Детали и механизмы приборов - справочник. Страница 2

ВНИИ НП 229
Примечание, о основное назначение смазочного материала; Н--применение допускается; — — применеыие не рекомендуется.
трения покоя (до 0,05) после длительного неподвижного контакта и устойчивую работу в вакууме. Широко используют пластмассы: текстолит, полиамиды, фторопласты. Фторопласт- 4 в неабразивных средах имеет высокую износостойкость в широком температурном диапазоне (—260... +260 °С), полное отсутствие влагопоглоще-ния и высокую химическую стойкость.
Для изготовления камневых цапф и подшипников, обладающих высокой износостойкостью и стабильностью коэффициента трения, применяют искусственные. (корунд, рубин, сапфир) и естественные минералы (агат, шпинель, алмаз).
В опорах с кратковременным режимом работы, в узлах ручного управления рабочие поверхности подшипников часто выполняют в материале несущих элементов из конструкционных сталей или алюминиевых сплавов.
Контрпарой для большинства подшипниковых материалов служат стали и специальные сплавы, позволяющие получать в процессе их механической и термической обработки необходимую поверхностную твердость (HRC 60...63) и шероховатость поверхности Ra0,02, обладающие высокой износостойкостью и циклической вязкостью, хорошими антифрикционными свойствами, достаточной коррозионной стойкостью.
Для цапф малых размеров (0 0,5...3 м) чаще всего используется сталь У10А; в ответственных случаях — 25X1ЗН2. При повышенных требованиях к коррозионной стойкости используют стали 12Х18Н9Т, 17Х18Н9 и сплавы 40ХНЮ-ВИ, 40КХНМ, 40КХНМВТЮ. В общих случаях, кроме перечисленных выше, применяют стали 20, 30, 40, 50, 65Г, хромистые 40Х, ШХ15 и др.
Валики с большим отношением длины к диаметру при повышенных требованиях к твердости, износостойкости, усталостной прочности и минимальной деформации в ходе термообработки изготовляют из азотируемых 38Х2МЮА, 38Х2ЮА или цементируемых 20Х, 20ХР сталей.
В условиях высокой влажности и температуры применяют высоколегированные стали 20X13 или 40X13, 95X18. Графитизированные стали ЭИ293, ЭИ336, ЭИ366, могут быть использованы как для валиков, так и для подшипников.
Для вставных цапф и подпятников используют стандартные детали: наконечники по ОСТ 25-1126—85, шарики, керны по ГОСТ 8913—76.
Перечень смазочных материалов и их применение приведены в табл. 4.3.
Несущая способность опор скольжения
Силовую работоспособность опоры как конструктивного узла определяют объемная прочность деталей и несущая способность опорных поверхностей.
Прочность деталей и их соединений устанавливают общими методами, сравнивая действующие максимальные напряжения (изгиб, срез, сжатие) в опасных сечениях с допустимыми. Нагрузку, при которой в течение установленного времени эксплуатационные параметры опорных поверхностей еще сохраняются в заданных пределах, называют грузоподъемностью Р. Действующая на опору сосредоточенная нагрузка, задаваемая радиальной Fr и осевой Fa составляющими, создает распределенное по поверхности трения 5 давление р, Па. Закон распределения р = р (S) зависит от формы опорных поверхностей цапфы и подшипника, их размеров, взаимного расположения и упругих характеристик материалов.
Так как для каждого типа опоры можно установить аналитические или эмпирические зависимости между наибольшим ртах или средним /?ср давлением и нагрузкой F в виде F = F (р), удельной несущей способностью может быть некоторое предельно допустимое давление [р]. При этом грузоподъемность определяют из уравнения Р = = F ([р]). Безусловным пределом [р] является предел пропорциональности апц (или предел текучести ох) менее прочного материала либо допустимое контактное давление [ок] (при точечном или линейном исходном контакте поверхностей трения). Эксплуатационные требования налагают дополнительные ограничения, снижая иногда верхний предел [р] в десятки раз.
Ниже приведены основные критерии выбора допустимого давления и соответствующие им условия работоспособности подшипников скольжения приборов.
Критерий антифрикционной стойкости материала. Несущая способность опоры оценивается по экспериментальным значениям допустимого среднего давления [/?ср] материалов в парах трения и соответствующим предельным скоростям относительного скольжения (табл. 4.4) [10, И, 25, 39, 61, 65, 74]. Условия работоспособности
Материал подшипника
1Рср]«
[u]f М/с
Подшипники сухого трения
Графит 2П-100Q
Углеграфит:
Графитопласт АГФ
Антегмит АТМ-1
Графитопласт АМС-1
Подшипники с сухим или граничным трением
Железографит
ЖГрЗМ15-20п
ЖГрЗЦс4-20п
Бронзографиты БрО (8—10)
Гр (2—4)
Фторопласт-4 при
Полиамиды П-68Г, АК-7
капрон
Мет а л л офтор оп л асты
Текстолит
Корунд (рубин, лейкосапфир)
350 * 350 *
Подшипники с граничным
или жидкостным трением
Латунь
ЛКС80-3-3
ЛМцС58-2-2
Цинковый сплав ЦАМ10-5
Материал подшипника
[и], м/с
Бронза
БрОФЮ-1
БрОЦС5-5-5
БрСЗО
БрАЖ9-4
Чугун АЧВ-1
* Оптимальное контактное давление для камневых опор скольжения.
Примечание. f0 — ориентировочное значение коэффициента трения: в числителе — для опор сухого трения, в знаменателе — для условий надежной смазки при граничном трении; fCJK — коэффициент трения в условиях жидкостного трения; [рСр]. [и]. [pv] — допускаемые значения среднего удельного давления# относительной скорости скольжения и удельной работы трения: в числителе — для опор сухого трения, в знаменателе — для ус* ловий надежной смазки при граничном трении; Ш — допускаемая температура внешней среды.
опоры имеюг вид
РсР = f/sp < i^cpi;    (4Л)
где рср — среднее действующее давление; F — нормальная внешняя нагрузка на подшипник; Sp — расчетная площадь поверхности контакта; о=г/(%—со2) — относительная скорость скольжения в зоне трения; г — максимальный радиус цапфы; (Oj и со2 — угловые скорости опорных поверхностей.
Критерий эксплуатационной теплостойкости. Удельное тепловыделение подшипника за счет превращения механической энергии трения в тепловую может быть представлено в виде W = fFv/(427я). Для цилиндрических опор удельное тепловыделение w = fpv/(427я).
Если значение приведенного коэффициента трения / считать постоянным, то про-изведение pv может служить оценкой интенсивности тепловыделения. Предельные значения [pvJ определяют экспериментально для различных материалов (табл. 4.4), Условие нормального теплового режима имеет вид
pv < [pv].    (4.3)
Для сухого и граничного трения при ориентировочных расчетах критерий используют совместно с условиями (4.1) и (4.2).
Критерий эксплуатационной прочности. Если закон распределения давлений установлен (экспериментально или теоретически) в форме р = р (о^а*), всегда можно определить эквивалентное среднее давление, соответствующее закону равномерного распределения. Приняв атах = [а], находят среднее допустимое давление [рср], при котором наибольшие напряжения в материале подшипника не превысят ат (или апц)* В этом случае условие прочности
Pcp = F/SP<lPcol = P(W)-    (4.4)
Для цилиндрических пластмассовых подшипников (рис. 4.1) условие (4.4) имеет вид
- -аг «ад -<w +-^) -»*    ■
где <Jmax « 0,8ат; а3 = Др£ / 6; Др = (dQ — d)/2 — радиальный зазор в подшипнике; о = (0,03...0,06) d0 — толщина вкладыша (втулки); Е — модуль упругости материала подшипника; dQ — диаметр отверстия; d — диаметр вала; 2<р0 — угол, ограничивающий поверхность контакта; cos ср0 = о3/(о3 + отах).
Критерий предельных контактных напряжений. Наибольшее давление Ртах, возникающее в пределах поверхности контакта, не должно превышать допускаемого контактного напряжения материала:
Рша*<[°1к-    (4-6)
Критерий используют для опор с точечным или линейным исходным контактом опорных поверхностей (опоры на кернах, сферические подпятники, опоры на центрах и др.). Контактное напряжение [а]к определяют исходя из четвертой теории прочности [47] или по справочным данным. Ориентировочно [а]к =
Рис. 4.1. Распределение давлений в цилиндрическом подшипнике
= (З...5)ат для пластичных материалов или (0,3...0,6) НВ, МПа — для хрупких. При динамических нагрузках исходные значения [а]к уменьшают в 1,5...2 раза. Уравнения для ртах получают, используя формулы Герца [47]. Критерий эксплуатационной долговечности. Долговечность опоры определяется временем t% в течение которого ее эксплуатационные параметры остаются в допустимых пределах. Предельный радиальный зазор в подшипнике [А]р — один из параметров, ограничивающих срок службы опоры. При исходном максимальном радиальном за-зоре Дро = (d0 max — dmin)/2 допустимый износ поверхностей [ДЛ]2 = [A/i0] + [ДЛВ] = [Др] — — Др0. Уравнение, характеризующее интенсивность износа от давления, может быть установле" но экспериментально, например, в виде У/, = = я/?тах h + где = &hl L — линейный износ АЛ, отнесенный к длине пути трения L; а, b — опытные константы [76]. Длина пути трения L через размеры подшипника и угловую скорость связана с временем /. Следовательно, если задан срок службы [/] и допустимый износ [ДЛ], можно определить допустимую интенсивность износа Jh и допустимое давление lpmaxlh. С учетом уравнения (4.4) условие долговечности может быть представлено в виде Ртах ^    (4*7) ^ср ^ [^cp]ft = ^ср (°niax)*    (4*8) Возможны и другие варианты определения [pmax]/j по критерию долговечности. Для часовых камневых опор, например, установлено [76], что при давлении ртах = = 340 МПа заметного износа опор не происходит, чем обеспечивается стабильность момента трения в течение всего срока службы. Это давление рекомендуется в качестве допустимого в условиях надежного граничного трения. Критерий эксплуатационной жесткости. Опоры подвижных систем, к которым предъявляют особые требования по точности центрирования и стабильности положения оси вращения (измерительные преобразователи, оптические приборы и др.), проверяют или рассчитывают по допустимым перемещениям. Условие достаточной жесткости выражается неравенством ад = 0д(^)<[ад].    (4-9) где Дд — наибольшее смещение геометрической оси от номинального расположения при действии внешней нагрузки F\ [ад] — допустимое значение смещения по исходным требованиям. Использование критерия в качестве исходного не исключает необходимости проверки опоры на прочность. При точечном или линейном контакте функцию ад = ад (F) находят из формул для определения параметров контакта двух тел [47]. Момент сил трения Потери на трение в опорах оцениваются моментом сил трения Т или мощ« ностью сил трения Мт= Ты. Момент сил трения по каждой контактной поверхности Si может быть представлен уравнением т=§ p(S)fc(S)p(S) dS,    (4.10) si Рис. 4,2. Расчетная схема конической опоры

где р (5) — функция распределения удельного давления; fQ (5) и р (5) — законы изменения числовых значений коэффициента трения и плеча элементарной силы трения соответственно; dS — элемент площади. Вид зависимостей р (S) и /с (5) устанавливается экспериментально, р (S) — из уравнения образующей поверхности трения: в прямоугольных координатах р = = у (г); в полярных — р = г (р) cos Р. Для определения вида подынтегральных функций уравнения (4.10) для малогабаритных опор приборов используют законы распределения удельного давления, наиболее близко соответствующие исходным условиям, а коэффициент трения принимают постоянным [39]. Уравнения вида (4.10) не содержат в явной форме значений нормальных нагрузок Л чем затрудняется их использование в инженерных расчетах. Формулы перехода от удельных давлений р к нагрузкам находят из условий равновесия сил: Fr = ^ р (S) cos ф cos adS;    (4.11) Fa = ^ р (5) sin a dS,    (4.12) где ф — угловое положение образующей (рис. 4.2); а — угол, под которым нормальная реакция проектируется на плоскость вращения (угол контакта). В общем случае, уравнение (4.10) после интегрирования с учетом условий (4,11) или (4.12) может быть преобразовано к виду группировкой составляющих относительно нагрузки, коэффициента трения скольжения и одного из диаметральных размеров опоры. В уравнении (4.13) F — нормальная нагрузка; / — безразмерный приведенный коэффициент трения; R — приведенный радиус опоры (см. табл. 4.1). Полный момент трения вала равен сумме моментов трения во всех его узлах, т. е. учитываются не только моменты трения опор, но и моменты сил сопротивления вращения вала, обусловленные трением в уплотнениях, в смазочных приспособлениях, токосъемниках и т. п. Если вал (ось) опирается на цилиндрические опоры, а осевые нагрузки воспринимаются подпятниками, то, используя уравнение (4.13), моменты трения в отдельных опорах можно вычислять непосредственно по заданным радиальным Fr и осевым Fa нагрузкам. Ji Рис. 4.3, Расчетная схема оси на конических опорах: 1—8 — порядок расчета
t
г
_ При использовании конических (радиально-осевых) опор момент трения вала существенно зависит от соотношения осевых составляющих, возникающих в таких опорах под действием радиальных нагрузок. Числовые значения осевых составляющих находят из уравнения S = Fk tg а, где а — угол контакта; к « 1,3 — для конических опор с малым зазором или b = 1 — для опор с большим зазором. Равнодействующую нормальных реакций определяют по формуле Nr = Frklcos а, а составляющие момента трения вала — из выражения Т = NfQd/2t где /с — коэффициент трения скольжения. На рис. 4.3, а изображена расчетная схема оси, внешнее нагружение которой сведено к радиальной Q и осевой А равнодействующим. Рассмотрим случай, когда А = 0. В соответствии со схемой нагружения можно записать: FPl = Q (/ — х1)/1; F^ = Qxjl; Sx = Frlkx tgaj; S2 = F92h2 tga2; Nx *» Fr]kx!cos ax; N$ = F^hj I cos a2; Sq = Sx — S2. Пусть Si > S2. Под действием сдвигающего усилия Sq в опоре II возникнут дополнительные нормальные реакции, которые можно рассматривать в плоскости чертежа в виде двух составляющих N2G и W2D* Из треуголь» ника сил N2Dt N2G, Sq: 2N2Q = 2N2D = Sq/sin a2. Суммарный момент трения оси Т = Т№ + Т№ + 2TN2C или Т = kxQ (/ — хх) (fc^dx/cos ax + fc2d2 tg ax sin a2)/2/. (4.14)
Если а± = а2 = а, /с1 = /с2 = /0 и d\ = d2 = d, выражение (4.14) примет T = kxQf0d (I — xLlL)lcos a; (0 < xt < //2). (4.15)
Из выражения (4.15) следует, что при хг = 112 суммарный момент трения вала в 2 раза меньше момента трения при хг = 0, т. е. когда равнодействующая радиальных сил Q проходит через одну из опор. Из схемы рис. 4.3, б следует, что в общем случае, когда нет внешних осевых сил, момент трения будет наименьшим, если силу Q прикладывать в точке 0 с координатой х10 = lkx tg ajikx tg aj + k2 tg a2). При нагружении вала осевой силой А (рис. 4.3, в) изменяются только числовые значения нормальных реакций N2q и N2d» замыкающих разность осевых сил так, что Si + А — S2 = N20 N2d = Sqa и q = 2N2q = Sq^/sin a2. Условие уравновешивания осевых сил, при котором момент трения будет наименьшим, можно получить, приравняв нулю сумму проекций всех сил на продольную ось вала при Sq^ = 0: Q [*Л tg a2 — (l — *i) ki aiVl = А- Если сила А направлена на опору II, уравновешивание возможно пока А < < Qk2 tg a2- Ось уравновешивается изменением положения равнодействующей радиальных сил, т. е. перераспределением радиальных нагрузок на опоры и подбором угла контакта подшипников (рис. 4.3, г). Полное уравновешивание реально осуществимо для валов механизмов, сохраняющих при эксплуатации неизменное положение. Цилиндрические опоры Цапфы цилиндрических опор изготовляют заточкой конца оси (рис. 4.4) либо в виде отдельных деталей, которые запрессовывают в ось или закрепляют на корпусе. В месте перехода цапфы в ось делают закругления — галтели. Подшипники выполняют в виде отверстий в основании механизма (рис. 4.5, а), если основание имеет достаточную толщину и материал его удовлетворяет антифрикционным требованиям; в противном случае применяют втулки. Для удержания смазки во втулках малых размеров делают конические или сферические выточки Рис. 4.4. Цапфы цилиндрических опор скольжения

(рис. 4.5, б). Осевые смещения валиков ограничивают применением регулируемых втулок (рис. 4.5, г—и). Если трудно обеспечить соосность отверстий подшипников в платах, применяют самоустанавливающиеся втулки (рис. 4.5, з, я). В условиях ударных нагрузок применяют струнные опоры (рис. 4.6, а, б): подвижные втулки вращаются относительно неподвижной проволоки, натянутой специальной пружиной. Расчетными размерами опоры являются: диаметр цапфы d и подшипника d0; длина рабочей поверхности трения /; относительный радиальный зазор ф = (d0 — — d)/d и отношение lid = 0,5... 1,5. Размеры опорной поверхности подшипника обычно устанавливаются конструктивно, ориентируясь на диаметр валика или оси, и проверяются по несущей способности, используя зависимость Рср = F>dl < l^cpl-

\ [' -U 1 1 S 1 ■ i--<






Ж

Расширительный шов U
М


Рис. 4.5. Подшипники цилиндрических опор скольжения: а — отверстие в плате; 6 — д, к нерегулируемые втулки; е — и — регулируемые втулки; л — п -» втулки тонкостенных плат

где F — радиальная нагрузка, Н; d и / — диаметр цапфы и длина рабочей поверхности, м; [рср] — допускаемое среднее давление, Па, по определяющему критерию работоспособности (4.1), (4.4) или (4.8). Значения [/?ср] для ориентировочных расчетов приведены в табл. 4.4. Сопряжения стальных цапф с подшипниками из металлов обычно выполняют по посадкам Я7//6, Я8//7, Я9//8. Для подшипников из текстолита и термопласта посадку выбирают из условия обеспечения относительного зазора г|) = 0,003...0,006, для металлофторопластовых композиций — г|)= 0,0025... ...0,003. Шероховатость поверхностей трения доводят до уровня Ra (0,32...0,63); при повышенных требованиях к долговечности в условиях сухого трения — до Ra (0,02...0,08). Конические опоры В приборостроении применяют два типа конических опор: с коническим подшипником и на центрах (рис. 4.7). Оба типа опор могут воспринимать как осевые, так и радиальные нагрузки. Конические подшипники чаще всего используют в качестве одинарной опоры вертикальных осей. Такая опора состоит из конической цапфы и втулки с коническим
Рис. 4.7. Конические опоры отверстием (рис. 4.7, а, б). Устойчивость конической опоры растет при увеличении ее длины и уменьшении конусности, однако при этом существенно возрастают давление на подшипник и момент трения. Для уменьшения трения и во избежание заклинивания опору разгружают регулируемым или пружинящим упором, или заплечиками цапфы. Конусность цапф варьируется в пределах от 1 : 5 до 1 : 100. 4.5. Размеры элементов опор на центрах, мм (рис. 4.7, ж)
От 1 до 2,5 От 2,5 до 5 От 5 до 10 От 10 до 20
Конические опоры прочнее цилиндрических, обладают предельно высокой точностью центрирования, однако трение в них больше, а их изготовление и пригонка значительно труднее. Для облегчения пригонки конусов их разделяют проточкой на две опорные зоны (рис. 4.7,6— г). Опоры прецизионных узлов доводят притиркой. Шероховатость поверхности в таких опорах устанавливают в пределах Ra (0,1...0,4). Конические опоры из-за малых зазоров очень чувствительны к изменениям температуры, поэтому материалы для обеих сопрягаемых деталей необходимо выбирать с близкими по значению коэффициентами линейного расширения. Опора на центрах состоит из заостренной конической цапфы — центра и втулки с раззенкованным цилиндрическим отверстием (рис. 4.7, д, е). Опоры хорошо центрируемые, имеют малый момент трения ввиду небольшого радиуса поверхности трения, просты в изготовлении, малогабаритны. Рекомендуемые размеры элементов опор на центрах приведены в табл, 4.5. Опоры выполняют как с подвижным, так и с неподвижным центром. Сферические (шаровые) опоры Шаровая опора состоит из сферической цапфы и конической или сферической втулки (рис. 4.8). Она может воспринимать радиальные, осевые или комбинированные нагрузки. Ось, опирающаяся на сферическую цапфу, может отклоняться в пределах некоторого конуса. Точность центрирования оси возрастает с уменьшением конусности втулки. Обычно угол конуса втулки принимают равным 45 . Для больших нагрузок при малых частотах вращения применяют шаровые опоры со сферическим подшипником. Сферические подшипники выпускаются серийно: Рис. 4.8. Сферические опоры: а — е — цапфы; ж — л — конструкции опор

типы Ш, ШС, 2Ш, 2ШС — для подвижных соединений в узлах с качательным движением и ШМ, 2ШМ — для шарнирных соединений, где необходимы угловые смещения сопрягаемых звеньев. Подшипники допускают радиальные нагрузки до 250 МПа на площадь dxb (рис. 4.8, д) для типов Ш и ШС и до 500 МПа — для типов ШМ. Допускаемый угол смещения колец: 8° — для типов Ш, ШС, ШМ и 10...20° — для типов 2ШС, 2ШМ. Типоразмеры подшипников установлены ГОСТ 3635—78 (СТ СЭВ 1478—78) по ряду внутренних диаметров от 5 до 50 мм. Камневые опоры Элементы пар трения, изготовленные из минералов или их заменителей, называются камнями, а опоры с их использованием — камневыми. Формы камней нормализованы, а основные размеры камней из агата и корунда регламентированы Государственными стандартами (табл. 4.6). . - ч, d ■
Ж
§!

Обозначе ние
и в
В-Ц
Втулка
8896—76*
Ш
Сквозной без масленки
СЦ6М
7137—78*
Втулка одномасленоч-ная

В-МЦ
8896—76*
СЦ
7137—78*
Сквозной с масленкой
7137—78*
Д Сквозной сферический
СС
Втулка двухмасленоч-ная

8896—76*
В-2М
ПП
8898—78*; ОСТ 25-1124—85
Подпятник плоский

7137—78*
Н
Накладной
ОСТ 25-1124—85 ОСТ 25-1126—85
П Наконечник
Н

ПК ОСТ 25-1124—85
Подпятник конический
8898—78*
П-К
П-С
8898—78*
Подпятник сферический
Подушка цилиндрическая с пазом
М
Обозначе Шар ОСТ 25-1124—85
Пд-П
а
Подушка прямоугольная
ОСТ 25-1124—85 Призма
Пр
4.7. Размеры основных элементов открытых камневых опор (рис. 4.9) Диаметр отверстия камня d0i мм Осевой зазор Д0, мм Минимальный диаметр заплечи-ка rf3, мм Высота цапфы Яц, мы, для камней формы От 0,08 до 0,04 Свыше 0,40 до 0,70 » 0,70 » 1,20 » 1,20 » 2,00 » 2,00 » 2,50 Цилиндрические камневые опоры. Камневые цилиндрические опоры классифицируются как опоры радиально-осевые; к радиальным относят только струнную кам-невую опору (см. рис. 4.6, б). Осевые нагрузки воспринимаются торцовой поверхностью камня так, что заплечики вала образуют кольцевую пяту. Такие опоры (рис. 4.9, а—г) называются открытыми. Для них используются камни форм ш, У, Д, X с цилиндрическим или олливированным отверстием. Размеры опор приведены в табл. 4.7. Если для восприятия осевой нагрузки используется отдельный подпятник, опоры именуют закрытыми ( рис. 4.9, д—з). Закрытые опоры допускают частоту вращения до 104 мин"”1, умеренные нагрузки и имеют меньшие потери на трение, чем открытые. Размеры опор приведены в табл. 4.8. Цилиндрические камневые опоры выполняют разборными (рис. 4.9, з) и неразборным и (рис. 4.9, а—ж). Для получения стабильного момента трения шероховатость поверхности стальных цапф принимают от Ra (0,02...0,04) до Rz (0,05...0,1), а камней — Rz (0,05...0,1). Минимальному моменту трения соответствуют шероховатости Ra (0,1...0,32) — для цапф и Ra (0,02...0,08) — для камней [74]. Диаметр отверстия камня d0, мм Осевой зазор Д0. мм Зазор между камнями Д, мм Высота рабочей части цапфы Нц, мм У + Ни; О; Д+ Н От 0,08 до 0,18 э> 0,18 » 0,60 » 0,60 » 1,20 » 1,20 » 2,50 Примечание. < Обозначения 0,02...0,03 0,04...0,05 0,05...0,10 0,10...0,30 i: h — высота ] От d0 + 0,08 до d0 + о, 12 От4„+ 0,12 до d0 + 0,26 От d0 + 0,26 до d0 + 0,50 От d0 -|- 0,50 до d0 + 0,80 рабочей части отверсти Д + h + /ia + д + а + а2 + A + h + kt + Д + А + Аа + [я камня, Ь* — высота масленки со стороны заплечнка. 4.9. Размеры шариков (диаметр, в мм) Примечания: 1. Размеры номинальных диаметров шариков и предельные отклонения размеров и формы регламентированы ГОСТ 3722—81 (СТ СЭВ 1990—79) до 150’мм включительно. 2.    Непредпочтительные размеры указаны в скобках. 3.    Твердость шариков HRC 60...66. 4.10. Размеры опор на керне Радиус керна гк, Вариант опоры Вес подвижной системы, £ * О ч. Керн (ГОСТ 8913-76) Подпятник Примечание (ГОСТ 8898-78) АО,5X2X0,015 ПКК 1,8X0,15 Приборы клас А0,5Х 3X0,02 ПКК 2X0,2 са точности 0,2...1 0,01...0,02 А0,5Х 4X0,025 ПКК 2,5X0,25 0,03...0,06 А0.5Х 4X0,05 ПКК 2,5x0,4 Приборы клас ВО,75X6X0,15 ПКС 3X1,2 са точности (технические) 0,01...0,05 ВО,75X7X0,15 ПКС 2X0,6 Приборы класса точности 1...2.5 (вибропрочиые) a    6    в Рис. 4.10. Камневые конические опоры: а — с регулируемым центром; б — с подпружиненным камнем; в — со сменным центром в

Рис. 4.11. Камневые сферические опоры:
а — в сферическом подпятнике; б — в коническом подпятнике; в—-с двойным сферическим подпятником

Рис. 4.12. Опора на керне Конические камневые опоры выполняют по типу опор на центрах: коническая цапфа в сочетании с камнями форм Ш, У, Д, имеющих тороидальную фаску (рис. 4.10). Угол конуса цапфы — 30...45°. Сферические камневые опоры выполняют на основе стандартных стальных или специальных камневых шариков — шариковые опоры, или на основе металлических цапф со сферическим концом — кернов ые опоры. Для шариковых опор (рис. 4.11) используют камни форм С или У. Опоры обладают относительно большой грузоподъемностью, хорошей износостойкостью и малой чувствительностью к перекосам оси. Рекомендуемые соотношения радиусов R/r: 0,8/(0,6...0,7); 1,0/(0,75... 0,85); 1,2/(0,9... 1,05); 1,6/(1.2... 1,4). Размеры шариков приведены в табл. 4.9. Степень точности шариков 40. Опоры на керне конструируют с применением камней форм К, С, Сг (рис. 4.12, а—в). Рекомендуемые размеры керновых опор приведены в табл. 4.10 [55]. Для опор с регулируемым осевым зазором применяют армированные подпятники по ГОСТ 11852— 77 (неразъемные) или по ГОСТ 11853—77 (разъемные). Несущую способность сферических камневых опор проверяют по критерию предельных контактных напряжений (4.6). Для стальных шариков [ртах] = 2500 МПа. Для кернов наибольшее давление принимается равным (0,65...0,75) Н200 МПа; при вибрационных нагрузках его уменьшают в полтора-два раза. Расчетные уравнения приведены в табл. 4.1. Сферы кернов в пределах угла г|э = arctg (/c/sin а) (рис. 4.11,6, в) перекатываются с верчением без проскальзывания; если есть разноразмерность радиусов кернов, угловое положение оси вращения изменяется в двух плоскостях. Положение нормальной реакции определяют из уравнения sin а = V2A (R — rK — Д/2)/(# — гк),    (4.16) где Д — полный осевой зазор. 3. ОПОРЫ С ТРЕНИЕМ КАЧЕНИЯ Опоры качения выполняют на основе подшипников или опор на ножах. Подшипники имеют две опорные поверхности (дорожки), разделенные телами качения (шариками или роликами). Для равномерного распределения тел качения по окружности служит сепаратор. Ножевые опоры образуются двумя опорными поверхностями, допускающими взаимное обкатывание без скольжения. Одна из поверхностей — цилиндрическая с радиусом до 0,5 мкм — принадлежит ножу, вторая — плоская или цилиндрическая — подушке. Ножевая опора допускает относительное перекатывание в пределах 8... 10°. Подшипники качения Тип подшипника определяется: направлением внешних нагрузок, воспринимаемых подшипником (радиальные, радиально-упорные, упорные, упорно-радиальные); формой тел качения (шариковые, роликовые); количеством рядов тел качения в од* ХвЬОооо Х86 0 000 ХввОооо ХОбОооо ХОвОооо X000ооо
ХООбооо
8338-75
831-75
ГОСТ 7242-81
ГОСТ t0058-75


Конструктивные разновидности подшипников Точность по СТ СЭВ 774-77
Зазоры по СТСЭВ 775-77
Момент трения по ТУ ЗЕ
щшн «■
Группа
Группа
Кпасс
Основ.
8 9
2
0-радиальный шариковый однорядный f-m0' we, двухрядный сферический 6-радикально упорный триповый однорядный в-упорный шариковый однорядный


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я