75

Расчет и конструирование машин и аппаратов пищевых производств

Другое

Производство и промышленные технологии

Современные методы расчета подшипников качения и подшипников скольжения. Общие сведения о вариантах применения, конструкциях, режимах работы подшипников. Условный расчет подшипников скольжения, статическая грузоподъемность.

Русский

2012-11-14

584 KB

39 чел.

Министерство образования и науки

Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Юго-Западный государственный университет»

Кафедра машиностроительных технологий и оборудования

ПОДШИПНИКИ

Методические указания к выполнению курсовых проектов по дисциплинам «Детали машин» и «Расчет и конструирование машин и аппаратов пищевых производств» для студентов специальностей

Курск 2011


Составители: Р.Е. Абашкин, А.А. Норовский, И.Н. Путинцева

Рецензент

Кандидат технических наук, доцент кафедры «Машины и оборудование в агробизнесе» Белгородской государственной сельскохозяйственной академии

Ю.В. Саенко

Подшипники: методические указания к выполнению курсовых работ и проектов / Юго-Зап. гос. ун-т; сост. Р.Е. Абашкин, А.А. Норовский, И.Н. Путинцева. Курск, 2011. 145с.:ил. 10,табл. 19,прилож. 2. Библиогр.:с.145.

В методических указаниях приведены современные методы расчета подшипников качения и подшипников скольжения. Даны общие сведения о вариантах применения, конструкциях, режимах работы подшипников. Методические указания содержат необходимый справочный материал и могут быть использованы при дипломном проектировании.

Предназначены для студентов специальностей 260601;151001; 190601 дневной и заочной форм обучения.

Текст печатается в авторской редакции

Подписано в печать . Формат 60х84 1/16.

Усл. печ. л. . Уч.-изд. л. . Тираж 20 экз. Заказ . Бесплатно.

Юго-Западный государственный университет.

305040, г. Курск, ул. 50 лет Октября, 94.


СОДЕРЖАНИЕ

1. Основные разновидности подшипников

2. Подшипники скольжения

2.1 Основы гидродинамической теории смазки

2.2 Смазочные материалы

2.3 Антифрикционные материалы

2.4 Условный расчет подшипников скольжения

3. Подшипники качения

3.1 Схемы установки подшипников

3.2 Долговечность подшипников качения

Динамическая грузоподъемность

3.3 Предельная частота вращения подшипника

3.4 Статическая грузоподъемность

Приложение 1. Подшипники производства стран СНГ

Приложение 2. Подшипники фирмы SKF 

Библиографический список


1. Основные разновидности подшипников

Подшипники - это технические устройства, являющиеся частью опор вращающихся осей и валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу или оси, и передают их на раму, корпус или иные части конструкции. При этом они должны также удерживать вал в пространстве, обеспечивать вращение, качание или линейное перемещение с минимальными энергопотерями. От качества подшипников в значительной мере зависит коэффициент полезного действия, работоспособность и долговечность машины.

Рис. 1. Пример использования подшипников в механизме

Подшипники выполняют роль опор осей и валов.

В настоящее время широко находят применение подшипники:

  •  контактные (имеющие трущиеся поверхности) - подшипники качения и скольжения;
  •  бесконтактные (не имеющие трущихся поверхностей) - магнитные подшипники.

По виду трения различают:

  •  подшипники скольжения, в которых опорная поверхность оси или вала скользит по рабочей поверхности подшипника;
  •  подшипники качения, в которых используется трение качения благодаря установке шариков или роликов между подвижным и неподвижным кольцами подшипника.

2. Подшипники скольжения

Основным элементом таких подшипников является вкладыш из антифрикционного материала или c антифрикционным покрытием. Вкладыш устанавливают (вкладывают) между валом и корпусом подшипника. Простейшие подшипники скольжения имеют неразъемный корпус обычно с бронзовой втулкой, более сложные подшипники имеют разъем вдоль оси как корпуса, так и вкладышей. Вкладыши делаются стальными или чугунными с наплавкой антифрикционного сплава или бронзовые. В зоне разъема вкладышей имеются так называемые холодильники - емкости для масла, а на поверхности контакта с шайкой вала нарезаются неглубокие масляные канавки. Конструкции подшипников разнообразны.

Рис. 2. Схема подшипника скольжения

а)

б)

Рис. 3. а) корпус подшипника скольжения; б) вкладыши подшипников скольжения

Трение скольжения безусловно больше трения качения, тем не менее, достоинства подшипников скольжения заключаются в многообразных областях использования:

- в разъёмных конструкциях;

- при больших скоростях вращения (газодинамические подшипники в турбореактивных двигателях при n > 10 000 об/мин);

- при необходимости точного центрирования осей;

- в машинах очень больших и очень малых габаритов;

- в воде и других агрессивных средах.

Рис. 4. Виды подшипников скольжения

Недостатки подшипников скольжения – трение и потребность в дорогих антифрикционных материалах.

Подшипники скольжения следует применять там, где нельзя применить подшипники качения, а именно:

а) когда подшипник должен быть разъемным по оси (например, подшипники средних шеек коленчатого вала);

б) для очень больших нагрузок, когда подходящих стандартных подшипников качения подобрать нельзя;

в) для сверхбыстроходных валов, где центробежные силы инерции не допускают применения подшипников качения;

г) для работы в сильно загрязненной среде или воде.

Распространенное мнение, что подшипники скольжения дешевле подшипников качения, глубоко ошибочно.

Характерные дефекты и поломки подшипников скольжения вызваны трением:

  •  температурные дефекты (заедание и выплавление вкладыша);
  •  абразивный износ;
  •  усталостные разрушения вследствие пульсации нагрузок.

При всём многообразии и сложности конструктивных вариантов подшипниковых узлов скольжения принцип их устройства состоит в том, что между корпусом и валом устанавливается тонкостенная втулка из антифрикционного материала, как правило, бронзы или бронзовых сплавов, а для малонагруженных механизмов из пластмасс.

Большинство радиальных подшипников скольжения имеет цилиндрический вкладыш, который, однако, может воспринимать и осевые нагрузки за счёт галтелей на валу и закругления кромок вкладыша. Подшипники с коническим вкладышем применяются редко, их используют при небольших нагрузках, когда необходимо систематически устранять ("отслеживать") зазор от износа подшипника для сохранения точности механизма.

2.1 Основы гидродинамической теории смазки

Виды трения:

1. Сухое трение - без смазки, виды покрытий вкладышей:

  •  в наноструктурном состоянии: С, BN, MoS2 и WS2;
  •  в виде нанокомпозиционных покрытий: WC/C, MoS2 /C, WS2/C, TiC/C и наноалмаза;
  •  в виде алмазных и алмазоподобных углеродистых покрытий: пленок из алмаза, гидрогенизированного углерода (a-C:H), аморфного углерода (a-С), нитрида углерода (C3N4) и нитрида бора (BN);
  •  в виде твердых и сверхтвердых покрытий из VC, B4C, Al2O3, SiC, Si3O4 , TiC, TiN, TiCN, AIN и BN,
  •  в виде чешуйчатых пленок из MoS2 и графита;
  •  в виде неметаллических пленок из диоксида титана, фтористого кальция, стекла, оксида свинца, оксида цинка и оксида олово,
  •  в виде пленки из мягких металлов: свинца, золото, серебра, индия, меди и цинка,
  •  в виде самосмазывающихся композитов из нанотрубок, полимеров, углерода, графита и металлокерамики,
  •  в виде чешуйчатых пленок из углеродных составов: фторированного графита и фторид графита;
  •  углерод;
  •  полимеры: PTFE, нейлон и полиэтилен,
  •  жиры, мыло, воск (стеариновая кислота),
  •  керамика и металлокерамика.

2. Полужидкостное трение, когда имеет место лишь частичное касание вала и подшипника:

  •  смешанная смазка,
  •  граничная смазка.

3. Жидкостное трение - только между молекулярными слоями жидкости, когда металлические поверхности вала и подшипника не касаются одна другой:

  •  гидродинамическая смазка: толстослойная и эластогидродинамическая;
  •  гидростатическая смазка;
  •  смазка под высоким давлением.

4. Газовое – поверхности вала и подшипника разделены слоем газа, трение минимально:

● газодинамическая смазка.

Все виды трения существуют реально и используются практически.

Сухое трение применяется там, где трущиеся поверхности нельзя защитить от попадания грязи, пыли и абразива, (например, шарниры гусениц, оси подвесок гусеничных машин и проч.). В этих случаях подшипники без смазки имеют меньший износ.

Жидкостное трение - это идеальный расчетный вид трения, на который должны быть ориентированы все подшипники при установившемся режиме работы.

Полужидкостное трение имеет место при неустановившемся режиме (трогании с места, торможении, резких толчках и ударах). Основы теории смазки при жидкостном трении впервые разработаны русским ученым, проф. Петровым. Он установил, что поток движущейся жидкости, взаимодействуя с наклонной пластиной, образует масляный клин и создает подъемную силу, величина которой пропорциональна скорости и вязкости жидкости и обратно пропорциональна квадрату минимального зазора. В подшипнике, при смещении вала под действием нагрузки на величину эксцентриситета, также образуется изогнутые масляный клин и возникает подъемная сила, которая при жидкостном трении уравновешивает реакцию опоры, и вал вращается, не касаясь подшипников.

Для правильной работы подшипников без износа поверхности цапфы и втулки должны быть разделены слоем смазки достаточной толщины. В зависимости от режима работы подшипника в нём может быть:

а) жидкостное трение, когда рабочие поверхности вала и вкладыша разделены слоем масла, толщина которого больше суммы высот шероховатости поверхностей; при этом масло воспринимает внешнюю нагрузку, изолируя вал от вкладыша, предотвращая их износ. Сопротивление движению очень мало;

б) полужидкостное трение, когда неровности вала и вкладыша могут касаться друг друга и в этих местах происходит их схватывание и отрыв частиц вкладыша. Такое трение приводит к абразивному износу даже без попадания пыли извне.

Обеспечение режима жидкостного трения является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания.

Критерием прочности, а следовательно, и работоспособности подшипника скольжения являются контактные напряжения в зоне трения или, что, в принципе, то же

и допускаемое произведение давления на скорость скольжения самое – контактное давление. Расчётное контактное давление сравнивают с допускаемым:

p = N /(l d) ≤ [p], (1)

где N – сила нормального давления вала на втулку (реакция опоры),

 l – рабочая длина втулки подшипника,

d – диаметр цапфы вала.

Иногда удобнее сравнивать расчётное и допускаемое произведение давления на скорость скольжения. Скорость скольжения легко рассчитать, зная диаметр и частоту вращения вала:

 (2)

Произведение давления на скорость скольжения характеризует тепловыделение и износ подшипника. Наиболее опасным является момент пуска механизма, т.к. в покое вал опускается ("ложится") на вкладыш и при начале движения неизбежно сухое трение.

Следует заметить, что подъемная сила, обеспечивающая состояние жидкостного трения, возрастает обратно пропорционально квадрату относительного зазора, который, в свою очередь, определяется чистотой обработки шейки вала и подшипника. Поэтому для обеспечения надежной работы подшипников при жидкостном трения необходима приработка, то есть сглаживание гребешков на опорной поверхности вала и подшипника. Приработка новых и отремонтированных машин производится на режиме пониженной нагрузки. Во всех руководствах и инструкциях обязательно должен быть указан режим и время обкатки и приработки.

2.2 Смазочные материалы

В настоящее время для смазки машин применяются в основном лишь минеральные масла - продукты перегонки нефти. Из растительных может применяться только касторовое масло, обладающее очень высокими смазывающими свойствами; другие растительные масла окисляются и для смазки не годятся. Смазочные материалы разделяются на жидкие, консистентные и твердые. Желательно применять, по возможности, жидкие масла со смазкой - окунанием в масляную ванну. При весьма высоких угловых скоростях вращения деталей (свыше 5000 об/мин) применяют подачу жидкой смазки форсунками под давлением, так как при таких скоростях начинают сильно возрастать гидравлические потери на взбалтывание масла. Консистентную смазку применяют в отдельных точках, где нельзя организовать масляную ванну. Количество точек смазки в машинах должно бить минимальным, иначе усложняется их техническое обслуживание. Твердые смазки содержат графит и применяются при очень больших давлениях и малых скоростях относительного перемещения смазываемых деталей, например, для смазки листовых рессор.

Основной характеристикой жидких смазок, которая определяет их применение, является вязкость. Различают абсолютную или динамическую вязкость, которая выражает сопротивление сдвигу молекулярных слоев жидкости и относительную или кинематическую вязкость, которая характеризуется временем истечения жидкости через калиброванное отверстие при определенной температуре (50 или 100°С). Связь между абсолютной и относительной вязкостью выражается зависимостью:

m = g n, (3)

где g - удельный вес масла, который можно принимать равным 0,9;

m - абсолютная вязкость в сантипаузах (СПЗ);

n - относительная вязкость в сантистоксах (ССТ).

Вязкость масел очень сильно изменяется с изменением температуры: с повышением температуры масло становится жидким и теряет смазывающие свойства, а с понижением - оно сильно густеет, создавая дополнительные сопротивления вращению и затрудняя пуск машин. Оптимальной можно считать температуру масла 50 - 70°С. При более высоких температурах масла должны содержать специальные присадки.

Все сорта масел нормализованы по ГОСТ, различаются по назначению.

К маслам универсального назначения относятся так называемые индустриальные масла разных марок, например, индустриальное масло - 50 (вязкость 50 сст при 50°С).

Широкое распространение получили автотракторные масла: автолы, дизельные, нигролы, гипоидные. Первые два сорта масла - для смазки двигателей, вторые - для трансмиссий.

Авиамасла подобны автотракторным, но отличаются лучшим качеством очистки.

Кроме того, широко применяются другие типы масел: турбинные, веретенные, сепараторные. Общее соображение по применению масел вытекает из гидродинамической теории смазки: чем выше скорости, тем меньше должна быть вязкость масла; при сверхвысоких скоростях даже воздух является смазкой и создает жидкостное трение.

2.3 Антифрикционные материалы

Это материалы и сплавы, обладающие низким коэффициентном трения в паре со стальным валом. К ним предъявляются, кроме того, следующие требования:

а) хорошая прирабатываемость;

б) способность удерживать масляную пленку, которая должна как бы прилипать к поверхности;

в) хороший отвод тепла;

г) достаточная механическая прочность.

Всеми этими качествами не обладает ни один из антифрикционных материалов, например:

Баббиты - оловянистые сплавы, не обладают свойством (г), однако их наплавляют на стальной, бронзовый или чугунный вкладыш, что и решает вопрос прочности;

Бронзы оловянистые и свинцовистые слабо обладают свойством (а);

Сплавы на алюминиевой основе слабо обладают свойством (г);

Антифрикционные чугуны вообще обладают недостаточными антифрикционными свойствами и могут применяться лишь при малых удельных давлениях и скоростях;

Неметаллические материалы (пластмассы) имеют довольно высокое значение коэффициента трения и не обладают свойством (в).

2.4 Условный расчет подшипников скольжения

Этот расчет непосредственно не отражает наличие жидкостного трения, но, благодаря своей простоте и большому накопленному опыту по допускаемым величинам, достаточно широко применяется в машиностроении.

а) расчет на удельное давление:

(4)

б) на удельную мощность трения:

(5)

Для ответственных и быстроходных подшипников желательно производить проверку по гидродинамической теории.

Пример проверочного расчёта радиального подшипника скольжения

Исходные данные: частота вращения n , мин-1 100

Диаметр подшипника d , мм  30

Длинна подшипника l , мм  25

Сила действующая на подшипник P , H 100

Коэффициент трения f   0.01

Материал подшипника  БрАЖ9-4 , Со смазкой

Характеристики материала:

допускаемая удельная нагрузка [p] , МПа  15

допускаемая скорость [v] , м/с  4

велечина характеризующая износ [pv] , МПа·м/с 12

максимальная рабочая температура T , C°  250

Метод расчёта:

Расчёт произведён теоретическим методом по удельной нагрузке [1].

Характеристики материалов взяты с источника [2].

Область применения расчёта:

Данная методика расчёта распространяется на радиальные подшипники скольжения, не испытывающие осевой нагрузки, работающие при смазке (подразумевается жидкостная смазка либо полужидкостная) и без смазки (либо смазке водой).

Расчет подшипника скольжения.

Окружная скорость на шейке вала:  v = 0,16 (м/с)

Удельная нагрузка в подшипнике:  p = 0,13 (МПа), что меньше допускаемой.

Сопостовление допускаемой и расчетной нагрузок в подшипнике: η1 = 112,50

Сопоставление допускаемой и расчетной велечины pv: η2 = 573,25

Момент трения на шипе:  МТ = 15,00 (Н·м)

Потеря мощности на трение в подшипнике и соответствующее тепловыделение:  A = 0,16 (Вт).

Подшипник прочен.

3. Подшипники качения

Рис. 5. Принципиальная схема опоры с подшипником качения

Подшипники качения работают преимущественно при трении качения и состоят из двух колец, тел качения, сепаратора, отделяющего тела качения друг от друга, удерживающего на равном расстоянии и направляющего их движение. По наружной поверхности внутреннего кольца и внутренней поверхности наружного кольца (на торцевых поверхностях колец упорных подшипников качения) выполняют желоба – дорожки качения, по которым при работе подшипника катятся тела качения.

  

а) б) в)

г) д)

Рис. 6. Виды подшипников качения (приведены только некоторые виды тел качения): а) с шариковыми телами качения, б) с короткими цилиндрическими роликами, в) с длинными цилиндрическими или игольчатыми роликами, г) с коническими роликами, д) с бочкообразными роликами

В некоторых узлах машин в целях уменьшения габаритов, а также повышения точности и жесткости, применяются так называемые совмещенные опоры: дорожки качения выполняются непосредственно на валу или на поверхности корпусной детали. Некоторые подшипники качения изготовляют без сепаратора. Такие подшипники имеют большое число тел качения и, следовательно, большую грузоподъемность. Однако предельные частоты вращения бессепараторных подшипников значительно ниже вследствие повышенных моментов сопротивления вращению.

Рис. 7. Вариант применения «безобъемного» подшипника

3.1. Схемы установки подшипников

В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы в опорах от осевых перемещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничено осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плавающей опоре осевое перемещение вала в любом направлении не ограничено. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую силы, а плавающая опора – только радиальную.

В некоторых конструкциях применяют так называемые «плавающие» валы. Эти валы имеют возможность осевого смещения в обоих направлениях, их устанавливают на плавающих опорах.

В схемах на рис.8 вал зафиксирован в двух опорах, причем в каждой опоре в одном направлении. Эти схемы применяют с определенными ограничению по расстояниям между опорами. И связано это с изменением зазоров в подшипниках вследствие нагрева деталей при работе. При нагреве самих подшипников зазоры в них уменьшаются; при нагреве вала его длина увеличивается.

Рис.8. Схемы установки валов «враспор» и «врастяжку»

Из-за увеличения длины вала осевые зазоры в подшипниках (рис.8, а) называемой схемой «враспор», также уменьшаются. Чтобы не происходило защемления вала, в опорах предусматривают при сборке осевой зазор «а». Значение зазора должно быть несколько больше ожидаемой тепловой деформации подшипников и вала. Из опыта эксплуатации известно, что в узлах с радиальными шарикоподшипниками а=0,2…0,5 мм.

Схема установки подшипников «враспор» конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. При установке в опорах радиальных подшипников отношение l/d≈8…10.

В оборах (рис.8, а) могут быть применены и радиально-упорные подшипники. Так как эти подшипники более чувствительны к изменению осевых зазоров, то соотношение между величинами l и d для них является более жестким и не должно превышать l/d≈6…8. Меньшие значения относятся к роликовым, большие – к шариковым радиально-упорным подшипникам.

При установке вала по схеме (рис.8, б) – «врастяжку» - вероятность защемления подшипников вследствие температурных деформаций вала меньше, так как при увеличении длины вала осевой зазор в подшипниках увеличивается. Расстояние между подшипниками может быть несколько больше, чем в схеме «враспор»; для подшипников шариковых радиальных l/d=10…12; шариковых радиально-упорных l/d≤8.

Более длинные валы устанавливать по схеме (рис.8, б) не рекомендуют, так как вследствие температурных деформаций вала могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников.

В табл. 1 приведены формулы для определения осевых сил Fa1 и Fa2 в отдельных частных случаях. Обозначения 1 и 2 опор в соответствии со схемами рис.9, а, б.

Таблица 1

Определение осевых сил

Условия нагружения

Осевые силы

Fa1min≥Fa2min; Fa≥0

Fa1min<Fa2min; Fa≥Fa2min-Fa1min

Fa1=Fa1min; Fa2=Fa1+Fa

Fa1min<Fa2min; Fa<Fa2min-Fa1min

Fa2=Fa2min; Fa1=Fa2-Fa

3.2. Долговечность подшипников качения. Динамическая грузоподъмность.

Долговечность подшипников рассчитывают для нормальных условий работы (правильно спроектированный подшипниковый узел, монтаж выполнен без повреждений подшипника, эксплуатация производится без нарушения рекомендаций), когда выход из строя происходит только из-за усталостных процессов в металле колец и тел качения.

Экспериментальными исследованиями установлена следующая зависимость долговечности L подшипников от нагрузки Q (млн. оборотов):

, (6)

где С - динамическая грузоподъемность - нагрузка, при которой долговечность равна 1 млн. оборотов.

Если эксплуатировать в одинаковых условиях партию подшипников, изготовленных в идентичных условиях из одной и той же плавки металла, то долговечность их будет разной. Максимальная долговечность будет отличаться от минимальной в десятки, а то и в сотни раз.

В связи с этим в обозначении долговечности применяют нижний индекс, показывающий вероятность выхода из строя подшипников, например: L10 - долговечность (млн. оборотов), ниже которой вероятность выхода из строя составляет 10%.

Иногда нижним индексом обозначают надежность: означает долговечность, которую должны иметь не менее 90% подшипников из партии.

Следует иметь в виду, что для усталостных процессов нельзя требовать расчета долговечности для надежности, равной 100 %.

На подшипники, в общем случае, как и при статическом воздействии действуют комбинированные нагрузки, состоящие из радиальной Fr и осевой Fa составляющих. Поэтому в формулу для расчета долговечности подставляют эквивалентную нагрузку Р. В формулах для ее определения участвуют коэффициенты, учитывающие перераспределение нагрузки и, соответственно, контактных напряжений по телам качения.

В соответствии с ГОСТ 18855 расчет долговечности подшипников (млн. оборотов), изготовленных по обычной технологии из обычных материалов, выполняют по формуле:

, (7)

где С - базовая динамическая грузоподъемность, Н;

 р - показатель степени, при расчете долговечности шариковых подшипников (р = 3, а роликовых р = 10/3);

 Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н.

Расчет эквивалентной динамической радиальной нагрузки в общем случае выполняется по формуле:

, (8)

где X, Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой составляющей динамической нагрузки.

Если подшипник должен работать при условиях, отличающихся от нормальных (температура подшипника из обычной хромистой стали типа ШХ15 более 100 °С, во время работы возможны толчки, вибрация, перегрузки), то в расчетную формулу для определения эквивалентной нагрузки могут быть внесены коэффициенты, учитывающие влияние этих отличий.

Для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников, а также роликовых радиально-упорных подшипников эквивалентная динамическая радиальная нагрузка может быть рассчитана по формуле:

, (9)

где X, Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой составляющей динамической нагрузки (табл. 1 и 2);

 V  коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке V = 1,0, а при вращении наружного кольца по отношению к нагрузке V = 1,2;

 КТ - температурный коэффициент (табл. 3);

 Кб - коэффициент безопасности (табл. 4).

Таблица 2. Коэффициенты X и Y для шариковых подшипников

α, °

α

Относительная осевая нагрузка

X

Y

X

Y

X

Y

X

Y

e

Однорядный

Двухрядный

Радиальный подшипник

0

0,014

0,028

0,056

0,084

0,110

0,170

0,280

0,420

0,560

1

0

0,56

2,30

1,99

1,71

1,55

1,45

1,31

1,15

1,04

1,00

1

0

0,56

2,30

1,99

1,71

1,55

1,45

1,31

1,15

1,04

1,00

0,19

0,22

0,26

0,28

0,30

0,34

0,38

0,42

0,44

Радиально-упорный подшипник

5

0.014

0.028

0.056

0.085

0.110

0.170

0.280

0.420

0.560

1

0

0.56

2.30

1.99

1.71

1.55

1.45

1.31

1.15

1.04

1.00

1

1

2.78

2.40

2.07

1.87

1.75

1.58

1.39

1.26

1.21

0.78

3.74

3.23

2.78

2.52

2.36

2.13

1.87

1.69

1.63

0.23

0.26

0.30

0.34

0.36

0.40

0.45

0.50

0.52

α, °

α

Относительная осевая нагрузка

X

Y

X

Y

X

Y

X

Y

e

Однорядный

Двухрядный

10

0.014

0.029

0.057

0.086

0.110

0.170

0.290

0.430

0.570

1

0

0.46

1.88

1.71

1.52

1.41

1.34

1.23

1.10

1.01

1.00

1

2.18

1.98

1.76

1.63

1.55

1.42

1.27

1.17

1.16

0.75

3.06

2.78

2.47

2.29

2.18

2.00

1.79

1.64

1.63

0.29

0.32

0.36

0.38

0.40

0.44

0.49

0.54

0.54

12

0.014

0.029

0.057

0.086

0.110

0.170

0.290

0.430

0.570

0.45

1.81

1.62

1.46

1.34

1.22

1.13

1.04

1.01

1.00

2.08

1.84

1.69

1.52

1.39

1.30

1.20

1.16

1.16

0.74

2.94

2.63

2.37

2.18

1.98

1.84

1.69

1.64

1.62

0.30

0.34

0.37

0.41

0.45

0.48

0.52

0.54

0.54

15

α, °

0.015

0.029

0.058

0.087

0.120

0.170

0.290

0.44

0.580

Относительная осевая нагрузка

0.44

X

1.47

1.40

1.30

1.23

1.19

1.12

1.02

1.00

1.00

Y

1.65

1.57

1.46

1.38

1.34

1.26

1.14

1.12

1.12

Y

0.72

X

2.39

2.28

2.11

2.00

1.93

1.82

1.66

1.63

1.63

Y

0.38

0.40

0.43

0.46

0.47

0.50

0.55

0.56

0.56

e

X

Y

X

Однорядный

Двухрядный

18

19

20

1

0

0,43

1,00

1

1,09

0,70

1,63

0,57

24

25

26

0.41

0.87

0.92

0.67

1.41

0.68

30

35

36

0.39

0.37

0.76

0.66

0.78

0.66

0.63

0.60

1.24

1.07

0.08

0.95

40

45

0.35

0.33

0.57

0.50

0.55

0.47

0.57

0.54

0.93

0.81

1.14

1.34

Cферический подшипник

1

0

0,40

0,40× ctgα

1

0.42× ctgα

0.65

0.65× ctgα

1.5× tgα

Однорядный радиальный подшипник со съемным наружным кольцом

1

0

0,50

2,50

0,20

Примечания:

1. Допустимое максимальное значение относительной осевой нагрузки зависит от конструкции подшипника (зазора в подшипнике и глубины желоба дорожки качения).

2. Значения X, Y и е для промежуточных значений относительной осевой нагрузки или для угла контакта α определяют линейной интерполяцией.

Таблица 3

Коэффициенты X и Y для роликовых радиально-упорных конических и радиальных сферических подшипников

Подшипник

X

Y

X

Y

e

Однорядный

Двухрядный

1

1

0

0,45ctg α

0,40

0,67

0,4 ctg α

0,67ctg α

1,5 tg α

1,5 tg α

Таблица 4

Температурный коэффициент Кт

Рабочая температура, °С

Кт

125

1,05

150

1,10

175

1,15

200

1,25

225

1,35

250

1,40

Для роликовых радиальных подшипников эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Pr = FrKTKб. (10)

Эквивалентная динамическая осевая нагрузка для шариковых и роликовых упорно-радиальных подшипников:

Pa=(XFr + YFa)KTKб. (11)

Значения Х и Y приведены в табл. 5 и 6.

Для шариковых и роликовых упорных подшипников:

Ра = FaKТKб . (12)

Таблица 5

Динамический коэффициент Кб

Характер нагрузки на подшипник

Перегрузка, % нормальной (расчетной), не более

Кб

Спокойная нагрузка, толчки отсутствуют

-

1

Легкие толчки, кратковременные перегрузки

125

1,0…1,2

Умеренные толчки, вибрация, кратковременные перегрузки

150

1,3…1,8

Нагрузка со значительными толчками и вибрацией, кратковременные перегрузки

200

1,8…2,5

Таблица 6

Коэффициенты X и Y для шариковых упорно-радиальных подшипников

α, °

X

Y

X

Y

X

Y

e

Одинарный

Двойной

45

50

55

60

65

70

75

80

85

0,66

0,73

0,81

0,92

1,06

1,28

1,66

2,43

4,80

1

1,18

1,37

1,60

1,90

2,30

2,90

3,89

5,86

11,75

0,59

0,57

0,56

0,55

0,54

0,53

0,52

0,52

0,51

0,66

0,73

0,81

0,92

1,06

1,20

1,66

2,43

4,80

1

1,25

1,49

1,79

2,17

2,68

3,43

4,67

7,09

14,29

α≠90

1,25 tgα× ×(1- sinα)

1

tgα× ×(1- sinα)

tgα×

×(1- sinα)

1,25 tgα× (1- sinα)

1

1,25 tgα

Примечание. Значения  для одинарных подшипников не применяют.

Таблица 7

Коэффициенты X и Y для роликовых упорно-радиальных подшипников

Подшипник

X

Y

X

Y

e

Однорядный

Двухрядный

-

1,5tgα

-

0,67

tgα

tgα

1

1

1,5

1,5

Примечание. Значения  для роликовых упорно-радиальных одинарных подшипников не применяют.

Рассчитанная по формуле (7) долговечность соответствует 90%-ной надежности. Однако во многих случаях желательно вычислить долговечность для, различных уровней надежности и (или) для специальных свойств подшипников, которые отличаются от обычных так, что их влияние следует принять во внимание. Тогда долговечность (млн. оборотов) рассчитывают по формуле:

, (13)

где а1 - коэффициент долговечности при надежности, отличной от 90 % (табл. 7);

 a2-коэффициент, зависящий от специальных свойств подшипника;

 a3 - коэффициент, зависящий от условий работы подшипника.

Коэффициент а1 применяется, когда рассчитывается долговечность при надежности 90 % и более. Из табл. 7 следует, что повышение надежности при прочих равных условиях сопряжено со снижением значения этого коэффициента, а следовательно, расчетной долговечности. Чтобы расчетная долговечность оказалась не ниже полученной по формуле (7), необходимо увеличить или размеры подшипника, или коэффициенты а2 и a3, приняв соответствующие меры. Таким образом, если а1 < 1, то, чтобы Lna > L10 при неизменных размерах подшипника, необходимо, чтобы а2 или a3 было больше единицы настолько, чтобы выполнялось условие: а1а2а3 > 1.

Таблица 8.

Коэффициент долговечности а1 [2]

Надежность, %

Lna

а1

90

95

96

97

98

99

L10a

L5а

L4а

L3a

L2a

L1a

1

0,62

0,53

0,44

0,33

0,21

Коэффициент а2 зависит от качества металла, особенностей конструкции подшипника и технологии изготовления. Например, применение цилиндрических и конических роликов не с прямолинейной образующей, а с "логарифмическим" профилем может существенно повысить долговечность. Повысить долговечность можно так же, применив для колец и тел качения сталь, изготовленную по специальной технологии, снижающей содержание неметаллических включений (ЭШП, ВДП). Следует отметить, что различные плавки стали, изготовленные по одной и той же технологии, могут отличаться по содержанию неметаллических включений, от количества и размеров которых существенно зависит долговечность подшипников. Поэтому решение о возможности достижения а2 > 1 может дать только изготовитель подшипников после соответствующего количественного анализа металла на содержание неметаллических включений и, возможно, других исследований.

Рекомендации по выбору коэффициента a3, так же как и а2, может дать только изготовитель подшипников. Таким образом, к расчету долговечности при повышенной надежности следует отнестись с большой осторожностью.

При переменных режимах работы поступают следующим образом. Если нагрузка на подшипник изменяется от минимальной Рmin до максимальной Рmax по линейному закону, то эквивалентная нагрузка:

(14)

В более сложных случаях время работы разделяют на ряд периодов, в течение каждого из которых нагрузка принимается постоянной. Эквивалентная динамическая нагрузка в этом случае:

, (15)

где P1, P2 Pn - нагрузки, принимаемые постоянными, действующие в течение периодов соответственно L1, L2Ln млн. оборотов;

L=L1+L2+…+Ln - общее число оборотов.

В формулах (14) и (15) обозначения приведены без индексов, относящихся к радиальной или осевой нагрузке. При наличии радиальной и осевой составляющих эквивалентные динамические нагрузки подсчитываются так же, как в формулах (8), (9), (11).

После определения эквивалентной динамической нагрузки, если подшипник выбран, проверяется его долговечность по формуле (7) или (13). Базовая динамическая долговечность берется из каталога.

При выборе подшипника задаются долговечностью и определяют динамическую грузоподъемность, используя формулу (7), решенную относительно:

(16)

Для этого случая в табл. 8 приведены рекомендуемые долговечности L10h, выраженные в часах эксплуатации. Перевод L10h в L10 осуществляется по формуле (млн. оборотов):

, (17)

где п - частота вращения, мин-1.

Значениядля различных долговечностей, выраженных в миллионах оборотов и рабочих часах, приведены в табл. 9 – 12.

Таблица 9 Рекомендуемая расчетная долговечность L10h для различных механизмов и оборудования

Механизмы и оборудование

L10h, ч

Бытовая техника, приборы, сельскохозяйственная техника

300

.. 3000

Механизмы, эксплуатируемые с перерывами (электрический ручной инструмент, грузоподъемное оборудование в цехах, строительные машины и механизмы)

3000

... 8000

Машины, эксплуатируемые с перерывами, требующие высокой надежности (лифты, краны для перемещения упакованных грузов, вспомогательные механизмы на силовых станциях и т.п.)

8000.

.. 12 000

Машины для односменной работы с неполной нагрузкой (промышленные электродвигатели, редукторы общего назначения)

10 000

... 25 000

Машины, работающие с полной нагрузкой в одну смену (станки, подъемные краны, вентиляторы, конвейеры, полиграфическое оборудование)

~ 25 000

Машины для круглосуточного использования (компрессоры, насосы, шахтные подъемники, текстильное оборудование, стационарные электродвигатели средних размеров)

> 40 000

Двигатели океанских судов, карусельные печи

60 000

.. 100 000

Большие электрические машины, энергетические установки, шахтные насосы и вентиляционные установки

~100 000

Пример 1. Определить номинальную долговечность роликового подшипника 2205. Нагрузка спокойная; Fr = 2000H частота вращения n = 900 мин-1; рабочая температура 60 ... 70 °С.

Для этого примера КТ= 1 и Кб = 1. В соответствии с формулой (10) Pr=Fr. По каталогу С = 16800 Н, тогда L10=(C/P)10/3 (16800/2000)10/3= 120 млн. оборотов или L10h=106L10 / 10n= (1205 10)/(60·900) = 22310 ч.

Пример 2. Подобрать шарикоподшипник серии 300 для следующих условий работы. Нагрузка с легкими толчками; Fr= 2500 Н; Fa= 100 Н, перегрузка не более 25 % от расчетной. Вал вращается с частотой п = 900 мин-1. Рабочая температура 60 ... 70 °С. Требуемая долговечность L10 =1000 млн. оборотов.

Принимаем KТ=1; Kб = 1,1; V = 1. Значение Fa/(VFr)=100/1·2500=0,04 меньше всех значений коэффициента е, приведенного для радиального подшипника в табл. 1. Поэтому Х = 1, Y= 0. Тогда Pr = Fr KT K6 =2500·1·1,1 = 2750 Н. Требуемая динамическая грузоподъемность С = 2500·10001/3= 27,5 кН. По каталогу выбираем подшипник 306, у которого С = 28,1 кН.

Таблица 10 Номинальная долговечность шарикоподшипников Ll0 (млн. оборотов)

L10

С/Р

L10

С/Р

С/Р

L10

С/Р

0,5

 0,793

80

4,31

600

8,43

3200

14,7

0,75

 0,909

90

4,48

650

8,66

3400

15,0

1

1,00

100

4,64

700

8,88

3600

15,3

1,5

1,14

120

4,93

750

9,09

3800

15,6

2

1,26

140

5,19

800

9,28

4000

15,9

3

1,44

160

5,43

850

9,47

4500

16,5

4

1,59

180

5,65

900

9,65

5000

17,1

5

1,71

200

5,85

950

9,83

5500

17,7

6

1,82

220

6,04

1000

10,0

6000

18,2

8

2,00

240

6,21

1100

10,3

6500

18,7

10

2,15

260

6,38

1200

10,6

7000

19,1

12

2,29

280

6,54

1300

10,9

7500

19,6

14

2,41

300

6,69

1400

11,2

8000

20,0

16

2,52

320

6,84

1500

11,4

8500

20,4

18

2,62

340

6,98

1600

11,7

9000

20,8

20

2,71

360

7,11

1700

11,9

9500

21,2

25

2,92

380

7,24

1800

12,2

10 000

21,5

30

3,11

400

7,37

1900

12,4

12 000

22,9

35

3,27

420

7,49

 2000

12,6

14 000

24,1

40

3,42

440

7,61

 2200

13,0

16 000

25,2

45

3,56

460

7,72

 2400

13,4

18 000

26,2

50

3,68

480

7,83

 2600

13,8

20 000

27,1

60

3,91

500

7,94

 2800

14,1

25 000

29,2

70

4,12

550

8,19

 3000

14,4

30 000

31,1

Таблица 11Долговечность роликоподшипников Ll0 (млн. оборотов)

L10

С/Р

L10

С/Р

L10

С/Р

L10

С/Р

0,5

0,812

80

3,72

600

6,81

3200

11,3

0,75

0,917

90

3,86

650

6,98

3400

11,5

1

1

100

3,98

700

7,14

3600

11,7

1,5

1,13

120

4,20

750

7,29

3800

11,9

2

1,24

140

4,40

800

7,43

4000

12

3

1,39

160

4,58

850

7,56

4500

12,5

4

1,52

180

4,75

900

7,70

5000

12,9

5

1,62

200

4,90

950

7,82

5500

13,2

6

1,71

220

5,04

1000

7,94

6000

13,6

8

1,87

240

5,18

1100

8,17

6500

13,9

10

2

260

5,30

1200

8,39

7000

14,2

12

2,11

280

5,42

1300

8,59

7500

14,5

14

2,21

300

5,54

1400

8,79

8000

14,8

16

2,30

320

5,64

1500

8,97

8500

15,1

18

2,38

340

5,75

1600

9,15

9000

15,4

20

2,46

360

5,85

1700

9,31

9500

15,6

25

2,63

380

5,94

1800

9,48

10 000

15,8

30

2,77

400

6,03

1900

9,63

12 000

16,7

35

2,91

420

6,12

2000

9,78

14 000

17,5

40

3,02

440

6,21

2200

10,1

16 000

18,2

45

3,13

460

6,29

2400

10,3

18 000

18,9

50

3,23

480

6,37

2600

10,6

20 000

19,5

60

3,42

500

6,45

2800

10,8

25 000

20,9

70

3,58

550

6,64

3000

11

30 000

22

Таблица 12. Номинальная долговечность шарикоподшипников С/Р (ч)

L10h

n мин-1

800

1000

1250

1600

2000

2500

3200

4000

5000

6300

8000

10000

12500

16000

100

500

1000

1250

1600

2000

2500

3200

4000

5000

6300

8000

10000

12500

16000

20000

25000

32000

40000

50000

63000

80000

100000

200000

1,68

2,88

3,63

3,91

4,23

4,56

4,93

5,32

5,75

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

21,2

1,82

3,11

3,91

4,23

4,56

4,93

5,32

5,75

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

22,9

1,96

3,36

4,23

4,56

4,93

5,32

5,75

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

24,7

2,12

3,63

4,56

4,93

5,32

5,75

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

26,7

2,29

3,91

4,93

5,32

5,75

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

28,8

2,47

4,23

5,32

5,75

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

24,7

31,1

2,67

4,56

5,75

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

19,6

18,2

21,2

22,9

24,7

26,7

-

2,88

4,93

6,20

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

24,7

26,7

28,8

-

3,11

5,32

6,70

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,22

19,6

21,2

22,9

24,7

26,7

28,8

31,1

-

3,36

5,75

7,23

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

24,7

26,7

28,8

31,1

-

-

3,63

6,20

7,81

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

24,7

26,7

28,8

31,1

-

-

-

3,91

6,70

8,43

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

24,7

26,7

28,8

31,1

-

-

-

-

4,23

7,23

9,11

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

24,7

26,7

28,8

31,1

-

-

-

-

-

4,56

7,81

9,83

10,6

11,5

12,4

13,4

14,5

15,6

16,8

18,2

19,6

21,2

22,9

24,7

26,7

28,8

31,1

-

-

-

-

-

-

Таблица 13. Номинальная долговечность роликоподшипников С/Р (ч)

L10h

n мин-1

10

16

25

40

63

100

125

160

200

250

320

400

500

630

100

500

1000

1250

1600

2000

2500

3200

4000

5000

6300

8000

10000

12500

16000

20000

25000

32000

40000

50000

63000

80000

100000

200000

-

-

-

-

-

1,05

1,13

1,21

1,30

1,39

1,49

1,60

1,71

1,83

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

4,20

-

-

-

1,05

1,13

1,21

1,30

1,39

1,49

1,60

1,71

1,83

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,82

-

-

1,13

1,21

1,30

1,39

1,49

1,60

1,71

1,83

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

5,54

-

1,05

1,30

1,39

1,49

1,60

1,71

1,83

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

6,36

-

1,21

1,49

1,60

1,71

1,83

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

7,30

-

1,39

1,71

1,83

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

8,38

-

1,49

1,83

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

8,98

-

1,60

1,97

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

9,62

1,05

1,71

2,11

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

10,3

1,13

1,83

2,26

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

11,00

1,21

1,97

2,42

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

11,8

1,30

2,11

2,59

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

12,7

1,39

2,26

2,78

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

13,6

1,49

2,42

2,97

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

14,6

100

500

1000

1250

1600

2000

2500

3200

4000

5000

6300

8000

10000

12500

16000

20000

25000

32000

40000

50000

63000

80000

100000

200000

1,60

2,59

3,19

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

15,6

1,71

2,78

3,42

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

16,7

1,83

2,97

3,66

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

17,9

1,97

3,19

3,92

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

19,2

2,11

3,42

4,20

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

20,6

2,26

3,66

4,50

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

-

2,42

3,92

4,82

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

-

2,59

4,20

5,17

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

20,6

-

2,78

4,50

5,54

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

20,6

-

-

2,97

4,82

5,94

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

20,6

-

-

-

3,19

5,17

6,36

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

20,6

-

-

-

-

3,42

5,54

6,81

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

20,6

-

-

-

-

-

3,66

5,94

7,30

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

20,6

-

-

-

-

-

-

3,92

6,36

7,82

8,38

8,98

9,62

10,3

11,0

11,8

12,7

13,6

14,6

15,6

16,7

17,9

19,2

20,6

-

-

-

-

-

-

-

Пример 3. Подобрать подшипник для таких же условий работы, как в примере 2, но Fa=1000 H.

В этом случае Fa/(VFr)= = 1000/(1·2500) = 0,4. Для определения значений X и Y необходимо знать значение Fa /Co. Так как значение Co неизвестно, то задаемся Fa /Co = 0,11 (середина интервала значений Fa /Co в табл. 1 для радиального шарикоподшипника с α=0). По табл 1 находим X=0,56, Y=1,45. Тогда Pr=(XVFr+YFa)KTK6 =(0,56·1·2500+1,45·1000)·1·1,1 = 3135 Н, С=3135·10001/3=31,35кН.

Выбираем по каталогу подшипник 307, у которого С=33,2 кН и С0=18 кН. Для него Fa /Co =1000/18000=0,0555. По табл 1 для этого значения X=0,56, Y=1,71. Тогда Pr =(0,56·1·2500+1,71·1000)·1·1,1 = 3421 Н. Для обеспечения заданной долговечности необходимо, чтобы C=3421·10001/3=34,21 кН. Таким образом, у подшипника 307 динамическая грузоподъемность оказалась недостаточной.

Выбираем по каталогу подшипник 308, у которого С=41 кН и С0=22,4 кН. В этом случае Fa /Co =1000/22400=0,044. Для того значения по табл. 1 имеем X=0,56. Применяя линейную интерполяцию, получим Y=1,824. Тогда Pr=(0,56·1·2500+1,824·1000)·1·1,1 = 3546 Н и С=3546·10001/3=35,46 кН.

Для этих данных L10=(41000/3546)3=1545 млн. оборотов, что соответствует заданию L10 ≥ 1000 млн. оборотов.

Пример 4. Для подшипника 308 при условиях нагружения, приведенных в примере 3 определить долговечность, соответствующую уровню надежности 99%. Подшипник изготовлен из стали электрошлакового переплава, смазочный материал высокой степени очистки и рекомендованной вязкости. Обеспечивается упругогидродинамичекий слой толщиной Δ ≥ 2,5.

Для этих условий а1 =0,21 и по согласованию с производителем подшипников а2=1,1, а3=1,2;

 L1a=а1а2а3(C/P)3=0,21·1,1·1,2·(41000/3546)3=428 млн. оборотов.

3.3 Предельная частота вращения подшипника

 

Работа подшипника сопровождается потерей мощности на преодоление сопротивления вращению в самом подшипнике. Составляющие этих потерь связаны с трением качения, скольжения шариков или роликов о кольца и сепаратор, колец об уплотнения при их наличии, а также с гидродинамическим сопротивлением смазочного материала. Сопротивление вращению прямо зависит от нагрузки на подшипник. Работа, затраченная на преодоление сопротивления вращению, преобразуется в теплоту.

Фирмой СКФ (Швеция) для нагрузки, соответствующей расчетной долговечности 150 тыс. ч, были определены для различных типов и размеров подшипников со стандартной комплектацией предельно допустимые частоты вращения inp, которые не приводят к их перегреву. Эти и близкие к ним данные приводятся в приложении 1 на отечественные подшипники.

По данным фирмы СКФ влияние возрастания нагрузок на значение iпр становится существенным только у подшипников со средним диаметром dm < 100 мм и при расчетных нагрузках, соответствующих расчетной долговечности Ll0h < 75000 ч. Для повышенных нагрузок значения iпр по каталогу уменьшаются на коэффициент i (рис. 8).

Рис. 10. Зависимость коэффициента скольжения предельной частоты вращения от среднего диаметра подшипника dm = 0,5(D + d) и нагрузки, соответствующей различной долговечности L10h (ч): 1 - 75000; 2-30000, 5-15000, 4 - 7500, 5 - 3000

Минимально необходимые нагрузки.

В нормально работающем подшипнике момент трения скольжения МВ, возникающий при взаимодействии вращающегося кольца с комплектом тел качения, должен быть равным сумме моментов сопротивления вращению:

, (18)

где М1 - момент трения скольжения тел качения о сепаратор;

М2 - момент трения тел качения о другое (неподвижное) кольцо;

М3 - момент гидродинамического сопротивления перемещению смазочного материала;

ΔM - другие возможные моменты сопротивления вращению.

Таблица 14. Коэффициент k для шариковых подшипников

Подшипник

Серия

k

Радиальный

однорядный

1000800

1000900; 7000100

10;200

300

400

15

20

25

30

35

Двухрядный

сферический

1200; 1300

1500

1600

30

40

50

Если МВ < M, то между вращающимся кольцом и комплектом тел качения возникнет проскальзывание. В результате тела качения будут быстро изнашиваться. Процесс изнашивания сопровождается повышением температуры. Все это может привести к быстрому выхода из строя подшипника или его заклиниванию.

Таким образом, чтобы предотвратить проскальзывание, необходимо, чтобы соблюдалось равенство МВ = М.

Моменты МВ, М1 и М2 зависят от нагрузки на подшипник, причем момент МВ зависит в большей степени. Если нагрузка отсутствует, то МВ = 0 и, значит, проскальзывание неизбежно. Увеличение нагрузки от нулевого значения приводит к тому, что при достижении ей некоторого значения устанавливается равенство (18) и проскальзывание прекращается.

Если вращается внутреннее кольцо, а наружное неподвижно, то повышение частоты вращения приводит к возрастанию суммы моментов сопротивления вращению. Центробежные силы, действующие на тела качения, суммируются с силами, передаваемыми через них от кольца к кольцу. В результате возрастает момент М1 и, значит, значение минимально необходимой нагрузки должно быть увеличено.

Чтобы предотвратить проскальзывание, подшипник должен быть нагружен силой, равной или превосходящей некоторую минимально необходимую нагрузку (радиальную) или Fam (осевую). Точный расчет ее затруднен из-за многофакторности, в частности влияния изменяющейся вязкости смазочного материала на все компоненты равенства (18). Ориентировочный расчет может быть выполнен по следующим формулам.

Для однорядных радиальных, двухрядных сферических и сдвоенных однорядных радиально-упорных подшипников, установленных по схемам Х и О [5]:

, (19)

где п - частота вращения, мин-1;

v- кинематическая вязкость масла при рабочей температуре, мм2/c,

dm - средний диаметр подшипника;

dm=0,5(D+d)

kr - коэффициент (табл. 14, 15).

Для единичных и сдвоенных по схеме тандем радиально-упорных шариковых подшипников [5]:

, (19)

где ka - коэффициент (табл. 15).

Таблица 15. Коэффициенты ка и кr для радиально-упорных шариковых подшипников

Серия

кa

кr

36200

1,4

95

46200

1,2

80

36300

1,6

100

46300

1,4

90

Таблица 16. Коэффициент kr для шариковых подшипников

Подшипник

Серия

kr

Радиальный

однорядный

1000800

1000900, 7000100

100, 200

300

400

15

20

25

30

35

Двухрядный

сферический

1200

1300, 1500

1600

30

40

50

Для однорядных радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами [5]:

, (20)

где nпр - предельная частота вращения, приведенная в каталоге, мин-1;

kr-коэффициент (табл. 16).

Для радиальных игольчатых, двухрядных сферических и однорядных конических роликоподшипников:

Frm=0,02С, (20)

где С - динамическая грузоподъемность.

Значение минимально необходимой осевой нагрузки для упорных шариковых подшипников можно приближенно определить по формуле:

(21)

Таблица 17. Коэффициент kr для радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами

Серия

кr

32100

100

32200, 32300, 32400

150

32500

200

32600

250

Пример 5. Определить минимально необходимую радиальную нагрузку для однорядного радиального подшипника с короткими цилиндрическими роликами серии 32122. Смазочный материал жидкий, частота вращения внутреннего кольца п = 3000 мин -1.

По каталогу для этого подшипника dm = 0,5 (170 + 110) = 140 мм, = 4500 мин -1 . В соответствии с табл. 16 kr =100. Подставив эти данные в формулу (20), получим:

Результаты экспериментов свидетельствуют [4], что при радиальной нагрузке Р = 2000 Н, т.е. большее отношение измеренной частоты вращения сепаратора к теоретической составило 0,993, а при Р = 1000 Н= 0,6. Таким образом, При P<Fr имеет место существенное проскальзывание комплекта роликов с сепаратором относительно вращающегося кольца.

Высокоскоростные подшипники. Некоторые механизмы должны работать при существенно более высоких частотах вращения чем iпр, например: газотурбинные двигатели, центрифуги, стоматологические бормашинки и др. Применение для этих целей подшипников нормальной точности со стандартной комплектацией часто не представляется возможным по следующим причинам. Большинство подшипников нормальной точности имеют штампованные сепараторы, которые при превышении iпр могут разрушаться. Недостаточная точность изготовления деталей подшипников при высоких частотах вращения приводит к вибрации ввиду дисбалансных нагрузок. Смазочный материал, обычно применяемый при п < iпр, при повышенных частотах вращения (высоких температурах) быстро окисляется и становится неэффективным. Это приводит к росту температуры и заклиниванию. Для частот вращения, превышающих iпр, применяют подшипники повышенного и высокого классов точности или прецизионные с массивными сепараторами.

Критерием оценки быстроходности подшипников обычно служит произведение диаметра его отверстия на частоту вращения dn (иногда dmn, где dm=0,5(D+d)).

Для подшипников нормальной точности максимальное значение dn =(0,2…0,5)106 мм/мин.

Для высоких частот вращения (n>nпр) обычно применяют следующие типы подшипников: радиальные однорядные шариковые; радиально-упорные шариковые, в том числе двух-, трех- и четырехточечные; радиальные с короткими цилиндрическими роликами. Сепараторы этих подшипников изготовляют массивными из бронзы, алюминиевых сплавов, стеклонаполненных полиамидов, текстолита. Металлические сепараторы подшипников, предназначенных для высоких частот вращения (dn >2·106) с целью повышения антифрикционных свойств изготовляют со специальными покрытиями. К ним относятся оловянно-свинцовые покрытия, серебрение, глубокое анодирование.

В высокоскоростных узлах наиболее распространены радиально-упорные шариковые подшипники. Их сепараторы чаще всего базируют по бортикам наружных колец (рис. 9). Если смазывание осуществляется масляным туманом, то скос может иметь наружное кольцо (рис. 9, а). С целью улучшения отвода теплоты может применяться жидкое масло. В этом случае скос делается у внутреннего кольца (рис. 9, б). В образовавшуюся щель масло впрыскивается из форсунки, а центробежными силами отбрасывается к наружному кольцу. Но при высоких частотах вращения отток масла от желоба наружного кольца затруднен. В этом случае, чтобы избежать дополнительного нагрева из-за гидравлического сопротивления, делают скос и на наружном кольце (рис. 9, в).

При высоких частотах вращения центробежные силы вызывают существенное увеличение контактных напряжений у наружных
колец и тел качения и соответствующее повышение температуры. С целью снижения центробежных сил тела качения могут иметь
уменьшенные размеры (рис. 9,
в). Одним из направлений снижения действия центробежных сил является снижение массы тел качения
за счет изготовления их полыми или применения материалов малой плотности. Перспективным материалом является, например, нитрид
кремния, плотность которого в 2 раза ниже чем стали. Благодаря этому могут быть достигнуты значения
dn=3,5·106 мм/мин.

а) б) в)

Рис. 9. Высокоскоростной радиально-упорный подшипник

В некоторых конструкциях подшипниковых узлов используют совмещенные опоры. Вал узла несет одновременно функцию внутреннего кольца. Это позволяет уменьшить радиус от оси вала до окружности центров тел качения и соответственно снизить действующие на них центробежные силы.

3.4 Статическая грузоподъемность

В кольцах и телах качения подшипников при средних нормальных контактных напряжениях, превышающих приблизительно 2 ГПА (для радиальных шарикоподшипников это соответствует максимальным герцевским напряжениям 3 ГПА), появляются пластические деформации. У неподвижных подшипников на кольцах образуются лунки, а на телах качения – участки смятия. У вращающихся подшипников на кольцах перед телами качения появляется бегущая упругопластическая волна. При снятии нагрузки у невращающихся подшипников отпечатки остаются, у вращающихся, если нагрузка снимается плавно, отпечатков не остается, хотя результат пластической деформации проявляется в виде изменения радиусов кривизны контактирующих поверхностей. При ударной нагрузке, действующей на медленно вращающийся подшипник, на телах качения и кольцах могут возникнуть отпечатки, как у неподвижного подшипника.

В большинстве случаев если суммарная остаточная деформация дорожки и тела качения в наиболее нагруженной зоне не превышает 0,0001 диаметра тела качения Dw, то она не приводит к ухудшению работы подшипников (если к ним не предъявляется специальных требований по плавности вращения и малошумности). В некоторых случаях для медленно вращающихся подшипников может быть допущена несколько большая остаточная деформация. Например, фирма Роте Эрде для подшипников опорно-поворотных устройств подъемных кранов допускает суммарную остаточную деформацию, равную 0,0003Dw при статической нагрузке.

Статическая нагрузка, превышение которой вызывает появление недопустимых пластических (остаточных) деформаций, называется статической грузоподъемностью.

Приведенные в справочной литературе ориентировочные расчетные значения статической грузоподъемности Со (каталожные) вызывают появление суммарной остаточной деформации, приблизительно равной 0,0001Dw. Для радиальных и радиально-упорных подшипников они получены при действии только радиальной нагрузки (т.е. при отсутствии осевой составляющей), а для упорно-радиальной и упорных – при действии только осевой нагрузки. Это базовые, или основные значения. Они соответствуют расчетным максимальным герцевским контактным напряжениям в наиболее нагруженной зоне контакта:

4600 МПа для радиальных шариковых двухрядных сферических подшипников;

4200 МПа для всех других типов радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников;

4000 МПа для всех типов радиальных и радиально-упорных роликовых подшипников.

Формулы для расчета базовых значений статической грузоподъемности приведены в ГОСТ 18854. Они приемлемы для подшипников хромистых сталей, термообработанных на высокую твердость в соответствии с ГОСТ 520.

Если на выбранный радиальный или радиально-упорный подшипник должна воздействовать только радиальная нагрузка или на упорно-радиальный или упорный- только осевая, то она не должна превосходить каталожного значения Со, а если предъявляются особые требования к малошумности и плавности вращения, то она может быть существенно меньше. Во многих случаях на подшипник действует комбинированная нагрузка, состоящая из радиальной Fr и осевой Fа составляющих. В этом случае с каталожным значением Со сравнивается эквивалентная нагрузка. В формуле для ее определения используются коэффициенты, учитывающие перераспределения нагрузки по телам качения. Рассчитанная эквивалентная нагрузка вызывает приблизительно такую же деформацию, как и совместно действующие на подшипник нагрузки .Fr и Fа.

Для радиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная статическая радиальная нагрузка определяется по формуле:

P0r= X0Fr+Y0Fa; (22)

P0r= Fr при α=00, (23)

где X0, Y0 – коэффициент соответственно радиальной и осевой статической нагрузки (таб. 17);

α – угол контакта.

Для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников значение Por берется большим из двух, определяемых по формулам (17) и (18)

При расчете грузоподъемности комплектов из двух (и более) одинаковых радиальных и радиально-упорных подшипников принимается во внимание следующее. Радиально-упорные и роликовые подшипники могут комплектоваться по различным схемам. Рассмотрим два одинаковых конических роликоподшипника, сидящих на одном валу, скомплектованных таким образом, что узкие торцы наружных колец направлены друг к другу (схема «Х»). При воздействии, помимо радиальной, осевой нагрузки один из подшипников окажется разгружен. Поэтому нагрузка будет восприниматься в основном только одним подшипником.

Если подшипники будут скомплектованы широкими торцами наружных колец друг к другу (схема «О»), то и в этом случае один из подшипников под воздействием осевой составляющей нагрузки окажется разгруженным.


Таблица 18. Коэффициент радиальной и осевой нагрузок

Подшипник

Подшипник

Однорядный

Xo/Yo

Двухрядный

Xo/Yo

Шариковый:

Радиальный радиально–упорный с углом контакта,º

0,6/0,50

0,6/0,50

12

0,5/0,47

1/0,94

15

0,5/0,46

1/0,92

20

0,5/0,42

1/0,84

25

0,5/0,38

1/0,76

26

0,5/0,37

1/0,74

30

0,5/0,33

1/0,66

35

0,56/0,29

1/0,58

36

0,5/0,28

1/0,56

40

0,5/0,26

1/0,52

Сферический с

с углом контакта α

не равным 0º

0,5/0,22ctga

0,5/0,44ctga

Роликовый радиально-упорный

0,5/0,22ctga

0,5/0,44ctga

То же самое произойдет при комплектации радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников по схемам «Х» и «О». Если одинаковые подшипники установлены по схеме «тандем», то нагрузку воспринимают оба подшипника.

Базовая статическая радиальная грузоподъемность для двух одинаковых однорядных радиальных или радиально-упорных шариковых либо роликовых подшипников, установленных рядом на одном валу и образующих общий подшипниковый узел при расположении широкими или узкими торцами друг к другу, равна удвоенной номинальной грузоподъемности одного однорядного подшипника.

При расчете статической эквивалентной радиальной нагрузки для двух одинаковых однорядных радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников, установленных рядом на одном валу при расположении широкими или узкими торцами друг к другу и образующих общий подшипниковый узел, используют значения Xo и Yo для двухрядных подшипников, а значения Fr и Fa принимают в качестве общей нагрузки, действующей на весь комплект.

Если два таких подшипника установлены последовательно (по схеме «тандем»), то в случае их точного изготовления и равномерного распределения нагрузки базовая статическая грузоподъемность образованного ими подшипникового узла равна номинальной грузоподъемности одного однорядного подшипника, умноженной на число подшипников. В этом случае при расчете эквивалентной статической радиальной нагрузки используют величины Xo и Yo для однорядных подшипников. При расчете эквивалентной статической осевой нагрузки величины Fr и Fa принимают в качестве общей нагрузки, действующей на комплект.

Для упорных и упорно-радиальных подшипников эквивалентную статическую осевую нагрузку подсчитывают по формулам:

P0a=Fa + 2,3 Fr tgα; (24)

P0a=Fa ghb α=90º. (25)

Формула (24) справедлива при всех отношениях радиальной нагрузки к осевой для двойных шариковых и роликовых подшипников. Для одинарных подшипников формула действительна, если Fr/Fa ≤ 0,44 ctgα, и дает приемлемые значения при Fr /Fa ≤ 0,67 ctgα.

Каталожные значения базовой статической грузоподъемности рассчитаны для стандартных подшипников с развалом желоба у радиально – упорных подшипников не более 0,52Dw, у наружных – не более 0,53Dw, а для колец упорных и упорно-радиальных подшипников – не более 0,54Dw. Статическая грузоподъемность подшипников с радиусом желоба, превышающим указанные, уменьшается.

После определения эквивалентной нагрузки подшипник выбирают таким образом, чтобы его базовая статическая грузоподъемность была не менее того значения. При этом необходимо учитывать такие требования к узлу, например как малошумность и плавность хода.

Фирма СКФ (Швеция) предлагает учитывать эти требования специальным коэффициентом [5]. В этом случае расчет требуемой статической грузоподъемности производится по формуле

C0r = S0P0r, (26)

или

C0a = S0P0a, (27)

где S0 – статический коэффициент запаса (табл. 19).

Значения C0r и C0a не должны превышать каталожных значений на выбранные подшипники.

Пример 6. Требуется выбрать подшипник для следующих условий работы: вращение эпизодическое при радиальной составляющей статической нагрузки 10кН; во время остановок кратковременно действует нагрузка с составляющими Fr = 18,3 кН и Fa = 1 кН; требования к малошумности и плавности хода высокие.

Учитывая преобладание радиальной нагрузки, выбираем: шариковый радиальный подшипник; по табл. 17 принимаем X0 = 0.6 и Y0 = 0,5.

Подставив эти значения в (22), получим P0r = 18,3·0,6 + 1·0.5 = 11,4 кН. В соответствии с (23) P0r = Fr = 18,3 кН. Принимаем наибольшее значение P0r = 18,3 кН.

Для шариковых подшипников с высокими требованиями к малошумности и плавности хода S0 = 2 (см табл. 19). Таким образом, C0r = S0P0r = 2·18,3 = 36,6 кН.

Из каталога находим подшипники 118, 214, 310, 409. Выбираем одних из них в зависимости от конструкции узла и требований к долговечности.

Таблица 19

Ориентировочные значения статического коэффициента запаса S0 подшипников

Работа подшипника

Вращающихся, требования по малошумности

Невращающихся

низкие

обычные

высокие

Плавная без вибраций

0,5/1

1/1,5

2/3,0

0,4/0,8

Обычная

0,5/1

1/1,5

2/3,5

0,5/1,0

С ударными нагрузками,

1,5/2,5

1,5/3,0

2/4,0

1,0/2,0

Примечания: 1. Для упорно-радиальных роликовых сферических подшипников S0 ≥4.

2. Значения S0, приведенные в таблице для ударных нагрузок, используются в случае, когда нагрузки определены точно. Если они определены приближенно, то следует значения S0 увеличить.

3. В числителе даны значения для шариковых, а в знаменателе для роликовых подшипников.

Пример 7. На подшипник при его вращении действует радиальная составляющая нагрузки Fr = 28 кН, а при эпизодических остановках Fr = 18,3 кН.

В этом случае подшипник на статическую грузоподъемность не проверяется, так как динамическая нагрузка превышает её.


Библиографический список

1. Воскресенский В.А. Расчет и проектирование опор скольжения (жидкостная смазка) [Текст]/ В.А. Воскресенский, В.И. Дьяков// М.: Машиностроение, 1980. 224с.

2.Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин [Текст]/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов// М.: Высшая школа, 1998. 448 с.

3. Черменский О.Н. Подшипники качения [Текст]/ О.Н.Черменский, Н.Н. Федотов// М.: Машиностроение, 2003. 576 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

11507. ИЗУЧЕНИЕ И ИСПЫТАНИЕ АВТОМАТИЧЕСКИХ ПОТЕНЦИОМЕТРОВ 21.1 KB
  Методика и порядок проведения поверки В учебной лаборатории при испытании автоматических потенциометров проводят их внешний осмотр определяют характер успокоения подвижной системы прибора основную погрешность вариацию показаний порог чувствительности время про
11508. Определение соответствия статической характеристики термоэлектрического преобразователя 19.67 KB
  Методика и порядок проведения поверки В условиях учебной лаборатории поверка ТП включает внешний осмотр определение соответствия статической характеристики преобразователя стандартной НСХ. При проведении поверки соблюдают следующие условия: температура окруж...
11509. Виртуальные ПК 101 KB
  Лабораторная работа Тема: Виртуальные ПК Цель работы: изучить способы создания и настройки виртуального ПК установки на нём операционной системы Теоретические сведения Существует еще один способ установки на одном компьютере множества операционных систем с п...
11510. Восстановление файлов и каталогов в Windows 147.5 KB
  Лабораторная работа Тема: Восстановление файлов и каталогов в Windows Цель работы: научиться создавать резервные копии дисков и файлов клонировать носители создавать резервные копии системных носителей; научиться восстанавливать данные и систему с резервных копий. ...
11511. Файловая система NTFS 94 KB
  Лабораторная работа Тема: Файловая система NTFS Цель работы: изучить организацию файловой системы NTFS Теоретические сведения Файловая система NTFS была разработана для ОС Windows NT с учетом опыта разработки файловых систем FAT и HPFS. Основными отличиями являются: подд...
11512. Файловые системы Linux 291.5 KB
  Лабораторная работа Тема: Файловые системы Linux Цель работы: изучить организацию файловых систем Linux Теоретические сведения Типы файловых систем поддерживаемых в Linux Файловая система одна из основных составляющих любой операционной системы так как она обесп...
11513. Управление процессами в операционной системе 163 KB
  Лабораторная работа №4 Тема: Управление процессами в операционной системе Цель работы: ознакомиться с организацией взаимодействием планированием процессов и потоков в Windows 200/XP Теоретические сведения Процессы и потоки в Windows 2000 В операционной системе Windows 2000 е
11514. Работа с дисками в операционной системе Windows 74.5 KB
  Лабораторная работа Тема: Работа с дисками в операционной системе Windows Цель работы: изучить приёмы обслуживания дисков Теоретические сведения Проверка диска Программу для обслуживания жесткого диска необходимо запускать в стандартном режиме по возможности ч
11515. Производство мягкого мороженого 81 KB
  Лабораторная работа № 4 Производство мягкого мороженого Цель работы практически ознакомиться с технологией мягкого мороженого а именно с принципами расчета рецептуры мороженого порядком составления смеси и режимами ее обработки процессом фризерования...