Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса, цель и задачи исследования 8
1.1 Анализ конструкций подшипниковых узлов, собираемых с предварительным осевым нагружением подшипников 8
1.1.1 Классификация подшипниковых узлов, собираемых с предварительным осевым нагружением 9
1.1.2 Условия обеспечения работоспособного состояния подшипниковых узлов 10
1.1.3 Способы создания предварительного осевого нагружения
подшипников 12
1.1.4 Причины снижения усилия предварительного осевого нагру
жения подшипников в эксплуатации 13
1.2 Анализ факторов, влияющих на срок службы автомобильных подшипниковых узлов 14
1.3 Анализ факторов, влияющих на износ подшипниковых узлов 16
1.4 Анализ факторов, влияющих на изменение момента сил сопротивления вращению колец подшипников 18
1.5 Современные представления о механизме взаимодействия и разрушения материалов подшипниковых узлов 24
1.6 Основные положения теории расчета подшипников качения 27
1.6.1 Общие положения теории расчета подшипников качения 27
1.6.2 Учет условий работоспособности при расчете долговечности подшипников качения 29
1.6.3 Расчет подшипников качения с учетом вероятностных факторов 33
1.6.4 Анализ способов расчета подшипников качения 36
1.7 Способы контроля величины предварительного осевого нагружения подшипников 37
1.8 Цель и задачи исследования 41
2 Усовершенствованная методика расчета подшипниковых узлов с предварительным осевым нагружением подшипников на контактную дол говечность 43
2.1 Основные положения усовершенствованной методики расчета подшипниковых узлов 43
2.2 Определение расчетных нагрузок подшипникового узла 48
2.2.1 Определение расчетного значения момента сил сопротивления вращению подшипников 49
2.2.2 Определение расчетного значения усилия предварительного осевого нагружения подшипников 52
2.3 Аппроксимация кривых для определения коэффициента пробега 55
3 Экспериментальные исследования подшипниковых узлов, собираемых с предварительным осевым нагружением 64
3.1 Методика экспериментальных исследований 64
3.1.1 Методика исследования зависимости момента сил сопротивления вращению подшипников от продолжительности работы узла 65
3.1.2 Методика исследования деформации конических роликоподшипников от осевого усилия сжатия 67
3.2 Экспериментальные установки 69
3.2.1 Установка для исследования подшипниковых узлов на долговечность 70
3.2.2 Установка для исследования осевой деформации конических роликоподшипников 72
4 Результаты экспериментальных исследований 75
4.1 Изменение момента сил сопротивления вращению подшипников от продолжительности работы узла 75
4.2 Изменение деформации конических роликоподшипников от осевого усилия сжатия 77
4.3 Разработка установки для исследования момента сил сопротивления вращению подшипников 83
4.3.1 Описание установки для исследования момента сил сопротивления вращению подшипников 83
4.3.2 Тарировка приборов установки для исследования момента сил сопротивления вращению подшипников 87
4.4 Методика исследования зависимости момента сил сопротивления вращению от частоты вращения колец подшипников 90
4.5 Методика исследования взаимосвязи момента сил сопротивления вращению и осевого усилия нагружения подшипников в узле 93
4.6 Изменение момента сил сопротивления вращению от частоты вращения колец подшипников 94
4.7 Изменение момента сил сопротивления вращению колец подшипников от осевого усилия в узле 100
5 Предлагаемая технология сборки подшипниковых узлов с предварительным осевым нагружением подшипников 103
5.1 Описание предлагаемой технологии сборки подшипниковых узлов 104
5.2 Рекомендации по использованию результатов исследования при регулировке подшипниковых узлов с предварительным осевым нагружением подшипников 106
6 Практическое применение и экономическая эффективность предлагаемых мероприятий 110
6.1 Использование результатов исследования в учебном процессе 110
6.2 Экономическая эффективность использования результатов исследования при ремонте редукторов главных передач автомобилей 110
Основные выводы и рекомендации 114
Список литературы
- Анализ конструкций подшипниковых узлов, собираемых с предварительным осевым нагружением подшипников
- Основные положения усовершенствованной методики расчета подшипниковых узлов
- Методика исследования зависимости момента сил сопротивления вращению подшипников от продолжительности работы узла
- Изменение момента сил сопротивления вращению подшипников от продолжительности работы узла
Введение к работе
Одной из главных проблем отечественных машиностроительных и ремонтных предприятий является улучшение качественных показателей своей продукции. В большинстве транспортных и сельскохозяйственных машин применяются различные виды подшипниковых узлов, главной рабочей деталью которых являются подшипники качения различных типоразмеров. Наиболее нагруженными являются подшипниковые узлы, работающие с переменным режимом нагру-жения. К ним относятся подшипниковые узлы главных передач, колесно-ступичные узлы, узлы рулевых механизмов и другие узлы транспортных и сельскохозяйственных машин, таких как трактора и автомобили. В перечисленных подшипниковых узлах как правило применяются радиально-упорные конические шарико- или роликоподшипники, а сборка таких узлов производится с предварительным осевым нагружением подшипников. Исходя из того, что автомобильные подшипниковые узлы работают со значительно большими скоростями, чем тракторные, к качеству их сборки и точности регулировки предъявляются более высокие требования.
Установлено, что при движении автомобиля на высших передачах нагрузка от внешних сил на подшипники главной передачи соизмерима с нагрузкой от предварительного осевого нагружения этих подшипников [38]. Доля пробега автомобиля на этих передачах составляет 50 - 80% от общего пробега [21]. Кроме того, непосредственно от величины предварительного осевого нагружения зависит появление осевого зазора в подшипниковых узлах.
Несмотря на многочисленные исследования, проведенные Х.Х. Шрайбером [35, 36], Н.А. Спициным [62, 76], В.Н. Трейером [79], СВ. Пинегиным [58], Д.Н. Решетовым [70], Р. Штрибеком [95], А. Дзюном [23], И.М. Народецким [51], А.Г. Спектором [73], В.П. Жевтуновым [26, 27], Ю.И. Капустиным [38, 39, 40], Т. Го-гутой [64], М. Сато [34], Г. Берлингом [90], Д. Окамото [50], М. Албертом [24], К. Какутой [61], X. Турном [31, 32], а также американским обществом инженеров-механиков (ASME) [75] и в частности Е. Иоаннидисом, Т. Харрисом [33], Т. Тэл-лианом [80, 81, 82, 84], X. Шлихтом, Е. Шрайбером, О. Цвирляйном [49], С. Сми-
том [72], фирмами STEYR [96], SKF [97], и в частности Г. Лундбергом [48] и А. Пальмгреном [56], В. Снаром [94] и др. до сих пор не разработана методика расчета, позволяющая с достаточно высокой точностью учесть влияние предварительного осевого нагружения радиально-упорных подшипников качения на долговечность их работы. Используемые в настоящее время методы расчета подшипников качения [2, 5, 14, 20, 53, 57, 63, 67, 86, 96, 97], базирующиеся на учете случайных эксплуатационных нагрузок, их суммировании в виде эквивалентных и применении последних при расчете долговечности подшипников качения без учета нагрузок от предварительного осевого нагружения, не только не удовлетворяют возрастающим требованиям по обеспечению повышенного уровня надежности, но и не учитывают всех особенностей работоспособного состояния и условий реального нагружения подшипников [15, 29, 87, 88, 90]. В частности ни один из существующих методов расчета не учитывает величину предварительного осевого нагружения подшипников, несмотря на то, что его наличие значительно влияет на долговечность подшипников, а, следовательно, и на надежность работы всей машины.
Имеющиеся средства контроля качества сборки, такие как динамометрические ключи, динамометры различных конструкций и др. не позволяют с достаточной точностью определить, какую предварительную осевую нагрузку имеют подшипники, установленные в узел, после регулировки.
Таким образом, несовершенство методов оценки безотказной работы подшипников качения в совокупности с несовершенством средств технического контроля качества сборки снижает возможность прогнозирования долговечности и достоверной оценки надежности машины в целом.
Решение данной проблемы, в условиях жесткой конкуренции и с учетом современных тенденций, направленных на снижение материалоемкости и повышение нагрузочных и скоростных режимов работы деталей и машин в целом, при возрастающих требованиях, предъявляемых к их надежности, имеет приоритетное значение. Необходимость точной оценки уровня надежности изделий и получе-
ние результатов более высокой точности должны закладываться уже на стадии проектирования машины.
Следовательно, разработка методов расчета долговечности подшипников тяжело нагруженных подшипниковых узлов транспортных сельскохозяйственных машин, с учетом оптимизации величины предварительного осевого нагружения, а также разработка средств контроля качества сборки таких узлов являются актуальными задачами.
Анализ конструкций подшипниковых узлов, собираемых с предварительным осевым нагружением подшипников
Известные конструкции подшипниковых узлов, собираемых с предварительным осевым нагружением, классифицируют по следующим признакам [38]. а) По назначению: 1) подшипниковые узлы главных передач ведущих мостов; 2) подшипниковые узлы рулевых механизмов; 3) колесно-ступичные узлы; 4) опорные узлы конических и гипоидных передач машин; 5) прочие. б) По типу применяемых подшипников: 1) шариковые радиально-упорные; 2) конические радиально-упорные; 3) комбинированные. в) По расположению подшипников в опорах: 1) в разных опорах; 2) с односторонним расположением подшипников; 3) комбинированные.
д) По типу резьбовых соединений, используемых для создания предвари тельного осевого нагружения подшипников: 1) одноконтурное резьбовое соединение; 2) двухконтурное резьбовое соединение; 3) трехконтурное резьбовое соединение. е) По схеме расположения подшипников в узле: 1) схема «X»; 2) схема «О»; 3) схема «тандем»; 4) комбинированные.
ж) По способу создания предварительной осевой нагрузки подшипников: 1) с плавным изменением нагрузки с помощью гайки; 2) с плавным изменением нагрузки с помощью гайки и деформируемых элементов; 3) со ступенчатым изменением нагрузки с помощью регулировочных колец или прокладок; 4) с постоянной нагрузкой. и) По размерности подшипников в узле: 1) с подшипниками одной размерности; 2) с подшипниками разной размерности.
Одним из основных условий устойчивой работы узла являются малые смещения деталей в области эксплуатационных нагрузок. Зазоры в подшипнике и упругие деформации его элементов под действием рабочей нагрузки вызывают осевые и радиальные вибрации вала, которые недопустимы. Так, например, в главных передачах смещение конических зубчатых колес при максимальных моментах не должно превышать 0,016 мм [38]. Эти требования могут быть обеспечены повышением точности и жесткости подшипникового узла, а также созданием предварительного осевого нагружения.
Точность подшипникового узла определяется следующим:
а) точностью подшипника, т.е. величинами радиального и осевого биения ко лец, величинами радиальных зазоров и осевой игры;
б) точностью и чистотой обработки поверхностей на валу и в корпусе, сопря гаемых с подшипником, т.е. величинами предельных отклонений посадочных мест по диаметрам, конусности, овальности, осевому биению заплечиков;
в) точностью изготовления элементов осевой фиксации подшипников (гаек, прокладок, фланцевых и резьбовых крышек) и точностью обработки посадочных мест на валу и в корпусе под установку этих деталей;
д) конструкцией подшипниковых узлов, а также точностью их изготовления и монтажа, обеспечивающей требуемую соосность опор;
е) точностью регулировки в подшипниках радиального зазора, осевой игры или предварительного осевого нагружения в соответствии с заданными условиями эксплуатации механизма.
Жесткость подшипникового узла определяется в основном жесткостью самого подшипника (его конструкции); величинами радиального зазора, осевой игры или предварительного осевого нагружения; жесткостью основных элементов подшипникового узла, воспринимающих нагрузку (вала, корпуса, элементов крепления); величинами посадочных натягов при установке подшипника на вал и в корпус. Она также зависит от схемы расположения опор.
Сущность предварительного осевого нагружения заключается в том, что пара подшипников при сборке узла получает начальную осевую нагрузку, которая уничтожает осевую игру в комплекте, создавая начальную упругую деформацию в местах контакта рабочих поверхностей колец с телами качения [5]. Если затем к подшипникам приложить рабочую осевую нагрузку, то относительное перемещение его колец вследствие дополнительной деформации рабочих поверхностей будет значительно меньше, чем до создания предварительной нагрузки. Предварительная осевая нагрузка вызывает деформацию сжатия в обоих подшипниках, а вал на участке установки пары подшипников испытывает растяжение от нагрузки Fp (Рисунок 1.2).
Основные положения усовершенствованной методики расчета подшипниковых узлов
В современном машиностроении и в частности автомобилестроении подшипники качения имеют самое широкое распространение. В настоящее время промышленностью выпускается более 1000 наименований подшипников качения разных типоразмеров, поэтому при проектировании того или иного подшипникового узла необходимо сначала произвести его расчет и подбор по таблицам.
Расчет подшипников может производиться двумя способами: по статической грузоподъёмности при частоте вращения колец подшипника менее п 1 мин"1, или по динамической грузоподъёмности при п 1 мин" .
Практически все автомобильные подшипниковые узлы имеют частоту вращения колец п 1 мин"1, поэтому их расчет производится по динамической грузоподъёмности. Принятая в настоящее время методика расчета подшипников качения по динамической грузоподъёмности сводится к определению величины номинальной динамической грузоподъёмности подшипника, которая, в свою очередь, определяется по формуле [5, 57, 63]: C = F3-4l (2.1) где F3 - эквивалентная нагрузка на подшипник; L - номинальная долговечность подшипника; т - показатель степени, принимаемый для шарикоподшипников ш=3, для роликоподшипников т=3,33.
Величина эквивалентной нагрузки на подшипник при этом определяется по формуле: F3 = (X-V-Fr + Y-Fa)-ka-k,.-kM (2.2) где X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, определяемые по таблицам; V - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается; ка, кт, км -коэффициент безопасности, температурный коэффициент и коэффициент материала соответственно; Frn Fa- радиальная и осевая нагрузка на подшипник соответственно.
Имея в виду, что в большинстве тяжело нагруженных автомобильных подшипниковых узлов устанавливаются радиально-упорные конические подшипники, которые собираются с предварительным осевым нагружением, можно сказать, что основным недостатком такой методики расчета является то, что она не учитывает величины предварительного осевого нагружения подшипников, и расчет ведётся для подшипников, работающих беззазорно. На практике же наличие предварительной осевой нагрузки всегда приводит к перераспределению действующих нагрузок между подшипниками, поэтому определённая по указанной методике эквивалентная нагрузка на подшипники может иметь большую погрешность. Для устранения этого недостатка автомобильными заводами разрабатываются свои методики расчета, отличные от данной. В настоящее время существует несколько таких методик, суть которых изложена в разделе 1, однако при расчетах по различным методикам одного и того же подшипникового узла при одних и тех же исходных данных конечный результат получается различным, т.е. разные методики дают разные значения эквивалентной нагрузки. Какая из методик является наиболее точной сказать сложно, поэтому при проектировании подшипникового узла, в настоящее время, сначала производится его расчет, а затем узел окончательно доводится на испытательном стенде.
В данной работе за основу взята методика расчета подшипниковых узлов изложенная в литературе [38]. Эта методика имеет следующие основные положения применительно к расчету подшипниковых узлов главных передач автомобилей.
1. Расчет осевых сил в подшипниках от радиальных реакций Расчет производим по зависимости: где Sg - осевая реакция от радиальной нагрузки на /-том режиме нау -тый подшипник; Frij - радиальная нагрузка на /-том режиме нау -тый подшипник; Yj - коэффициент радиальной нагрузки у-того подшипника.
При практических расчетах подшипниковых узлов по данной методике в формулу (2.3), как правило, подставляются максимальные значения Frij на переднем и заднем ходу.
2. Расчет суммарной осевой силы предварительного нагружения подшипни ков в узле Расчетная осевая сила предварительного нагружения подшипников: Р =0.3145-( +Р) (2 4) р \ max mm ) \ " ) где Pmin, Ртах - минимальное и максимальное усилия предварительного осевого нагружения подшипников. Суммарное усилие предварительного нагружения с учетом осевых составляющих: Pp(l)=pP+ma4S,;Sl2} (2.5) где 5,7 - максимальная осевая сила от радиальной нагрузки на /-том режиме на подшипник № 1; SJ2 - максимальная осевая сила от радиальной нагрузки на /-том режиме на подшипник № 2. 3. Расчет коэффициентов внешней нагрузки Осевые силы, действующие на /-том режиме нау -тый подшипник определяются из выражения: =V S (2-6) где pj - угол конусау -того подшипника в узле.
Методика исследования зависимости момента сил сопротивления вращению подшипников от продолжительности работы узла
Цель экспериментальных исследований - изучить закон изменения момента сил сопротивления вращению и усилия предварительного осевого нагружения подшипников во времени работы узла, изучить зависимость жесткости конических роликоподшипников от осевого усилия, изучить влияние на момент сил сопротивления вращению подшипников частоты вращения их колец и осевого усилия в узле. На основании экспериментальных исследований предложить усовершенствованную технологию сборки и контроля подшипниковых узлов, собираемых с предварительным натягом.
Экспериментальные исследования проводились в 4 этапа.
1. Исследование зависимости момента сил сопротивления вращению колец конических роликоподшипников и усилия предварительного осевого нагружения от времени работы узла. По результатам исследований построены экспериментальные кривые Тп - f(t) и Ра = fit), обоснован выбор закона изменения усилия предварительного осевого нагружения подшипников, даны рекомендации по снижению момента сил сопротивления вращению при регулировке подшипников, бывших в эксплуатации.
2. Исследование зависимости деформации конических роликоподшипников от осевого усилия в узле. По результатам исследований построены экспериментальные кривые Я = f(Pa), получено универсальное расчетное уравнение.
3. Исследование зависимости момента сил сопротивления вращению от частоты вращения колец конических роликоподшипников. В результате исследований разработана экспериментальная установка, получены экспериментальные кривые зависимости Тпр = f(n) при различных значениях осевого усилия в узле, получены экспериментальные уравнения для расчета оптимальной частоты вращения вала подшипникового узла при измерении момента сил сопротивления вращению.
4. Исследование зависимости момента сил сопротивления вращению конических роликоподшипников от осевого усилия в узле при постоянной частоте вращения колец подшипников. По результатам исследований построены экспериментальные кривые Тп = f{Pa) на различной частоте вращения вала, получены экспериментальные расчетные уравнения вида Т = f(Pa) и Ра = f(T ).
Как было установлено в разделе 1, величина момента сил сопротивления вращению конических роликоподшипников резко снижается в течение первых часов работы подшипникового узла. Остается неясным, как изменяется величина усилия предварительного осевого нагружения на протяжении всего срока службы подшипникового узла.
Исследования в этом направлении проводились в два этапа.
1 этап - на установку ДМ-28 устанавливалась испытательная головка, оборудованная новыми коническими роликоподшипниками №7208. Подшипники регули ровались таким образом, чтобы начальный момент сил сопротивления вращению составлял в первом опыте - 1 Нм, во втором - 2,8 Нм, в третьем - 3,5 Нм. Смазка подшипников осуществлялась маслом ТМ-4 залитым по уровню.
В течение эксперимента узел был нагружен постоянно действующей радиальной нагрузкой Fr = 0.8С , где С - динамическая грузоподъемность испытываемых подшипников. Кроме этого, подшипники воспринимали осевую нагрузку, образовавшуюся в процессе их регулировки.
После запуска, установка работала определенный промежуток времени при частоте вращения вала подшипникового узла n = 3000 мин"1. При этом контролировался уровень и температура масла внутри головки, в протокол эксперимента заносились значения момента сил сопротивления вращению подшипников через каждые 0,5 часа в течение первых 4 часов работы установки, затем через каждые 2 часа вплоть до окончания опыта. Каждый опыт повторялся трижды с целью повышения точности экспериментальных данных.
2 этап - через определенный промежуток времени работы испытательная головка снималась с установки ДМ-28, из нее извлекалась пара подшипников (рисунок 3.2, позиция 2) и устанавливалась в экспериментальный подшипниковый узел стенда ГД-10, где исследовалась зависимость момента сил сопротивления вращению подшипников от осевого усилия в узле Тп =f{Pa).
Маховиком стенда создавалось некоторое осевое усилие, которое в течение опыта изменялось в пределах от 0 до 14 кН с интервалом 2 кН, контролировалось индикатором динамометрического кольца и фиксировалось в протоколе эксперимента. При каждом значении осевого усилия в узле производился замер момента сил сопротивления вращению подшипников, который также фиксировался в протоколе.
Снятие характеристики Т = f(Pa) производилось через 0, 0.5, 1.5, 6 и 12 часов работы подшипников. С целью повышения точности полученных данных каждый опыт повторялся трижды.
После выполнения необходимых замеров подшипники вновь устанавливались в испытательную головку, которая, в свою очередь, на установку ДМ-28, и опыт продолжался на условиях первого этапа эксперимента. Дополнительная регулировка подшипников при этом не производилась. В результате эксперимента на первом этапе были построены графические зависимости момента преднатяга от времени работы узла Тп = f{t) при различном начальном моменте преднатяга, проведен их анализ. На втором этапе построены графические зависимости момента преднатяга от осевого усилия в узле Тп = f(Pa) во времени работы узла. В результате совместного анализа полученных зависимостей сделан вывод о правильности выбора закона изменения усилия предварительного осевого нагружения подшипников, предложенного в разделе 2.2.2.
Изменение момента сил сопротивления вращению подшипников от продолжительности работы узла
На первом этапе эксперимента были проведены динамические исследования на установке ДМ-28 подшипникового узла, оборудованного коническими роликоподшипниками № 7208, по методике, изложенной в пункте 3.1.1. По экспериментальным данным были построены графические зависимости Т = f(i) представленные на рисунке 4.1.
Исследования показали, что:
а) момент сил сопротивления вращению колец подшипников в первые часы работы узла (период приработки рабочих поверхностей подшипников), сокращается на 69 - 83 % в зависимости от начального момента, установленного при регулировке подшипников;
б) период приработки рабочих поверхностей подшипников зависит от вели чины начального момента сил сопротивления вращению и составляет при Ти = 1 Нм 2 часа, при Ти = 2,8 Нм - 4 часа, при Ти = 3,5 Нм - 6 часов;
в) при продолжительности работы узла превышающей период приработки рабочих поверхностей подшипников происходит стабилизация значений момента сил сопротивления вращению и его дальнейшее снижение в процессе работы узла подчиняется треугольному закону.
Анализ экспериментальных данных по снижению момента сил сопротивления вращению подшипников главных передач автомобилей КамАЗ [54, 55] также показал, что резкое снижение коэффициента трения наблюдается в начальный период работы подшипникового узла, эквивалентный 85-120 тыс. оборотов. При дальнейшей работе узла коэффициент трения стабилизируется и составляет 25 - 40 % величины коэффициента трения новых подшипников. Таким образом, полученные на этом этапе эксперимента данные полностью подтверждаются.
Для выяснения причин рассматриваемого явления на втором этапе эксперимента были получены графические зависимости Тпр = f(Pa) во времени работы узла.
Они представлены на рисунке 4.2.
Из графиков видно, что при одном и том же осевом усилии сжатия подшипников, момент трения снижается с увеличением времени работы узла.
В результате совместной обработки графиков с рисунков 4.1 и 4.2 были получены зависимости вида Ра = /(/), которые были построены в одних координатных осях с зависимостями Т = fit), и представлены на рисунке 4.3.
Анализ графиков показывает:
а) наибольшее снижение осевого усилия в узле наблюдается в первые часы работы узла, причем продолжительность этого снижения по времени меньше про должительности снижения момента сил сопротивления вращению подшипников;
б) величина снижения осевого усилия в узле за анализируемый период со ставляет 15-28 % от первоначально установленного значения.
Таким образом, снижение осевого усилия в узле вызвано увеличением зазора между сопряженными рабочими поверхностями подшипников вследствие смятия микронеровностей их поверхностей из-за приработки. Снижение же момента сил сопротивления вращению вызвано не уменьшением осевого усилия в узле, а снижением коэффициента трения между сопряженными рабочими поверхностями подшипников так же вследствие их приработки.
Статические исследования деформации подшипников от осевого усилия сжатия поводились на стенде ГД-10 по методике, изложенной в пункте 3.1.2. Они включали в себя измерение осевой деформации новых и бывших в эксплуатации кониче ских роликоподшипников № 7208, 7210А и 7512, а так же пар указанных подшипников одного номера.
Анализ полученных графиков позволяет сделать следующие выводы: а) Величина осевой деформации конических роликоподшипников возрастает с ростом осевого усилия, размеров и статической (или динамической) грузоподъемности исследуемых подшипников;
б) осевая деформация новых подшипников меньше осевой деформации под шипников после эксплуатации в среднем на 8 - 13%;
в) величина осевой деформации пары подшипников одного номера лишь на 34 - 67 % превосходит величину осевой деформации одного подшипника этого же номера при равном осевом усилии.
Пункт «б» может быть объяснен следующим образом. Если принять, что кольца и тела качения новых и бывших в эксплуатации подшипников изготовлены из одного и того же материала, то и упругие деформации, возникающие под воздействием равного осевого усилия в обоих случаях должны быть одинаковыми.
В свою очередь шероховатость поверхностей тел и дорожек качения у новых подшипников значительно выше, чем шероховатость тех же поверхностей подшипников, бывших в эксплуатации т.к. бывшие в эксплуатации подшипники имеют микрорельеф рабочих поверхностей со смятыми вследствие приработки микронеровностями, чего нет у новых подшипников.
Таким образом, под воздействием осевого усилия между телами и дорожками качения происходит взаимодействие микронеровностей поверхностей, а так как микронеровности у новых подшипников значительно выше, чем у старых, то при их взаимодействии возникает большая сила трения, которая вызывает дополнительное сопротивление перемещению, и, таким образом, снижает общую осевую деформацию.
Пункт «в» можно объяснить следующим образом. В случае отсутствия силы трения между телами и дорожками качения, при прочих равных условиях, каждый из подшипников в паре воспринимает равное осевое усилие. Однако влияние силы трения при взаимодействии рабочих поверхностей подшипников неизбежно, следовательно, нагрузка, действующая на первый (нагружаемый) подшипник будет равна суммарной осевой нагрузке в узле F, = F , а нагрузка, действующая на второй подшипник, будет равна разнице суммарной осевой нагрузки в узле и силы трения, действующей между рабочими поверхностями первого подшипника Fal =Fa- Fm. Таким образом, второй подшипник воспринимает меньшую осевую нагрузку, по сравнению с первым, а, следовательно, и деформация его будет меньше.
