Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Анализ существующих конструкций подшипниковых узлов Качения 10
1.1 Подшипниковые узлы качения в целлюлозно – бумажной Промышленности 11
1.2 Подшипниковые опоры валов и цилиндров БДМ/КДМ 12
1.3 Подшипники качения. Классификация 15
1.3.1 Классификация по конструктивным признакам 16
1.4 Новейшие разработки подшипников качения для целлюлозно-бумажной промышленности 16
1.4.1 Разработки компании SKF 17
1.4.2 Сферические подшипники TIMKEN для целлюлозно-бумажного Производства 20
1.4.3 Подшипники KOYO для целлюлозно-бумажной промышленности 21
1.5 Оптимизированные подшипники и подшипниковые узлы качения 23
1.5.1 Патент №1771253, «Подшипниковый узел» 23
1.5.2 Патент № 2188971, «Способ выравнивания нагрузки между телами качения подшипника» 25
1.5.3 Патент № 2128298, «Подшипник качения» 27
1.6 Заключение по литературному обзору 29
ГЛАВА 2. Повреждения подшипников качения и их причины. Долговечность подшипников. Вибродиагностика. Методы исследования подшипников на бумагоделательных машинах 30
2.1 Виды повреждений подшипников 31
2.1.1 Усталостное выкрашивание .31
2.1.2 Износ 32
2.1.3 Вмятины 39
2.1.4 Задиры 41
2.1.5 Поверхностные разрушения
2.2 Долговечность подшипников и подшипниковых узлов 44
2.2.1 Расчетный ресурс подшипника 45
2.3 Диагностика подшипников качения
2.3.1 Методы диагностики узлов трения по высокочастотной вибрации 47
2.3.2 Автоматизация диагностики 51
2.4 Методы исследования подшипниковых узлов 53
2.4.1 Идея метода конечных элементов 53
2.4.2 Метод конечных элементов в среде SolidWorks 55
ГЛАВА 3. Постановка задачи исследования. Расчеты и анализ результатов. Разработанные новые устройства и конструкции подшипниковых узлов бумагоделательных машин .59
3.1 Постановка задачи исследования 60
3.2 Распределение нагрузки по телам качения в подшипнике 61
3.3 Расчет распределения нагрузок в программе SolidWorks методом конечных элементов
3.3.1 Расчет для подшипника с защемленным наружным кольцом 67
3.3.2 Расчет для подшипника с незащемленным наружным кольцом 77
3.4 Оптимизация распределения нагрузки между телами качения подшипника 81
3.4.1 Расчет частоты нагружения внутреннего кольца и шариков 81
3.4.2 Расчет угла поворота внутреннего кольца между двумя контактами и шариком 83
3.4.3 Распределение нагрузки между телами качения в зоне нагружения 84 3.5 Разработанные новые устройства и конструкции подшипниковых узлов бумагоделательных машин 90
3.6 Расчет распределения нагрузок на тела качения с установленным профилированным кольцом в программе Solid Works 97
ГЛАВА 4. Экспериментальная часть 100
4.1 Экспериментальная установка 101
4.2 Прибор диагностики вибраций Fluke 810 103
4.3 Получение данных эксперимента и их анализ 109
ГЛАВА 5. Оптимизация двухрядного роликового радиального сферического подшипника, установленного на консоли поворотного вала картоноделательной машины КДМ К-06 119
5.1 Расчет отсасывающего - поворотного вала картоноделательной машины КДМ К-06 120
5.2 Расчет подшипника 3530 в программе Solid Works 124
5.3 Оптимизация распределения нагрузок на тела качения в подшипнике 3530 поворотного вала 126
5.4 Программа расчёта нагрузок 128
5.5 Расчет оптимизированного подшипника 3530 в программе Solid Works 130
Заключение 133
Список используемых сокращений 135
Библиографический список .
- Новейшие разработки подшипников качения для целлюлозно-бумажной промышленности
- Расчетный ресурс подшипника
- Расчет для подшипника с защемленным наружным кольцом
- Оптимизация распределения нагрузок на тела качения в подшипнике 3530 поворотного вала
Введение к работе
Актуальность темы и степень ее разработки. В настоящее время на всех
целлюлозно-бумажных производствах (ЦБП) задействовано огромное количество
различных установок, агрегатов, механизмов и бумагоделательных машин, в
которых применяется большое разнообразие видов подшипников качения,
выполняющих функцию – обеспечения надежности и долговечности узлов машин и
механизмов.
Предприятия целлюлозно-бумажной промышленности ведут непрерывное производство, а вследствие этого, какими бы ни были простои бумагоделательных машин (планово-предупредительный ремонт, текущий ремонт, наладка, аварии и т.д.), возникшие из-за поломок и выхода из строя подшипниковых узлов, это никак не может положительно сказаться на работе предприятия и выпуске продукции. Как известно, основная причина потери работоспособности подшипников качения -усталостное разрушение его деталей, а также проблемы смазки (36 % всех поломок подшипников по данным фирмы SKF) и других характерных причин.
Поэтому возникает задача минимизации времени и количества простоев оборудования ЦБП, связанных именно с выходом из строя подшипников.
Основные типы подшипников, которые применяются в целлюлозно-бумажном производстве — это подшипники качения и подшипники скольжения. В опорах с подшипниками скольжения взаимно подвижные рабочие поверхности вала и подшипника разделены только смазочным веществом, и вращение вала или корпуса происходит в условиях чистого скольжения. В опорах с подшипниками качения между взаимно подвижными кольцами подшипника находятся шарики или ролики, и вращение вала или корпуса происходит в основном в условиях качения.
Подшипники качения, как и подшипники скольжения, в определенных условиях могут в различной степени удовлетворять требованиям, связанным с назначением механизма, условиям его монтажа и эксплуатации. В данной работе мы будем рассматривать усовершенствование подшипниковых узлов качения. Это связано с тем, что при одинаковой грузоподъемности подшипники качения имеют по сравнению с подшипниками скольжения преимущество. Вследствие меньшего трения в момент пуска, и при умеренных частотах вращения, меньших осевых габаритов (примерно в 2 – 3 раза), относительной простоты обслуживания и подачи смазки, низкой стоимости (особенно при массовом производстве подшипников качения малых и средних габаритов), малой амплитуды колебания сопротивления вращению в процессе работы механизма. Кроме того, при использовании подшипников качения в значительно большей степени удовлетворяется требование взаимозаменяемости и унификации элементов узла. При выходе подшипника качения из строя его легко заменить новым, поскольку габариты и допуски на размеры посадочных мест строго стандартизированы, в то время как при износе подшипников скольжения приходится восстанавливать рабочую поверхность шейки вала, менять или вновь заливать антифрикционным сплавом вкладыш подшипника, подгонять его под требуемые размеры, выдерживая в заданных пределах рабочий зазор между поверхностями вала и подшипника.
К подшипникам качения в целлюлозно-бумажном производстве, предъявляются требования высокой надежности в работе, долговечности, высокой динамической грузоподъемности, а также уменьшения момента трения, шума и вибраций при
работе и т. п. Совершенствование существующих и разработки новых современных
высокоскоростных бумагоделательных машин, предъявляют к подшипникам качения
повышенные требования по конструктивному оформлению и техническим
параметрам. Эти требования вытекают из необходимости создания узлов с
минимальной массой, улучшенными условиями смазывания и охлаждения
подшипников, повышенной грузоподъемности, быстроходности и
температуростойкости.
Цель и задачи работы. Одна из основных проблем, с которой сталкиваются при эксплуатации подшипников качения на оборудовании ЦБП, является их небольшой срок службы из-за очень большой неравномерности распределения нагрузки между телами качения, что приводит к усталостным разрушениям. От распределения нагрузки по телам качения зависят контактные напряжения, упругие деформации, жесткость, а также точность вращения оси подшипника. Максимальная нагрузка на самый нагруженный ролик или шарик достигает половины от всей внешней радиальной нагрузки на подшипник качения, а на соседний – вдвое меньше. Поэтому необходимо исправить этот недостаток путём перераспределения нагрузки между телами качения по оптимальному закону. Это позволит значительно увеличить срок службы подшипников.
Научная новизна диссертационной работы. Предложен и обоснован новый подход к решению проблемы повышения долговечности подшипникового узла (ПУ). Разработана математическая модель поиска оптимального распределения нагрузки между телами вращения в подшипниках качения. Выведены необходимые уравнения, для решения которых написаны программы на языке Visual Fortran. Разработаны и защищены патентами новые устройства и конструкции подшипниковых узлов качения, значительно повышающие время их надежной работы. Проведены экспериментальные исследования новой конструкции ПУ на разработанной установке, подтверждающие полученные теоретические выводы.
Теоретическая и практическая значимость работы:
Результаты исследований и разработок, полученные в диссертационной работе, могут быть использованы на этапе проектирования подшипниковых узлов валов бумаго – картоноделательных машин (БДМ/КДМ).
Разработан и предложен способ по увеличению долговечности ПУ поворотного вала и вспомогательного оборудования ЦБП, путем оптимального распределения нагрузки на тела качения подшипника, который внедрен и используется на картоноделательной машине КДМ К-06 в ЗАО «Картонтара» и на установке по правке лезвий в ООО «Шаберные лезвия».
Методология и методы исследования.
Задачи, исследуемые в диссертационной работе, были решены путем теоретического анализа, экспериментального анализа и моделирования процесса работы подшипника качения на спроектированной и собранной установке в результате лабораторного исследования. При выполнении лабораторных исследований применялось современное высокотехнологическое оборудование: тестер вибрации Fluke 810 и программное обеспечение Viewer. Моделирование процесса проводилось в программе Solid Works методом конечных элементов. Основные расчеты были получены в программе, созданной на языке программирования Fortran.
На защиту выносятся:
-
Методика и расчеты для реальных подшипников качения методом конечных элементов.
-
Результаты оптимального распределения нагрузки между телами качения, при котором долговечность резко увеличивается.
-
Разработанное программное обеспечение для расчета оптимального распределения нагрузок.
-
Устройство для повышения долговечности подшипниковых узлов – профилированное кольцо.
-
Новая конструкция подшипника, в котором можно регулировать распределение нагрузки по телам качения.
-
Поворотный вал картоноделательной машины с усовершенствованным подшипниковым узлом.
Достоверность и обоснованность результатов подтверждаются полнотой
исследований подшипников качения на экспериментальной установке с
использованием современного высокотехнологического диагностического
оборудования. Достоверность данных полученных с помощью лицензионного профессионального программного обеспечения, подтверждена сравнительными расчетами.
Личный вклад автора заключается в формировании базы расчетов и способов повышения долговечности подшипниковых узлов. Разработан способ повышения долговечности подшипников узлов БДМ/КДМ за счет оптимального распределения нагрузок на тела качения, защищенный патентом. Создана экспериментальная установка для исследования подшипниковых узлов, на которой проведены эксперименты в широком диапазоне нагрузок. Разработаны программные продукты для расчетов распределения нагрузок.
Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы
докладывались и получили положительную оценку на конференциях:
«Фундаментальные исследования и инновации в национальных исследовательских университетах», г. СПб, Политехнический университет, 2012 год; «Новое в конструировании, модернизации и автоматизации бумаго- и картоноделательных машин», г. СПб, институт «Крона», 2013 год; «Сервисное обслуживание в ЦБП», г. СПб, институт «Крона», 2015 год.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 5 научных работ, 2 из которых в журналах, включенных в перечень ведущих рецензируемых научных журналов и изданий ВАК. Получен патент № 2536560 «Способ повышения долговечности подшипникового узла, имеющего хотя бы одну локальную зону нагружения переменной жесткости».
Структура диссертации. Диссертация состоит из введения, 5 глав, заключения. Содержит 196 страниц, в том числе 14 таблиц, 90 рисунков и список литературы из 124 наименований.
Новейшие разработки подшипников качения для целлюлозно-бумажной промышленности
Сферические подшипники способны оптимизировать работу целлюлозно-бумажного производства. The Timken Company предлагает широкую номенклатуру сферических роликовых подшипников TIMKEN Torrington с цементированной поверхностью для валов бумагоделательных машин.
Компания TIMKEN разработала и выпустила для ЦБК: корпусные подшипники, шариковые подшипники, подшипники с тройным кольцом, цилиндрические подшипники качения, конические роликоподшипники, сферические роликоподшипники, сферические подшипники скольжения, мощные упорные подшипники.
В специфических условиях эксплуатации прессовых валов, отсасывающих барабанов, и валов каландров, подшипники подвергаются высоким напряжениям на поверхности рабочих дорожек качения внутренних колец подшипников и роликов. На подшипниках со сквозной закалкой могут появиться трещины в точках контакта. Могут возникнуть дополнительные сложности в связи с напряжениями, возникающими при установке подшипника, что может привести к повреждению подшипника и дорогостоящему простою механизма.
В подшипниках TIMKEN Torrington присутствует остаточное напряжение сжатия в поверхностно - цементированных внутренних кольцах и роликах подшипников, что позволяет слою сжатия противодействовать высоким растягивающим напряжениям. Такая усовершенствованная конструкция подшипника сокращает до минимума незапланированные простои и повышает общую производительность [14].
Преимущества подшипников TIMKEN Torrington 1. Поверхностно-цементированные элементы подшипника - обеспечивают противодействие трещинам, что помогает предупредить дорогостоящее повреждение цапфы, - уменьшают возможность повреждений, вызываемых загрязнением, - для узлов с высокими нагрузками в три раза увеличивает долговечность подшипника L10 (L10 – номинальная долговечность подшипников), по сравнению с традиционной подшипниковой сталью со сквозной закалкой. 2. Увеличенная грузоподъемность - увеличивает срок службы подшипника при стандартных условиях эксплуатации, - благодаря улучшенной внутренней геометрии возможно применение роликов большей длины и диаметра в подшипниках, установленных в узлах с наибольшими нагрузками, - увеличивает производительность благодаря улучшенной обработке компонентов подшипника, - достигается благодаря тому, что цельный, механически обработанный бронзовый сепаратор улучшает смазку и усиливает общую конструкцию подшипника. 3. Высокая прецизионность - радиальное биение составляет четверть от значения биения других конкурирующих конструкций, - уменьшенное биение снижает вибрацию и помогает более точному контролю калибра, - улучшенный контроль при производстве позволяет превзойти уровень точности по биению RBEC5 [15-17].
Для предприятий ЦБК японский производитель JTEKT Corporation, владелец марки KOYO предлагает инновационную схему установки роликовых подшипников. Вместо двух сферических двухрядных подшипников, устанавливаемых на зафиксированном и свободном концах вала, предлагается на свободный конец вместо двухрядного устанавливать однорядный роликовый подшипник KOYO типа SC. В пару к двухрядному подшипнику на фиксированном конце вала.
Преимущества схемы установки изображенной на рисунке 7 с использованием подшипника KOYO типа SC следующие. При работе вал вследствие действия радиальной нагрузки изгибается и расширяется. Подшипник KOYO типа SC, установленный на свободном конце вала, способен компенсировать деформации вала и минимизировать возможные осевые смещения вала, обеспечив плавное движение, благодаря самоустанавливающемуся элементу составной конструкции внешнего подшипникового кольца. Внутреннее кольцо подшипника является съемным. Вследствие плоского контакта ролика и внешнего кольца, а также простой геометрии дорожек, подшипники KOYO типа SC обладают повышенной износоустойчивостью по сравнению с двухрядными роликовыми подшипниками, у которых эллиптическая геометрия контакта роликов и внешнего кольца является причиной неравномерного скольжения и залипания. Кроме того, в двухрядных роликовых подшипниках пиковые нагрузки на дорожки качения являются причиной шелушения и связанных с ним дефектов подшипников.
По сравнению с подшипниками типа CARB подшипники KOYO типа SC способны воспринять нагрузку выше на 5-10%. Если подшипники CARB выдерживают осевые смещения, не превышающие 10% ширины подшипника, то подшипники KOYO типа SC работают и при значительных смещениях, которые допустимы только для цилиндрических подшипников. Для подшипников типа CARB допустимы рассогласования до 0,5 минут, а для подшипников KOYO типа SC допустимое значение 2 минуты. Работа в условиях неравномерных осевых и радиальных нагрузок не влияет на срок службы подшипника [16, 18].
Расчетный ресурс подшипника
При циклическом действии контактных напряжений для хорошо смазываемого и защищенного от загрязнений контакта наиболее распространенным видом повреждения является усталостное выкрашивание – отрыв от рабочей поверхности мелких частиц металла, приводящий к образованию выемок – небольших углублений, ямок. Начальные размеры и форма этих выемок зависят от свойств материала и значений контактных напряжений. При дальнейшей работе количество выемок увеличивается, они укрупняются, часть их сливается друг с другом, образуя раковины, рисунок 12, размером в несколько миллиметров, зона разрушения захватывает все больший участок поверхности. Усталостные микротрещины, приводящие к выкрашиванию, возникают в результате повторных микропластических сдвигов в некоторых неправильно ориентированных и поэтому перенапряженных зернах материала, а также вследствие концентрации напряжения, обусловленной дефектами поверхностными (микронеровности, царапины, шлифовальные риски и др.) или подповерхностными (металлические включения, карбиды, микропоры, неоднородности микроструктуры). Процесс разрушения характеризуется зарождением усталостной трещины, как правило, у поверхности, где возникает концентрация напряжений вследствие микронеровностей, и постепенным развитием ее в глубь детали [22-23].
Раковины на внутреннем кольце и роликах конического роликоподшипника. Причинами повреждения были слишком большая нагрузка и недостаточное смазывание.
Во многих случаях эксплуатации выход подшипников из строя обусловлен не усталостным разрушением, а изнашиванием рабочих поверхностей деталей. Под изнашиванием понимают процесс изменения размеров детали при трении. Износ – результат изнашивания, проявляющийся в изменении размеров детали и оцениваемый непосредственно по измерению размеров или по другим косвенным признакам.
В результате изнашивания, прежде всего, увеличиваются радиальный зазор в подшипниках, зазоры в гнездах сепаратора, что приводит к существенному возрастанию шума и вибрации, дополнительным динамическим нагрузкам на элементы опор и делает невозможной дальнейшую эксплуатацию подшипников.
Имеющиеся экспериментальные данные позволяют связать изнашивание поверхностей качения с влиянием трех основных факторов: контактных напряжений; проскальзывания и температурно-смазочного режима; физико-химического и абразивного действий в зоне контакта. При этом изнашивание контактирующих поверхностей при трении качения включает в себя три последовательных этапа: контактное взаимодействие поверхностей; физико-механические изменения на соприкасающихся поверхностях в процессе трения; разрушение контактирующих поверхностей.
Взаимодействие рабочих поверхностей деталей подшипников проявляется в формировании пятен контакта, которое зависит от исходного физико-механического состояния поверхностных слоев, нагрузки, вида смазки, кинематики тел качения, их микро- и макро геометрии. Циклические деформации, тепловое воздействие, а также локальные температурные вспышки приводят к некоторому изменению структуры и свойств материала в зоне контакта. Поэтому на определенном этапе процесса трения износостойкость материала определяется не исходными начальными свойствами, а сформировавшимися на данный момент времени характеристиками. Однако установить эти новые физико-механические свойства, возникающие в процессе трений, чрезвычайно сложно. Поэтому поверхностный слой обычно оценивается по начальному состоянию, что затрудняет построение достаточно информативных математических моделей процесса изнашивания. Так, например, распространенное представление о чисто механическом действии абразивной среды, выражающемся в повреждении поверхностей резанием или царапанием, далеко не полное. Очень часто абразивная среда резко интенсифицирует процесс окислительного изнашивания, вызывает концентрацию напряжений на отдельных участках контакта, ускоряет процесс пластической деформации и скорость разрушения.
Существуют эмпирические методы оценки износа или времени работы до определенной величины износа в зависимости от конструкции подшипника и условий эксплуатации, предложенные Ешманном и фигурировавшие в рекомендациях фирмы FAG (Германия). В качестве меры износа используется увеличение зазора в подшипниках за время его срока службы. Для подшипников различных типоразмеров вводится фактор износа f = /e0 , (5) где – увеличение внутреннего зазора в подшипнике, e0 – некоторая характеристика подшипника, зависящая от диаметра отверстия d (рисунок. 13).
Зависимость e0 от диаметра d отверстия подшипника. С помощью кривых (рисунок. 14), задаваясь определенным значением фактора износа f, можно ориентировочно определить время работы, когда износ приведет к увеличению зазора, определяемому f. Аналогично можно решить обратную задачу. Следует отметить, что кривые, представленные на рисунке 14, относятся к различным условиям работы подшипника с точки зрения возникновения и развития износа. При этом кривая а, соответствует самым благоприятным эксплуатационным условиям, которые, например, реализуются в шпинделях металлорежущих станков. Кривая к определяет соотношение /и и время L работы подшипника в особенно неблагоприятных условиях, например, строительные машины, сельхозтехника и др. С учетом допустимого увеличения износа подшипников, применяемых в различных изделиях, разработаны рекомендации по выбору значения фактора износа /и и кривой /и () на рисунке 14. Эти рекомендации для некоторых подшипниковых узлов приведены в таблице 1 и на рисунке 14.
Формула (5) и кривые на рис 13 и 14 рассматриваются как сугубо ориентировочные. Вместе с тем, методический подход может быть использован достаточно широким кругом потребителей подшипников путем проведения анализа результатов эксплуатации подшипников в своих изделиях.
Расчет для подшипника с защемленным наружным кольцом
Из практики применения тяжелонагруженных подшипников качения известно, что подавляющее большинство подшипников на бумаго – картоноделательных машинах выходит из строя вследствие контактного выкрашивания тел качения и колец подшипника из-за их недостаточной усталостной прочности.
Поэтому необходимо совершенствовать существующие и создавать новые теории расчета подшипников качения, улучшать технологию их изготовления и сборки, а также оптимизировать конструкцию. Особое значение при проектировании и оптимизации опор качения имеет проблема распределения нагрузки между телами качения подшипника. От этого существенно зависят контактные напряжения, упругие и пластические деформации, а, следовательно, долговечность подшипников.
Важнейшими факторами, влияющими на распределение нагрузки между телами качения, являются упругие деформации контактирующих тел, радиальные зазоры и натяги между ними, а также жесткость корпуса подшипника.
В существующих методиках расчета подшипников заложены существенные допущения, которые значительно упрощают расчет, но приводят к неправильным результатам. Например, не учитывается жесткость колец и корпуса подшипника, что искажает реальное распределение нагрузки между телами качения.
В данной работе предполагается разработать методику и провести расчеты реальных подшипников качения методом конечных элементов с учетом деформативности всех деталей подшипника. Также будет рассмотрена новая конструкция подшипника, в котором можно регулировать распределение нагрузки по телам качения таким образом, чтобы уменьшить нагрузку на наиболее нагруженное тело качения и увеличить её на соседние тела качения. В этом случае эквивалентная сила, учитывающая нагрузки на все тела качения, уменьшится, а, следовательно, увеличится долговечность подшипника.
Таким образом, целью диссертационной работы является увеличение долговечности подшипников качения путем оптимизации их конструкции. 3.2 Распределение нагрузки по телам качения в подшипнике
Несущая способность и ресурс подшипника качения, а, следовательно, его работоспособность, в значительной мере зависят от распределения внешней нагрузки, передаваемой от колец к телам качения (шарикам или роликам). От распределения нагрузки по телам качения зависят контактные напряжения, упругие деформации, жесткость, а также точность вращения оси подшипника. Важнейшими факторами, влияющими на распределение нагрузки между телами качения, являются упругие деформации контактирующих тел и радиальный зазор или натяг.
Рассмотрим распределение нагрузки между телами качения при различных конструктивных исполнениях подшипников. Предполагается, что все детали подшипника имеют правильную геометрию и одинаковые размеры тел качения, совершенную упругость. Изгиб колец отсутствует. Нагрузки прикладываются статически и не превышают предела упругости. Деформирование происходит в пределах действия закона Гука. Под нагрузкой подшипники находятся в состоянии статического равновесия [36].
Рассмотрим распределение радиальной внешней нагрузки Fr по телам качения однорядного радиального шарикового подшипника, имеющего z шариков, угол между контактами шариков = 360 / z. Наружное кольцо подшипника неподвижно и жестко закреплено. Внутреннее кольцо имеет возможность упруго перемещаться в радиальном направлении. Радиальная нагрузка Fr, действующая внутри кольца, по телам качения распределяется неравномерно, рисунок 27. Это имеет существенное значение для определения контактных напряжений и деформаций в подшипнике качения, определяющих несущую способность и жесткость подшипника.
Распределение нагрузки по телам качения впервые исследовал Штрнбек. Он использовал допущения, что зазор в подшипнике качения равен нулю, первоначальная форма колец под нагрузкой не изменяется, тела качения под действием нагрузки Fr деформируются упруго, незакрепленное внутреннее кольцо перемещается поступательно относительно закрепленного наружного. При этом со стороны каждого из тел качения возникает реакция Qi (i = 0, 1, 2 … п, п – число тел качения, через которое передается нагрузка Fr).
Распределение радиальной нагрузки Fr по телам качения в радиальных шариковых и роликовых подшипниках при отсутствии радиального зазора е. Составим уравнение равновесия для шарикоподшипника при условии, что линия действия внешней нагрузки Fr проходит по линии пересечения плоскостей симметрии подшипника через центр нижнего шарика диаметром Dw. Сумма проекций сил, действующих на тела качения, на вертикальную ось у, Q)+2(21cosr + 2(22cos2/ + ... + 2(2wcos(wr)-Fr =0, (9) где Qo - сила, равная реакции наиболее нагруженного нижнего шарика, через центр которого проходит линия действия внешней нагрузки Fr ,
Данные исследования показывают, что нагрузка и напряжения по телам качения подшипника распределены крайне неравномерно, и они существенно превышают значения при защемленном кольце. Это является одной из причин низкой долговечности подшипника. Далее будут предложены различные способы перераспределения нагрузки по телам качения, а также будет произведено сравнение долговечности новых моделей подшипниковых узлов со стандартной моделью.
Тела качения подшипника, в работе рассматривался шариковый радиальный однорядный подшипник, входят в контакты с его внутренним и наружным кольцами. Известно, что напряжения в зонах контакта шарика с наружным кольцом значительно меньше, чем с внутренним кольцом, из-за большего радиуса наружного кольца и его положения относительно шарика. Поэтому усталостная прочность внутреннего кольца меньше, чем наружного [46].
Оптимизация распределения нагрузок на тела качения в подшипнике 3530 поворотного вала
Благодаря использованию отсасывающих валов стало возможным увеличить скорость и ширину машины, а также значительно улучшить условия ее эксплуатации. Предложенные еще в 1906-1908 годах, они получили широкое распространение лишь после 20-х годов двадцатого века. Отсасывающие валы устанавливаются в сеточной и прессовой частях машины при выработке очень многих видов бумаги и картона. В результате применения отсасывающих валов в сеточной части сухость бумажного полотна повысилась. При этом возрастает прочность влажного полотна и уменьшается число обрывов бумаги после сеточной части при открытой передаче полотна в прессовую часть [7, 77].
Он сводится к расчету на прочность и жесткость перфорированной рубашки, а также к проверке подшипниковых узлов на долговечность. На современных БКДМ, как правило, отсасывающий вал крепится подшипниковыми опорами к продольным балкам сеточного стола и при смене сетки вывешивается вместе с консольной частью стола.
Картоноделательная машина КДМ К-06 производства ПО «Днепротяжмаш» установлена на ЗАО «Картонтара». Машина пущена в эксплуатацию в 1965 году, проведена реконструкция в 1978 - 1979, 2002, 2006 – 2010 годах с участием европейских и американских фирм. Производственная мощность машины – 100 тыс. тонн в год, обрезная ширина 4200 мм. Ассортимент вырабатываемой продукции – бумага для гофрирования массой 100140 г/м2, картон для плоских слоев гофрированного картона 125160 г/м2 с бурым покровным слоем. Сырье – макулатура марок МС-4А, МС-5Б, ХТММ, отходы производства [78].
При модернизации сеточной части машины, перед инженерами встал вопрос об увеличении долговечности концевого подшипника, установленного на поворотном валу, без изменения типа подшипника [79-80]. На картоноделательной машине КДМ К-06 поворотный вал является и отсасывающим валом, который выполняет роль гауч-вала. Далее в работе будет представлена оптимизация двухрядного роликового радиального сферического подшипника, установленного на консоли поворотного вала картоноделательной машины КДМ К-06 [81]. На рисунке 81 изображен поворотный вал, установленный на картоноделательной машине КДМ К-
На рисунке 82 изображена расчетная схема вала, представленная сторонней проектно – исследовательской организацией по заказу ЗАО «Картонтара». Расчет производился с целью проверки подшипника на долговечность при увеличении вакуума в поворотном вале. При расчете, указанном в отчете, объемная трехмерная конструкция вала была заменена двумя абсолютно жесткими балками, то есть не учитывалась деформативность деталей вала, а также сила тяжести. Поэтому полученные результаты не верны. вакуума 0.7 бар, в программе Solid Works был произведен расчет трехмерной конструкции вала методом конечных элементов с учетом всех параметров и с трехмерной реальной нагрузкой.
Была спроектирована модель поворотного вала в программе Solid Works [88]. На рисунке 83 изображена модель поворотного вала. Для нахождения нагрузки на подшипник при моделировании подшипниковый узел заменен сферической цапфой. В программе произведен расчет с учетом реальных размеров вала и подшипникового узла. На рисунке 85 изображено распределение напряжений по Мизесу. Максимальное значение напряжения по Мизесу составляет 229,8 N/mm2 (MPa). Следовательно, при нагрузке равной 53200 Н долговечность подшипника будет значительно больше.
Для увеличения данной долговечности в несколько раз была проведена оптимизация подшипника.
Оптимизация распределения нагрузок на тела качения в подшипнике 3530 поворотного вала. Для оптимизации распределения нагрузок на ролики подшипника, составим две расчетные схемы. В силу симметрии рассмотрим подшипника.
Программа «program Bearing_3530_0_005» была составлена для расчета нагрузок на ролики двухрядного сферического самоустанавливающегося подшипника 3530 при вращении наружного кольца для получения его максимальной долговечности.
Принято, что усталостное выкрашивание дорожек колец и роликов наступает, когда сумма повреждений достигает 1. Это соответствует линейной теории суммирования повреждений: Сумма 1 / Nli = 1,
Из таблицы 14 мы видим, что нагрузки на ролики распределяются более равномерно, что может увеличить долговечность подшипника в несколько раз. Локальное снятие материала на валу, позволило распределить нагрузки по оптимальному закону распределения. Данные исследования и расчеты использованы в ЗАО «Картонтара» для увеличения долговечности подшипника поворотного вала. За счет увеличения долговечности подшипникового узла удалось повысить вакуум в отсасывающей камере.
Из практики применения тяжелонагруженных подшипников качения известно, что подавляющее большинство подшипников выходит из строя вследствие контактного выкрашивания тел качения и колец подшипника из-за их недостаточной усталостной прочности. Особое значение при проектировании и оптимизации опор качения БДМ/КДМ имеет проблема распределения нагрузки между телами качения подшипника. От этого существенно зависят контактные напряжения, упругие и пластические деформации, а, следовательно, долговечность подшипников.
Важнейшими факторами, влияющими на распределение нагрузки между телами качения, являются упругие деформации контактирующих тел, радиальные зазоры и натяги между ними, а также жесткость корпуса подшипника. В данной работе расчеты были проведены с учетом жесткости колец и корпуса. Результаты расчетов подшипника, помещенного в стандартный корпус, методом конечных элементов показали, что нагрузка на шарики или ролики подшипника в активной зоне нагружения распределяется очень неравномерно, а это приводит к резкому (в несколько раз) снижению времени работы подшипника, а, следовательно, увеличивается возможность незапланированного останова бумагоделательной машины.