Скидка на подшипники из наличия!
Уже доступен
Вибрационное оборудование работает в экстремальных условиях, характеризующихся циклическими динамическими нагрузками, ускорениями и центробежными силами. Корректный подбор подшипников качения для виброгрохотов, вибротранспортеров, виброплощадок и другого вибрационного оборудования требует применения специализированных методик расчета, учитывающих особенности эксплуатации.
Компания SKF, являющаяся мировым лидером в производстве подшипников, разработала техническую документацию, основанную на международном стандарте ISO 281:2007, который в России реализован как ГОСТ 18855-2013. Данная методика позволяет инженерам-проектировщикам определить расчетный ресурс подшипников с учетом всех эксплуатационных факторов.
Стандарт ISO 281:2007 устанавливает методы расчета базовой динамической грузоподъемности и номинального ресурса подшипников качения. В 2013 году в России был введен ГОСТ 18855-2013, который представляет собой модифицированную версию международного стандарта с дополнительными требованиями. Стандарт действует с 1 июля 2015 года и имеет последние поправки от 2022 года.
Ключевые термины стандарта:
Стандарт ISO 281:2007 ввел системный подход, рассматривающий влияние взаимосвязанных факторов на ресурс подшипника. Метод учитывает возникновение дополнительных напряжений в контактных зонах между телами качения и дорожками качения под воздействием:
В промышленности применяются различные типы вибрационного оборудования, каждый из которых имеет свою специфику нагружения подшипников:
Подшипники вибрационного оборудования подвергаются комплексному нагружению, включающему:
Центробежные силы возникают при вращении дебалансных масс вибровозбудителя и пропорциональны квадрату угловой скорости. Для виброгрохота с круговыми колебаниями центробежная сила рассчитывается по формуле:
Fц = m × r × ω²
где: m - дебалансная масса, кг r - радиус эксцентриситета (амплитуда), м ω - угловая скорость, рад/с
Динамические нагрузки от массы короба и обрабатываемого материала создают дополнительные усилия на подшипники. Эти нагрузки имеют циклический характер с частотой вибрации оборудования.
Инерционные силы при изменении направления движения создают пиковые нагрузки, многократно превышающие статические значения.
Для вибровозбудителя с круговыми колебаниями на пружинном подвесе нагрузка на один подшипник определяется следующим образом:
Fr = G × r × ω² / (z × g)
где: G - масса короба виброгрохота, Н r - радиус колебаний (амплитуда), м ω = 2πn/60 - угловая скорость, рад/с n - частота вращения, об/мин z - количество подшипников g = 9,81 м/с² - ускорение свободного падения
При использовании вибровозбудителя с линейными колебаниями расчет усложняется необходимостью учета положения центра тяжести системы. Минимальная нагрузка рассчитывается аналогично круговым колебаниям, однако для точного определения максимальной нагрузки требуется знание дополнительных параметров:
Fr max = [(G + Ga) × r × ω²] / (z × g)
Fr min = [G × r × ω²] / (z × g)
Исходные данные: - Масса короба виброгрохота G = 33 кН - Масса вибровозбудителя Ga = 7,5 кН - Амплитуда r = 0,008 м - Частота вращения n = 900 об/мин - Количество подшипников z = 4
Угловая скорость: ω = 2π × 900 / 60 = 94,25 рад/с
Нагрузка на подшипник: Fr = (33000 × 0,008 × 94,25²) / (4 × 9,81) = 59500 Н ≈ 59,5 кН
Эквивалентная динамическая нагрузка P представляет собой приведенную постоянную радиальную нагрузку, которая при том же ресурсе оказывает на подшипник такое же воздействие, как и фактические радиальные и осевые нагрузки.
P = X × V × Fr + Y × Fa
где: X - коэффициент радиальной нагрузки Y - коэффициент осевой нагрузки V - коэффициент вращения (1,0 для вращения внутреннего кольца) Fr - радиальная нагрузка, кН Fa - осевая нагрузка, кН
При расчете подшипников для вибрационных машин эквивалентная динамическая нагрузка корректируется с помощью коэффициента запаса fz:
P = fz × X × V × Fr + Y × Fa
где fz = 1,2 - коэффициент запаса для вибрационного оборудования
Этот коэффициент учитывает влияние недостаточно точно определимых параметров, характерных для вибрационных машин: неравномерность распределения материала на грохоте, износ резиновых пружин, изменение жесткости системы в процессе эксплуатации.
Базовый номинальный ресурс L₁₀ - это ресурс, который достигают или превышают 90% подшипников в группе идентичных подшипников, работающих в одинаковых условиях. Расчет производится по формуле:
L₁₀ = (C / P)p миллионов оборотов
где: C - базовая динамическая грузоподъемность, кН P - эквивалентная динамическая нагрузка, кН p - показатель степени (p = 3 для шариковых, p = 10/3 для роликовых подшипников)
Для перевода ресурса в часы работы используется формула:
L₁₀h = L₁₀ × 10⁶ / (60 × n) часов
где n - частота вращения, об/мин
Модифицированный номинальный ресурс учитывает фактические условия эксплуатации подшипника через систему коэффициентов модификации:
L₁₀ₐ = a₁ × aISO × L₁₀
где: a₁ - коэффициент модификации по надежности aISO - системный коэффициент модификации
Коэффициент aISO определяется на основе системного подхода, учитывающего:
κ = ν / ν₁
где: ν - фактическая кинематическая вязкость при рабочей температуре, мм²/с ν₁ - требуемая кинематическая вязкость, мм²/с
Для вибрационного оборудования при отсутствии детальных данных о смазке и загрязнении применяют упрощенную методику:
Подбор подшипников для вибрационного оборудования выполняется в следующей последовательности:
Cтреб = P × (L₁₀hтреб × 60 × n / (10⁶ × a₁ × aISO))1/p
где все величины указаны в соответствующих единицах измерения
Параметры оборудования: - Масса короба виброгрохота: G = 60 кН - Радиус колебаний (амплитуда): r = 0,005 м - Частота вращения вибровозбудителя: n = 850 об/мин - Количество подшипников: z = 2 (внутренние подшипники вибровозбудителя) - Требуемый ресурс: L₁₀hтреб = 15000 часов - Диаметр вала: d = 80 мм
Угловая скорость: ω = 2π × 850 / 60 = 89 рад/с
Нагрузка на один подшипник: Fr = (G × r × ω²) / (z × g) = (60000 × 0,005 × 89²) / (2 × 9,81) = 121000 Н ≈ 121 кН
Для сферических роликовых подшипников при отсутствии осевой нагрузки: X = 1,0; Y = 0; V = 1,0
С учетом коэффициента запаса для вибрационного оборудования: P = fz × X × V × Fr = 1,2 × 1,0 × 1,0 × 121 = 145,2 кН
Принимаем: - Коэффициент надежности: a₁ = 1,0 (для надежности 90%) - Коэффициент условий работы: aISO = 0,6 (обычные условия для вибрационного оборудования) - Показатель степени: p = 10/3 (для роликовых подшипников)
Требуемая грузоподъемность: Cтреб = 145,2 × [(15000 × 60 × 850) / (10⁶ × 1,0 × 0,6)]3/10 = 145,2 × (765000 / 600000)0,3 = 145,2 × 1,174 = 170,5 кН
По каталогу SKF для диаметра вала d = 80 мм выбираем сферический роликовый подшипник серии 222: Подшипник SKF 22216 E
Характеристики: - Диаметр отверстия: d = 80 мм - Наружный диаметр: D = 140 мм - Ширина: B = 33 мм - Динамическая грузоподъемность: C = 236 кН - Статическая грузоподъемность: C₀ = 270 кН
Базовый номинальный ресурс: L₁₀ = (C / P)10/3 = (236 / 145,2)3,33 = 1,6253,33 = 6,26 млн оборотов
Модифицированный ресурс: L₁₀ₐ = a₁ × aISO × L₁₀ = 1,0 × 0,6 × 6,26 = 3,76 млн оборотов
Ресурс в часах: L₁₀h = (3,76 × 10⁶) / (60 × 850) = 73725 часов
Расчетный ресурс L₁₀h = 73725 часов значительно превышает требуемый ресурс 15000 часов, что обеспечивает надежную работу подшипникового узла. Запас по ресурсу составляет: Kзапас = 73725 / 15000 = 4,9
Вывод: Подшипник SKF 22216 E соответствует требованиям и может быть использован для данного применения.
Для комплектации подшипниковых узлов вибрационного оборудования рекомендуем ознакомиться со следующими разделами каталога:
Дополнительная продукция SKF:
Коэффициент запаса fz = 1,2 учитывает недостаточно точно определимые параметры работы вибрационных машин. К таким параметрам относятся: неравномерное распределение обрабатываемого материала на грохоте, что изменяет динамические характеристики системы; изменение жесткости резиновых пружин или виброизоляторов в процессе эксплуатации; влияние переходных режимов при запуске и остановке оборудования; дополнительные динамические нагрузки от несбалансированных масс. Практика эксплуатации виброоборудования показывает, что применение данного коэффициента обеспечивает достижение расчетного ресурса подшипников в реальных промышленных условиях.
Базовый номинальный ресурс L₁₀ рассчитывается для идеальных условий работы подшипника: современная качественная подшипниковая сталь, правильная установка, оптимальная смазка, отсутствие загрязнений, нормальная рабочая температура. Модифицированный номинальный ресурс L₁₀ₐ учитывает реальные условия эксплуатации через коэффициенты модификации: коэффициент надежности a₁ (для требуемой вероятности безотказной работы более 90%); системный коэффициент aISO, учитывающий фактическую вязкость смазки, уровень загрязнения и предел усталостной нагрузки материала. В реальных промышленных условиях L₁₀ₐ обычно составляет от 0,3 до 1,0 от базового ресурса L₁₀ в зависимости от качества обслуживания и условий эксплуатации.
Требуемая кинематическая вязкость ν₁ зависит от среднего диаметра подшипника dm = (d + D)/2 и частоты вращения n. Для частот вращения n ≥ 1000 об/мин требуемая вязкость определяется по формуле ν₁ = 45000 × n-0,83 × dm-0,5 мм²/с. Для частот вращения n меньше 1000 об/мин используется формула ν₁ = 4500 × n-0,5 × dm0,5 мм²/с. Фактическая вязкость ν берется из характеристик применяемого масла при рабочей температуре подшипникового узла. При использовании пластичных смазок для определения ν используется вязкость базового масла смазки. Для вибрационного оборудования обычно применяют смазки на основе литиевого мыла с базовым маслом вязкостью 100-220 мм²/с при 40 градусах Цельсия.
Сферические роликовые подшипники являются оптимальным выбором для виброгрохотов благодаря нескольким важным характеристикам. Высокая радиальная грузоподъемность позволяет воспринимать значительные центробежные силы, возникающие при вибрации. Способность к самоустановке компенсирует перекосы и несоосность, неизбежно возникающие в процессе работы вибрационного оборудования из-за износа виброизоляторов и деформации рамы. Два ряда роликов обеспечивают более равномерное распределение нагрузки и увеличивают ресурс по сравнению с однорядными подшипниками. Конструкция с бочкообразными роликами снижает краевые напряжения при перекосах. Возможность восприятия умеренных осевых нагрузок позволяет использовать упрощенные схемы монтажа подшипниковых узлов. Высокая стойкость к ударным и вибрационным нагрузкам обеспечивается массивными роликами и прочной конструкцией сепаратора.
Загрязнение смазочного материала является одним из основных факторов, сокращающих ресурс подшипников вибрационного оборудования. Абразивные частицы размером более 10 микрометров вызывают механический износ дорожек качения и тел качения, что приводит к появлению питтинга и сколов. Частицы металла от износа сопряженных деталей оборудования действуют как абразив и катализируют процесс усталостного разрушения. Влага в смазке вызывает коррозию поверхностей качения и снижает несущую способность масляной пленки. Твердые частицы внешних загрязнений (пыль, песок, продукты обработки материала на виброгрохоте) наиболее опасны для подшипников открытого типа. Коэффициент загрязнения eC для виброоборудования обычно составляет 0,4-0,6, что соответствует умеренному загрязнению, характерному для промышленных условий. Применение герметичных подшипников с двухсторонним уплотнением позволяет повысить eC до 0,8-1,0 и увеличить ресурс в 2-3 раза.
При проектировании подшипниковых узлов виброгрохотов рекомендуется закладывать минимальный расчетный ресурс L₁₀h от 10000 до 20000 часов работы в зависимости от типа оборудования и условий эксплуатации. Для легких виброгрохотов с массой короба до 1000 килограмм и благоприятными условиями работы достаточен ресурс 10000-12000 часов. Для средних виброгрохотов с массой короба 1000-5000 килограмм рекомендуется ресурс 15000-18000 часов. Для тяжелых виброгрохотов с массой короба более 5000 килограмм и работой в абразивной среде следует проектировать ресурс не менее 20000 часов. При непрерывном режиме работы оборудования ресурс 15000 часов соответствует примерно 2 годам эксплуатации при работе в две смены. Важно учитывать, что фактический межремонтный период может быть меньше расчетного ресурса из-за износа других элементов вибровозбудителя и необходимости профилактического обслуживания.
Подшипники серии SKF Explorer представляют собой подшипники нового поколения с улучшенными эксплуатационными характеристиками и отлично подходят для применения в вибрационном оборудовании. Благодаря оптимизированной внутренней геометрии, улучшенным материалам и специальной термообработке подшипники SKF Explorer обеспечивают увеличенный ресурс на 50-100 процентов по сравнению со стандартными подшипниками при тех же нагрузках. Сниженный уровень шума и вибрации особенно важен для виброоборудования, где дополнительные источники вибрации могут влиять на эффективность работы. Уменьшенное трение позволяет снизить рабочую температуру подшипникового узла и улучшить условия смазки. Повышенная стабильность геометрических размеров обеспечивает надежную работу при переменных нагрузках и вибрациях. При расчете ресурса подшипников SKF Explorer рекомендуется использовать модифицированные значения коэффициента aISO, которые могут быть на 20-40 процентов выше стандартных значений при хороших условиях смазки и обслуживания.
После монтажа подшипников в вибрационное оборудование необходимо провести комплексную проверку правильности выбора и установки. Измерение рабочей температуры подшипникового узла через 2-4 часа работы должно показывать значения не выше 70-80 градусов Цельсия для пластичных смазок, превышение этих значений может указывать на перегрузку подшипника, недостаток или избыток смазки, неправильную посадку. Вибрационная диагностика методом измерения виброскорости в диапазоне 10-1000 Герц позволяет выявить дефекты на ранней стадии, для исправных подшипников виброгрохотов виброскорость не должна превышать 10-15 миллиметров в секунду. Спектральный анализ вибрации выявляет характерные частоты дефектов подшипников, которые указывают на повреждения наружного кольца, внутреннего кольца, тел качения или сепаратора. Контроль уровня шума позволяет обнаружить неправильную смазку, загрязнение или начальные дефекты, резкое увеличение шума на 10-15 децибел требует немедленной диагностики. Периодический контроль осевого и радиального зазора подшипника выявляет развитие износа, увеличение зазора более чем на 50 процентов от первоначального значения требует замены подшипника.
Данная статья носит исключительно информационно-ознакомительный характер и предназначена для технических специалистов в области машиностроения и проектирования подшипниковых узлов. Представленная информация основана на технических стандартах и методиках расчета, актуальных на момент публикации.
Автор и издатель не несут ответственности за любые прямые или косвенные убытки, возникшие в результате применения изложенных в статье методик и рекомендаций. Окончательный выбор подшипников, расчет ресурса и конструирование подшипниковых узлов должны выполняться квалифицированными инженерами с учетом всех специфических условий эксплуатации конкретного оборудования.
Перед применением расчетных методик рекомендуется проконсультироваться с производителями подшипников и изучить актуальную техническую документацию. Информация о конкретных моделях подшипников, их характеристиках и областях применения должна уточняться по официальным каталогам производителей.
Вы можете задать любой вопрос на тему нашей продукции или работы нашего сайта.