приложения 

оказывающая такое же влияние на ресурс 

подшипника, как и фактические нагрузки на 

подшипник (

† рис. 2).

Радиальные подшипники нередко подвер­

гаются одновременному воздействию радиаль­

ных и осевых нагрузок. Если суммарная на­

грузка постоянна по величине и направлению, 

эквивалентная динамическая нагрузка на 

подшипник P может быть вычислена по общей 

формуле:

P = X F

r

 + Y F

a

,

где

P  = эквивалентная динамическая нагрузка на 

подшипник, кН

F

r

 = фактическая радиальная нагрузка на 

подшипник, кН

F

a

 = фактическая осевая нагрузка на подшип­

ник, кН

X  = коэффициент радиальной нагрузки под­

шипника

Y  = коэффициент осевой нагрузки подшип­

ника

Дополнительная осевая нагрузка оказывает 

влияние на величину эквивалентной динами­

ческой нагрузки P, действующую на одноряд­

ный радиальный подшипник только в том 

случае, если отношение F

a

/F

r

 превышает 

определенный ограничивающий фактор е. 

Для двухрядных радиальных подшипников 

даже легкие осевые нагрузки, как правило, 

являются значительными.

То же общее уравнение справедливо для 

сферических упорных роликоподшипников, 

которые способны воспринимать как осевые, 

так и радиальные нагрузки. Для упорных под­

шипников, способных нести только осевые 

нагрузки, например, упорных шарикоподшип­

ников, цилиндрических упорных и игольчатых 

упорных роликоподшипников, это уравнение 

может иметь упрощенный вид при условии, 

что нагрузка действует вдоль центральной оси

P = F

a

Всю информацию и параметры, требуемые для 

расчета эквивалентной динамической нагрузки 

на подшипник, можно найти во вступительных 

статьях соответствующих разделов технической 

части каталога, посвященных отдельным типам 

подшипников, а также в соответствующих 

таблицах подшипников.

Переменная нагрузка на подшипник

Во многих случаях величина нагрузки носит 

переменный характер. Формула расчета 

ресурса для переменных рабочих условий 

(

† стр. 70).

Pис. 2

'

B

'

S

1

Выбор размера подшипника

74

Диаграмма 14

Вращающаяся нагрузка

'



'



Средняя нагрузка на протяжении 

рабочего цикла

В пределах каждого интервала нагрузки 

рабочие условия могут слегка отличаться от 

номинальных величин. Если предположить, 

что рабочие условия, т.е. скорость и направле­

ние нагрузки, достаточно постоянны, а вели­

чина нагрузки постоянно изменяется в преде­

лах от минимальной величины F

min

 до макси­

мальной величины F

max 

(

† диаграмма 13), то 

величину средней нагрузки можно определить 

по формуле

 

F

min

 + 2 F

max

F

m

 = –––––––––––

 

3

Вращающаяся нагрузка

Как показано на диаграммe 14, нагрузка f

m

 на 

подшипник состоит из нагрузки F

1

, постоянной 

по величине и направлению (например, вес 

ротора), и константы вращающейся нагрузки F

2

 

(например, дисбалансная нагрузка). Величину 

средней нагрузки можно определить по формуле

F

m

 = f

m

 (F

1

 + F

2

)

Величины коэффициента f

m

 можно найти по 

диаграммe 15.

Требуемая минимальная нагрузка

Корреляция между нагрузкой и ресурсом не 

столь очевидна в условиях очень малых наг­

рузок, т.к. в этом случае основную роль играет 

не усталость, а другие механизмы разрушения.

Для обеспечения стабильной работы на 

подшипники должна всегда действовать опре­

деленная минимальная нагрузка. Практический 

опыт показывает, что на роликоподшипники 

должны действовать минимальные нагрузки, 

соответствующие 0,02 C, а на шарикоподшип­

ники – 0,01 C. Важность приложения этой 

минимальной нагрузки возрастает в тех случаях, 

когда подшипник подвержен быстрым ускоре­

ниям, а его частота вращения составляет 50 % и 

более от предельных скоростей, величины 

которых приведены в таблицах подшипников 

(

† раздел «Частоты вращения и вибрация», 

стр. 107). Если требования, касающиеся 

минимальной нагрузки, выполнить невозможно, 

следует рассмотреть возможность использо­

вания подшипников NoWear (

† стр. 943).

Диаграмма 13

Усреднение нагрузки

'

'

NJO

'

N

'

NBY

6

Диаграмма 15



























G

N

'



'



'





75