Детали машин и основы конструирования. Страница 3

10.4. ОСЕВАЯ ФИКСАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ НА ВАЛУ
Способы фиксации деталей в осевом направлении выбирают в зависимости от осевой нагрузки, скорости вращения, регулировки осевого положения и размеров деталей.
Рис. 10.25. Способы осевой фиксации с помощью установочных винтов (а) и специальных болтов (б)
Для осевой фиксации часто используют буртики валов (рис. 10.24, а), распорные втулки (рис. 10.24, б), установочные кольца и пружинные стопорные кольца (рис. 10.24, в), установочные винты (рис. 10.25), разрезные кольца и т. д. Использование буртиков позволяет обходиться без дополнительных деталей, но при этом увеличивается диаметр заготовки и расход металла на изготовление вала. Поэтому разность диаметров желательно принимать наименьшей. Формы и размеры переходных участков выполняют по рекомендациям главы 5. Пружинные стопорные кольца 1 (см. рис. 10.24, в) применяют при средних осевых нагрузках, иногда в паре с дополнительными кольцами. Рис. 10.26. Способы осевой фиксации на шлицевых участках валов с помощью шлицевой втулки (а) или шлицевого кольца (б)
При небольших осевых нагрузках используют установочные винты 1 (приложение 15), размещая их в ступице деталей. Цилиндрический или конический конец винта входит в проточку или отверстие на валу или в шпонке (см. рис. 10.25). Винты с плоским концом применяют при небольших случайных осевых силах. Для предотвращения самоотвинчивания используют тонкие пружинные кольца, контргайки или мягкую проволоку.

На шлицевых участках валов детали крепят с помощью шлицевых втулок 1 (рис. 10.26) или колец 2, которые фиксируют винтами на валу или в ступице.
в
Поджим
Рис. 10.24. Способы осевой фиксации деталей на валах:
а — с помощью буртиков; б — распорных втулок; в — стопорных колец; 7 —стопорное кольцо; 2— установочное кольцо Рис. 10.27. Способы осевой фиксации деталей на подшипниках скольжения Для крепления деталей на концах валов применяют шестигранные гайки (в стандартных редукторах) со стопорными шайбами или контргайками, шлицевые гайки с многолапчатыми шайбами, концевые шайбы. Зубчатые колеса, установленные на подшипниках скольжения (например, в коробках передач), можно фиксировать в осевом направлении с помощью кольца со штифтом (рис. 10.27, а), втулки с буртиком (б), втулки и колец (в) и концевой шайбы (г), если колесо расположено на конце вала. Консольную нагрузку определяем по формуле (10.2): FK =250VF=250V400=5000 Н. 2. Для определения реакций опор используем уравнения статики. В плоскости ZY должно соблюдаться условие ЪМ22 = 0, или Rzj (/] + /2) — М + F& = 0, откуда _ —M+Frl2 -81,3+1486-0,088 К/\ =-=-=j / j н. li+l2    0,132 10.5. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ВАЛОВ Пример 1. Рассчитать тихоходный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора (рис. 10.28) при следующих исходных данных: силы в зацеплении Ft = 4000 Н, Fr = 1486 Н, 7^=813Н; вращающий момент на валу 7"=400Н; делительный диаметр расположенного на валу зубчатого колеса d= 200 мм. /| + /о
Необходимые для расчета размеры вала принимаем по эскизной компоновке редуктора: 1\ = 44 мм; /2 = 88 мм; /3 = 71 мм. 1. Составляем расчетную схему вала (см. рис. 10.3). Определяем дополнительные нагрузки, для чего векторы сил Ft, Fr и Fa прикладываем к точке, соответствующей центру крепления колеса на оси вала. В этом случае возникают пары сил, т. е. соответственно вращающий и изгибающий моменты: Т = F4/2 = 4000 • 0,2/2 = 400 Н ■ м; М = Fad/2 = 813 • 0,2/2 = 81,3 Н • м. Рис. 10.28. Эскиз вала Исходя из условия I,Mzi = 0, или Rziih + h) — М— Frl\ = 0, получаем _ M+FrU 81,3+1486-0,044 R-Z1 ~—:-:— —--—“тт-— 1 111 г!. В плоскости XY согласно условию ЪМх2= 0, или Rx\ih + h) + Fth = 0 ^=4qoq;o,Q88=2667tL Из условия Rx1 — Ft + Rxi= 0 имеем Rn = Ft- Rxi = 4000 - 2667 = 1333 H. Определяем реакции опор от консольной нагрузки FK. Из условия ЪМК 2 = 0, или -RK\(l\ + /2) + /Уз = о, имеем =-^- = 5000'0»071 =2689,4=2690 Н. 41 /х +/2 0,132 Поскольку /?к1 — Rr2 + FK = 0, то Rk2 = Вк\ + Fk = 5000 + 2690 = 7690 Н. 3. Определяем изгибающие моменты. В плоскости ZY в сечении 1—1 Mzx = RZ\h = 375 • 0,044 = 16,5 Н • м, M’zl = Mzl+ М= 16,5 + 81,3 = 97,8 Н • м. В плоскости XY в сечении 1—1 Mxi = RK\h = 2667 • 0,044 = 117,4 Н ■ м. В плоскости консольной нагрузки: в сечении 1-1 MKl = RKlll = 2690-0,044 = = 118,4 Н ■ м; в сечении 2—2 Мк2 = FKl$ = = 5000-0,071 =355 Н-м. Строим эпюры изгибающих моментов Mz, Мх и Мк (см. рис. 10.3). Суммарный изгибающий момент в сечении 1—1 = ^16,52+117,42 +118,4 =257 Н-м; +(Мх1)2 +MKi = = д/97,82+117,42 +118,4=272 Нм; в сечении 2—2 Мп = Мк2 = 355 Нм. Сравнивая полученные значения суммарных изгибающих моментов, делаем вывод, что наиболее опасным сечением вала является сечение 2—2, где расположена опора 2. Wn
4. Выполняем эскиз вала (см. -рис. 10.28). Диаметры ступеней предварительно определяем по рекомендациям главы 5. Полученные размеры уточняем по ГОСТ 6636—69* (приложение 5). Диаметр вала под подшипник принимаем кратным пяти. Диаметр выходного участка вала вычисляем по формуле (10.4): 103Г „10-400 di — з|
0,2[т] V 0,2-25 KaD =
da
>270, а_1 = 410 МПа, т_,=240МПа; \|/о = 0,1; \j/t = 0,05. Переменные составляющие циклов напряжений [см. формулы (10.11), 103Л/Х2 103-355 ,ПЛ/|ГТ о„ = —тт^-=--=39 МПа; WQ 0,1-45- 0,5-103Г 0,5-103-400 =11 МПа. Постоянные составляющие циклов напряжений [см. формулы (10.12), ат = FJA =813 ■ 4/(3,14• 452) = = 0,51 МПа; Общие коэффициенты концентрации напряжений [см. формулы (10.20), (10.21)] Принимаем d\ = 42 мм. Диаметр вала под подшипник d2 = d\ + 3...7 мм, откуда d2 = 45 мм. Диаметр вала под колесо = d2 + 3...7 мм; принимаем = 48 мм. Диаметр буртика (уступа) й?4 = ^з + 5... 10 мм, откуда d4 = 55 мм. K.D =
/Ку =
5. Проверочный расчет вала на сопротивление усталости выполняем по коэффициенту запаса усталостной прочности в сечении 2—2, используя формулу (10.8). На этом участке вала установлен с натягом подшипник качения. Диаметр вала d2 = 45 мм. Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба [см. формулу (Ю.9)] ■=2 3
СТ
-1
KaDoa +\|/астт 4,28-39+0,1-0,51 = (4,28+1—1)/1 =4,28; = (3,07+1—1)/1=3,07. По таблице 10.11 для посадки с натягом KJKds = 4,28; K,/Kdl= 3,07. По таблице 10.13 коэффициент качества поверхности KF= 1 (поверхность вала шлифованная). Коэффициент Ку учитывают только при поверхностном упрочнении (при НВ> 350). Коэффициент запаса прочности в сечении 2—2 л/2,452 + 7: по напряжениям кручения [см. формулу (10.10)] *-1
KxD%a+yx%m 3,07-11+0,05-11 Вал изготовляем из стали 40Х (см. табл. 10.7) с характеристиками: НВ> что больше допустимого значения. Следовательно, условие расчета выполнено. Пример 2. Рассчитать шпоночное соединение вал — ступица колеса с призматической шпонкой (см. рис. 10.28). Соединение нагружено вращающим моментом Т= 400 Н • м; диаметр вала d3 = 52 мм, длина ступицы колеса /ст = 60 мм. 1.    По диаметру определяем размеры поперечного сечения шпонки (ГОСТ 23360—78*, приложение 6). Для d3 = 52 мм ширина шпонки b = 16 мм, высота шпонки h = 10 мм, глубина паза вала tx = 6 мм, длина шпонки /шп = /ст — - (5...10) мм = 60 - (5... 10) = 55...50 мм. По стандарту принимаем /шп = 50 мм. 2.    Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на прочность по напряжениям смятия при рабочей длине шпонки со скругленными краями /р = /шп — b =50 - 14 = 36 мм. По формуле (10.24) 3. Наименьший расчетный натяг [см. формулу (10.33)]
Г9й.+£и' кЕ“ Е° J / 0,7 2,75 4 +
Npmin Рхтп^п = 10,48-52
j
2-103Г 2-103-400 =83,6МПа, °см
d3lp(h-ty) 52(10—6)36 что меньше допустимого напряжения смятия [стсм] = 110...190 МПа. Следовательно, условие прочности выполняется. Пример 3. Подобрать посадку с натягом косозубого колеса с валом редуктора (без учета шпонки). Соединение нагружено вращающим моментом Т= = 400Н-м и осевой силой = 813 Н. Размеры деталей соединения: посадочный диаметр вала dn = d^ = 52 мм; диаметр ступицы колеса (втулки) dcr = 80 мм; длина посадочной поверхности / = /ст = 60 мм. Вал сплошного сечения. Материал вала и колеса сталь 40Х. Метод сборки соединения — запрессовка. 1.Для    стали 40Х (см. табл. 10.17) принимаем модуль упругости Е = = 2-105МПа, коэффициент Пуассона jj. = 0,3, предел текучести стт = = 500 МПа (см. табл. 10.7), коэффициент трения/= 0,15 (см. табл. 10.16). 2.    Наименьшее давление, необходимое для передачи заданного вращающего момента [см. формулу (10.32)], 2-103 Г ndllf К
+
ndjf
=0,0094 мм= 2-105 2-105 = 9,4 мкм. Коэффициенты Ляме для вала и втулки [см. формулы (10.34), (10.35)] J+{dJdJ Н52,Щ» l-(dn/dCTf 1—(52/80) так как для сплошного вала d\ = 0. 4.    Назначаем шероховатости посадочных поверхностей вала и втулки. По рекомендациям для вала RaD = 1,6 мкм. Поправка на смятие шероховатости [см. формулу (10.41)] ANr = 2KR(Rad + RaD)r\ = = 2 • 5 • (0,8 + 1,6) • 0,4 = 9,6 мкм. Коэффициент смятия шероховатости поверхности для запрессовки без смазки г| = 0,4 (см. с. 164). Для перевода параметра Rob Rz коэффициент KR = 5. 5.    Поправка на температурное расширение материалов вала и втулки [см. формулу (10.42)] AN, = [a^tD - Гсб) - -    0L^td-tc6)]dn = [11,3 • 10-6(200 - 20) - -    11,3 ■ 10-6(200 - 20)]0,052 = 0, так как aD = ad = 11,3 • 10~6 (см. с. 164), tD = td = = 200 °С, tc6 = 20 °С. 6.    Наибольший расчетный натяг [см. формулу (10.38)] 2-10-400
+
3,14-52 -60-0,15
4 + 0>ч Ел Е
813
= 168,2-52
=0,1508 мм=
2-105 2-105 =150,8 мкм;
+
3,14-52-60-0,15 = 10,48 МПа.
/
/ / \ d\
р =0,58[ат], г d max    L 1 Ja = 290 МПа;
1-
V J
^maX=0’58K]
1-
D
V У
= 0,58-500
1-
1 т р max v И J / 65 Л
Принимаем наименьшее значение Ртах ~ Рйтах ~ 168,2 МПа. 7.    Предельные технологические натяги [см. формулы (10.39), (10.40)] AW = ^Уятш% + АЛ'л +щ = !■50,8 • 1 + 9,6 = = 160,4 мкм; = A^min + ANr + AN, + A Nn = = 10,48 + 9,6 + 8 = 28,08 мкм. Коэффициент % определяем по графику (см. рис. 10.24): при l/du = 60/52 = 1,15 получаем % = 1. Поправка ЛУУП = 8 мкм. 8.    По таблице 10.18 выбираем посадку, исходя из условий (10.43) и (10.44): Nanax ^ 168,2 МПа; ^^„>28,08 мкм. Этим условиям при dn = 52 мм соответствуют посадки Я7Д6, Я7//6, Н1 /и! и HS/uS. По рекомендациям параграфа 10.3 назначаем посадку H7/s6 с минимальным натягом A^cmin = 30 мкм и максимальным натягом Летах = 65 мкм.
Наибольшие значения допустимых давлений, при которых материалы вала и втулки работают в зоне упругих деформаций:
= 168,2 МПа.
=0,58-500=
V J
9.    Выбранную посадку проверяем по коэффициентам запаса прочности и сцепления [см. формулы (10.45), (10.46)]: s ~ ^ртах/Стах ~    — = 150,8/(65 -9,6) = 2,7; т = ^Стт/^Ттт = 30/28,08 = 1,07. Поскольку оба коэффициента больше единицы, то условие прочности выполняется. 10.    Усилие запрессовки определяем по формуле (10.47) при продольном методе сборки
Контрольные вопросы и задания 1. Для чего предназначены валы и оси? 2. Перечислите этапы проектирования и особенности технологии изготовления валов. 3. Назовите основные критерии работоспособности валов. 4. Как рассчитать вал на статическую и усталостную прочность? 5. Какие материалы используют для изготовления валов? 6. По каким признакам классифицируют соединения «вал — ступица»? Дайте им сравнительную оценку. 7. Как рассчитывают шпоночные и шлицевые соединения? 8. В каких случаях используют соединение с натягом? Как рассчитывают такое соединение?
В данном случае коэффициент трения^ = 1,2/= 1,2 • 0,15 = 0,18.
=128076Н~128,1 кН.
Л,=/а = 0,18-
•168,5-3,14-52-60=
/ \ ^Стах
Ртах^^п1 —
Глава 11 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОПОР ВАЛОВ НА ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ 11.1. ТРЕБОВАНИЯ К ОПОРАМ КАЧЕНИЯ И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ИХ ПРОЕКТИРОВАНИЯ В современных сельскохозяйственных машинах, в конструкциях редукторов в качестве опор валов используют чаще всего подшипники качения. Опора качения состоит из корпуса, подшипника качения, устройств для закрепления подшипника на валу и в корпусе, защитных и смазочных устройств подшипника. Корпус подшипника качения может быть отдельным или выполненным как одно целое с деталью, на которой устанавливают подшипник, например с корпусом редуктора. Подшипники качения состоят из наружного и внутреннего колец с дорожками качения; тел качения (шариков или роликов), которые катятся по дорожкам качения колец; сепаратора, разделяющего и направляющего шарики или ролики, что обеспечивает их правильную работу. В некоторых подшипниках сепараторы могут отсутствовать. К преимуществам подшипников качения относятся: низкий коэффициент трения; высокая грузоподъемность при меньшей ширине подшипника; простота монтажа и обслуживания; меньший расход смазочных материалов; возможность использования в опорах стандартных типов подшипников, что, безусловно, снижает стоимость изготовления конструкции. Основными недостатками подшипников качения являются чувствительность к ударным нагрузкам, резкое падение их работоспособности с увеличением динамической нагрузки, большие габариты по наружному диаметру по сравнению с подшипниками скольжения. Подшипники качения стандартизированы. Изготовляют их на специальных подшипниковых заводах. Поэтому задача конструктора сводится к тому, чтобы подобрать подшипник для опоры качения, обеспечивая при этом технологичность изготовления и контроля опоры, а также ее ремонтопригодность. Исходные данные для проектирования опоры качения — характер нагрузки, ее величина и направление, частота вращения колец подшипника, требуемая долговечность, условия эксплуатации и окружающая среда (температура, влажность, запыленность, кислотность и т. д.). При проектировании следует учитывать и стоимость подшипников. Проектируемые опоры качения должны прежде всего обеспечивать необходимую жесткость и соосность посадочных поверхностей. Гнезда корпусов под наружные кольца подшипников должны быть достаточно жесткими; в противном случае деформация посадочных поверхностей может привести к заклиниванию тел качения и преждевременному разрушению подшипника. То же самое может произойти при несоблюдении условия соосности посадочных поверхностей корпусов и посадочных шеек вала. Если при проектировании невозможно добиться условия соосности, конструктор должен рекомендовать самоустанавливающиеся подшипники или искать пути совершенствования конструкции. Конструкция опоры качения должна гарантировать необходимое радиальное и осевое фиксирование вала и не подвергаться дополнительным нагрузкам из-за температурных деформаций, перетяжки при монтаже и т.д. Вращающееся кольцо подшипника надежно закрепляют соответственно на вращающемся валу или во вращающемся корпусе, чтобы исключить его проворачивание. Достигается это назначением соответствующих посадок. Для осевого фиксирования вала и обеспечения возможности восприятия осевых нагрузок оба кольца фиксируют в осевом направлении: внутреннее кольцо — на валу, наружное — в корпусе. Конструкция опор должна исключать перетяжки при сборке; обеспечивать нормальную работу зубчатых или червячных передач, защиту подшипников качения от пыли и грязи, а также надежную герметизацию внутренней полости механизма и смазку подшипников. Кроме того, конструктор должен обращать особое внимание на выполнение правил монтажа и эксплуатации; конструкция опор должна обеспечивать удобство и простоту монтажа и демонтажа подшипников, в противном случае из-за нарушения правил монтажа и эксплуатации даже безупречно спроектированная опора качения может оказаться недолговечной. В соответствии с ГОСТ 3189 — 89 подшипники маркируют условными обозначениями, которые наносят на любую поверхность, кроме поверхности тел качения. Полное условное обозначение имеет знаки основного и дополнительного условного обозначения. Знаки дополнительного условного обозначения располагают справа и слева от основного условного обозначения. Расположенные справа дополнительные знаки начинаются с прописной буквы, а расположенные слева — отделяются от основного условного обозначения знаком тире. Основное условное обозначение подшипника состоит только из цифр и может включать до семи основных знаков, обозначающих: размерную серию (серию диаметров и серию ширин) по ГОСТ 3478—79*; тип и конструктивное исполнение по ГОСТ 3395—89; диаметр отверстия (за исключением подшипников, внутренний диаметр которых превышает 495 мм или равен 0,6; 1,5 и 2,5). При этом следует учитывать, что в условном обозначении нули, стоящие левее последней значащей цифры (считая справа налево), не проставляют. Поэтому условное обозначение подшипника может состоять из трех и даже двух цифр. Выполнение вышеперечисленных требований реализуется: правильным выбором схемы установки и типа подшипников, наиболее надежных для конкретного способа крепления подшипников в корпусе и на валу, а также посадок подшипников на валу и в корпусных деталях; применением надежного стопорения (контровки) резьбовых соединений опор для предотвращения самоотвинчивания гаек в условиях вибрации и ослабления плотного стыка деталей, передающих осевую нагрузку; регулированием осевых зазоров подшипников с помощью регулировочных элементов; введением прокладок между корпусом и опорами для регулирования зацепления зубчатых колес; обеспечением монтажа и демонтажа подшипников без повреждения сопрягаемых поверхностей и элементов подшипников. Порядок проектирования опор качения следующий. 1.    По эскизной компоновке намечают расстояния между опорами (подшипниками) и закрепляемыми на валу деталями и определяют нагрузку на опоры. 2.    Предварительно подбирают тип подшипника с учетом конструкции опоры качения, условий эксплуатации и монтажа. 3.    Определяют расчетную долговечность подшипника, назначая ориентировочно его типоразмер, и сопоставляют ее с рекомендуемой. 4.    В зависимости от требований, предъявляемых к работе опоры качения, назначают класс точности подшипника, посадки на внутренние и наружные кольца (на вал и в корпус), а также выбирают способ крепления колец подшипника. 5.    Подбирают тип смазки, марку смазочного материала, конструкцию уплотнений. 6.    Окончательно оформляют конструкцию опоры качения. 11.2. ВЫБОР ТИПА ПОДШИПНИКОВ И СХЕМЫ ИХ УСТАНОВКИ Подшипники качения различаются формой (шариковые, роликовые) и числом рядов тел качения, способностью самоустанавливаться, фиксировать осевое положение вала, величиной и направлением воспринимаемой нагрузки, жесткостью в осевом и радиальном направлениях и другими признаками. Выбор типа подшипника. В конкретных условиях выбирать тип подшипника необходимо с особой тщательностью, так как от этого зависят условия работы и ресурс не только подшипников, но и сопряженных с ними деталей (например, зубчатых колес). Приведем краткую характеристику основных типов подшипников. Шариковые радиальные однорядные подшипники (рис. 11.1, а) предназначены для восприятия в основном радиальной нагрузки, но могут воспринимать и небольшие осевые нагрузки (до 70 % неиспользованной радиальной). Удовлетворительно работают при перекосе колец не более 8'. Могут фиксировать осевое положение вала, однако из-за малой осевой жесткости точность осевой фиксации сравнительно невелика. Сравнительно невелика их жесткость и в радиальном направлении. При необходимости точной фиксации вала такие подшипники применять не рекомендуется. Нельзя использовать шариковые радиальные подшипники и при ударных нагрузках. Такие подшипники имеют наименьшие потери на трение и могут работать при большой частоте вращения. При больших частотах вращения его часто используют и как упорный подшипник. е    ж    з    и Рис. 11.1. Основные типы подшипников качения: а — шариковый радиальный однорядный; 6— шариковый радиальный двухрядный сферический; в — шариковый радиально-упорный; г —упорный шариковый однорядный; д —упорный шариковый двухрядный; е — роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами; ж — радиальные сферические роликовые двухрядные с бочкообразными роликами; з— роликовые игольчатые; и — роликовые радиально-упорные
Конструктивные разновидности шариковых радиальных однорядных подшипников приведены на рис. 11.2. Шариковые радиальные подшипники имеют самое широкое применение благодаря своей дешевизне, нетребовательности к точности монтажа и условиям смазки. Используют их в электродвигателях, коробках передач автомобилей и тракторов, роликах транспортеров, в редукторах для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес. Распределение подшипников по степени распространенности и объему выпуска (% общего количества) приведено ниже. Подшипники Шариковые    38,6 Роликовые: конические    24,7 цилиндрические    8,9 сферические    5,7 Остальные (приборные, пре-    16,4 цизионные и т. д.) Всего    100 Шариковый радиальный двухрядный сферический подшипник (см. рис. 11.1, б) предназначен для восприятия радиальной нагрузки в условиях возникновения значительных (до 3°) перекосов колец. Это возможно в узлах с нежесткими валами (большое расстояние между опорами), или когда опоры одного вала находятся в разных корпусах. Подшипник допускает осевую фиксацию вала и очень небольшую осевую нагрузку (до 20 % неиспользованной радиальной). Применяют их в сельскохозяйственных машинах, а также для фиксации многоопорных трансмиссионных валов, валов барабанов и звездочек транспортеров и конвейеров и т. д. Шариковые радиально-упорные подшипники (рис. 11.1, в) воспринимают комбинированные нагрузки и могут работать при осевой нагрузке, действующей в одном направлении. Для восприятия больших осевых нагрузок устанавливают несколько подшипников («каскадная» установка). Эти подшипники используют в узлах с жесткими двухопорными валами при сравнительно небольших расстояниях между опорами, а также в узлах, требующих регулировки внутреннего зазора в подшипниках, как при монтаже, так и в процессе эксплуатации, например, шпиндели металлорежущих и деревообрабатывающих станков, электродвигателей, центрифуги, червячные редукторы, передние колеса автомобилей. Шариковые упорные подшипники (рис. 11.1, г, д) воспринимают только осевые нагрузки: одинарный — односторонние, двойной — знакопеременные. Для лучшей самоустановки эти подшипники изготовляют со сферическим подкладным кольцом. У одинарно Рис. 11.2. Конструктивные разновидности шариковых радиальных однорядных подшипников: а — с канавками на наружном кольце; б— с одной защитной шайбой; в — с двумя защитными шайбами го подшипника одно кольцо («тугое») монтируют на валу, а второе («свободное») — в корпусе. В ряде случаев эти подшипники можно заменить шариковым однорядным с увеличенной осевой «игрой». Применяют шариковые упорные подшипники в вертикальных центрифугах, тихоходных редукторах, крановых крюках, шпинделях металлорежущих станков, опорах поворотных кранов, вращающихся центрах металлорежущих станков, домкратах и др. Упорные роликовые подшипники воспринимают большие нагрузки, чем шариковые, но при меньшей частоте вращения. Удовлетворительно работают они при низких и средних частотах вращения, когда окружная скорость на валу не более 5...10 м/с (верхнее значение относится к подшипникам легких серий средних размеров). При высоких частотах вращения вследствие центробежных сил и гироскопических моментов, действующих на шарики, подшипник быстро разрушается. Роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рис. 11.1, ё) более грузоподъемные (примерно в 1,5 раза), чем шариковые подшипники тех же габаритов. Эти подшипники не допускают перекосов. Применяют их в качестве опор жестких коротких валов, когда возможно обеспечить высокую соосность посадочных мест. Конструкция таких подшипников разборная, что облегчает монтаж и демонтаж опоры качения. Подшипники с наружными или внутренними кольцами без буртиков (рис. 11.3, а, в) используют в плавающих опорах. Подшипники, у которых одно из колец имеет один буртик (рис. 11.3, б), применяют в опорах с односторонней фиксацией. Кроме подшипников с короткими ро- Рис. 11.3. Конструктивные разновидности роликовых радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами: а —подшипник с наружным плавающим кольцом; б — подшипник с одним буртиком на наружном кольце; в — подшипник с внутренним плавающим кольцом ликами выпускают подшипники с длинными витыми роликами, которые используют при небольших радиальных нагрузках, малых скоростях и ярко выраженных ударных нагрузках. Осевой нагрузки роликовые радиальные подшипники не воспринимают, осевого положения вала не фиксируют. Применяют их в сельскохозяйственных машинах. Роликовые радиальные сферические двухрядные подшипники с бочкообразными роликами (рис. 11.1, ж) по основным характеристикам подобны сферическим шариковым подшипникам и отличаются от них значительно большей грузоподъемностью и жесткостью. Они одновременно с радиальной могут воспринимать небольшие (до 20 %) осевые нагрузки в обоих направлениях и допускают перекос внутреннего кольца (до 3°). Эти подшипники применяют в опорах длинных многоопорных валов, подверженных значительным прогибам под действием внешних нагрузок, например, в барабанах лебедок, шнеках сельскохозяйственных машин, угольных комбайнах и врубовых машинах, прокатных станах и редукторах средней и большой мощности, скатах мостовых и портовых кранов и во многих других изделиях. Роликовые игольчатые подшипники (рис. 11.1, з) предназначены для восприятия только радиальных нагрузок. Эти подшипники могут быть без внутреннего или наружного кольца или вовсе без колец. По сравнению со всеми другими подшипниками они имеют значительно меньший наружный диаметр при одинаковом внутреннем диаметре. Эти подшипники чувствительны к перекосам; их применяют, например, в карданных валах автомобилей, поршневых пальцах, шатунных пальцах, распределительных валах двигателей, опорах кривошипно-шатунных механизмов и др. Роликовые конические подшипники (рис. 11.1, и) — радиально-упорные. Они воспринимают комбинированные нагрузки. При установке вала на двух подшипниках способны воспринимать чисто радиальные нагрузки. Применяют их в узлах с жесткими двухопорными валами при небольшом расстоянии между опорами, например, в червячных редукторах, колесах грузовых автомобилей, катках гусениц тракторов, станков и др.


Рис. 11.4. Фиксирующие опоры
Выбор схемы установки подшипников качения. Конструировать опоры качения необходимо так, чтобы вал с опорами представлял собой статически определимую систему. Опоры разделяют на фиксирующие (рис. 11.4) и плавающие (рис. 11.5).
Рис. 11.5. Плавающие опоры
Фиксирующие опоры ограничивают осевое перемещение вала в одну (рис. 11.4,    а, б) или обе стороны (рис. 11.4, в, г) и воспринимают как радиальную, так и осевую нагрузку, соответственно в одну или обе стороны. Плавающие опоры (рис. 11.5) осевого перемещения вала не ограничивают; они могут воспринимать только радиальную нагрузку. Для плавающих опор применяют шариковые радиальные подшипники — однорядные (рис. 11.5,    а) или двухрядные (рис. 11.5, б), но чаще используют подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рис. 11.5, в). Роликовые радиальные подшипники уменьшают износ отверстия корпуса, так как осевое перемещение вала происходит относительно внутреннего диаметра наружного кольца подшипника. Вместо роликового подшипника с наружным плавающим кольцом можно установить аналогичный подшипник, но с внутренним плавающим кольцом. В опорах, выполненных по схемам, показанным на рис. 11.5, а и б, между торцами наружного кольца подшипника и крышки должен быть предусмотрен зазор Ь> > 0,01/, где / — расстояние между торцами колец подшипников. Схема / Рис. 11.6. Схема и конструкции вала с двумя плавающими опорами: я — схема вала; б — вал, установленный на шариковых радиальных сферических подшипниках; в — вал, установленный на роликовых радиальных подшипниках
Валы устанавливают, как правило, на двух опорах, где возможны различные сочетания фиксирующих и плавающих опор. Различают схемы: с двумя плавающими опорами; с одной фиксирующей и одной плавающей опорами; с установкой подшипников «в распор»; с установкой подшипников «в растяжку». b Рис. 11.7. Схема и конструкции вала с одной фиксирующей опорой: а — схема вала; бив — конструкции вала с одной фиксирующей и одной плавающей опорами
Схема вала с двумя плавающими опорами показана на рис. 11.6, а. В первом варианте конструкции (рис. 11.6, б) вал установлен на шариковых радиальных сферических подшипниках, во втором (рис. 11.6, в) — на роликовых радиальных. Схемы с обеими плавающими опорами используют при необходимости са-моустановки в осевом направлении одного вала относительно другого, зафиксированного от осевых перемещений. Такие схемы применяют, например, в шевронных (рис. 11.6, б) или раздвоенных косозубых передачах (рис. 11.6, в). В этих случаях излишняя связь в виде фиксирующей опоры привела бы к статической неопределимости системы. Схема вала с одной фиксирующей опорой приведена на рис. 11.7, а. В данном случае вал зафиксирован одним радиальным подшипником, у которого внутреннее кольцо закреплено на валу, а наружное в корпусе. Внутреннее кольцо второй опоры закреплено на валу, а наружное не закреплено в корпусе (плавающая опора). При температурном удлинении вала наружное плавающее кольцо, установленное в корпусе с зазором, перемещается, чем компенсируется удлинение вала. Такая схема опоры качения дает возможность назначать широкие допуски на размеры вала и корпуса. Осевую фиксацию вала одним радиальным подшипником широко применяют в коробках передач, в редукторах с цилиндрическими зубчатыми передачами и других механизмах, где нет больших нагрузок (отношение осевой ~ -А/П^ нагрузки к радиальнои р и где
радиальная и осевая «игра» вала не отражается на точности работы. Конструкция такой опоры качения приведена на рис. 11.7, б и <?, где один из подшипников установлен как плавающий, второй жестко закреплен в корпусе и может воспринимать двусторонние осевые нагрузки. Конструкция, показанная на рис. 11.7, б, отличается от конструкции на рис. 11.7, в лишь тем, что подшипники расположены в специальных стальных стаканах, предохраняющих чугунный корпус редуктора от изнашивания. п— — ■” — г Дистанционное кольцо Рис. 11.8. Схема и конструкции вала с двумя радиально-упорными подшипниками в фиксирующей опоре: а — схема вала; б, в — конструкции червяка с фиксирующей опорой на радиально-упорных подшипниках (£— шариковых; в — роликовых)
При больших осевых нагрузках применяют схему (рис. 11.8, а), которая отличается от предыдущей тем, что в фиксирующей опоре установлены два радиально-упорных шариковых или роликовых подшипника. Это позволяет практически полностью исключить Рис. 11.9. Схема и конструкции вала с установкой подшипников «в распор»: о —схема «враспор»; 6 — быстроходный вал-шестерня цилиндрического редуктора на шариковых радиальных подшипниках; в — вал-шестерня конического редуктора на шариковых радиально-упорных подшипниках; г — вал червячного колеса на конических роликовых подшипниках; д —червяк на конических роликовых подшипниках осевую «игру» и увеличить жесткость вала. Такую схему широко применяют при любом расстоянии между опорами валов — не только в цилиндрических и конических зубчатых передачах, но и в червячных. Фиксирующая опора червяка (рис. 11.8, б) состоит из двух ради-ально-упорных шариковых подшипников, между внутренними кольцами которых установлено дистанционное кольцо. С помощью этого кольца и набора прокладок под крышкой создаются необходимые прижатие или осевая «игра». В плавающей опоре установлен радиальный шариковый подшипник. В фиксирующей опоре червяка, показанного на рис. 11.8, в, установлены конические роликоподшипники, а в плавающей опоре — радиальный роликовый с короткими цилиндрическими роликами (наружное кольцо без внутреннего буртика).
Схема вала с установкой подшипников «в распор» показана на рис. 11.9, а. Торцы внутренних колец подшипников упираются в буртики вала, а внешние торцы наружных колец — в торцы крышек, закрепленных в корпусе. Здесь каждая из опор ограничивает перемещение вала в одном направлении. Схема с установкой «враспор» наиболее простая и дешевая, так как расточку корпуса выполняют за один проход, а для конструктивного воплощения этой схемы требуется значительно меньше деталей. Защемление вала в опорах при нагреве исключается, что гарантируется зазором а между торцем крышки и наружным кольцом подшипника на одном конце вала. Погрешности размеров

I, / и А, образующих размерную цепь, приводят к изменению зазора а, поэтому на эти размеры необходимо устанавливать жесткие допуски. При тепловом удлинении вала и недостаточном зазоре а может произойти заклинивание тел качения, поэтому такую схему рекомендуется применять для коротких валов при расстоянии L между опорами не более 400 мм: Z<(6...10K где d — диаметр вала под подшипник. В качестве опор здесь можно использовать не только радиальные (шариковые или роликовые) подшипники, имеющие на кольцах буртики, но и радиально-упорные (шариковые или роликовые). При установке вала на радиальных подшипниках зазор а рекомендуют принимать равным а = AL + 0,15...0,2 мм, (11.1) где AL — тепловая деформация вала, мм: AL — [схв(/в р — /в н) — оск(/к.р ~ tKM)\L, где ав, ак — коэффициенты линейного расширения материала соответственно вала и корпуса, 1/°С; /в.р, /к-р — рабочая температура соответственно вала и корпуса, °С; /в-н, tKH — начальная температура нагрева соответственно вала и корпуса, °С; L — расстояние между опорами, мм. Если расчетным путем AL получить трудно, то при небольших расстояниях между опорами до 300 мм) и ограниченном нагреве величину зазора а можно задать в зависимости от типа подшипника. В опорах с радиальными шариковыми подшипниками а = 0,2... 0,5 мм, с радиальными роликовыми подшипниками я = 0,5...1 мм. При установке вала на радиальноупорных шариковых или роликовых подшипниках зазор а принимают на 0,.2...0,Змм больше величины осевой «игры» (табл. 11.1). Пределы осевой «игры» вала на радиально-упорных подшипниках назначают для каждой конкретной конструкции с учетом размеров деталей, режима работы и жесткости опор. Необходимо, чтобы осевая «игра» в процессе эксплуатации не выходила за допустимые пределы. В опорах, выполненных по схеме «враспор» (рис. 11.9), в случае установки радиально-упорных подшипников необходимо отдавать предпочтение подшипникам с малыми углами контакта (а =12° для шариковых и 11... 16° для конических роликовых подшипников), так как подшипники с большими углами контакта в несколько раз чувствительнее к изменениям осевой игры. На рис. 11.9 (б, в, г, д) в качестве примера приведены конструктивные схемы валов с установкой подшипников «враспор»: вала-шестерни на радиальных шариковых подшипниках (рис. 11.9, б)\ вала-шестерни конического редуктора на радиально-упорных шариковых подшипниках (рис. 11.9, в); вала червячного колеса и вала червяка соответственно на радиально-упорных роликовых подшипниках (рис. 11.9, г, д). 11.1. Допустимые пределы осевой «игры» в опорах Способы установки подшипников Диаметр вала под подшипник d, мм
В фиксирующей и плавающей опорах при любом расстоянии между ними (рис. 11.8)
По схеме «враспор» (рис. 11.9) и «врастяжку» (рис. 11.10)
Угол контакта а, град
Тип подшипника
От
До
Наибольшее расстояние между опорами Д мм
Допустимые пределы осевой «игры», мкм
Допустимые пределы осевой «игры», мкм
Наимень ший
Наиболь ший
Наимень ший
Наиболь ший
* Применяют в автомобилестроении и сельскохозяйственном машиностроении.
Радиально-упор-    12 ный шариковый
8 d    30 60 6d    30 80 4 d    40 100
26...36
Не рекомендуется устанавливать по схемам «в распор» и «в растяжку» Не рекомендуется устанавливать по схемам «враспор» и «врастяжку»
Конический ро- 10...16 ликовый радиально-упорный
Радиально-упорные подшипники (рис. 11.9, виг) регулируют в следующем порядке. Устанавливают одну крышку без прокладок, равномерно подтягивая ее болтами и прокручивая вал от руки так, чтобы тела качения правильно установились на беговых дорожках. Затем затягивают крышку болтами, пока не будет полностью выбран свободный ход (вал туго вращается); после этого щупом измеряют зазор между фланцем крышки и корпусом. К величине зазора необходимо прибавить величину осевого хода (игры), необходимого для нормальной работы. Суммарная толщина прокладок должна быть равна сумме зазора и величины необходимой осевой «игры». Затем крышку снимают, устанавливают ее с комплектом прокладок и окончательно затягивают. В результате вал должен вращаться с выбранным зазором. Схему установки подшипников «врастяжку» применяют, как и схему «враспор», для валов небольшой длины (рис. 11.10, а). Внутренние торцы наружных колец подшипников упираются в буртики корпуса (рис. 11.10, б) или стакана (рис. 11.10, в), а наружные торцы внутренних колец — в гайки, которыми регулируют осевую «игру» в процессе монтажа. В корпусе вместо буртика можно использовать пружинное запорное кольцо. Внутреннее кольцо подшипника в этом случае устанавливают на валу с полем допуска LQ/jjS, обеспечивающего перемещение внутреннего кольца. Конструкция подшипниковых опор «врастяжку» исключает опасность защемления подшипника. В практике такую схему обычно применяют для консольно расположенных на коротких валах элементов, например для шестерни конических редукторов. Рис. 11.10. Схема и конструкции вала с установкой подшипников «в растяжку»: а — схема; б — конструкция вала косозубой шестерни на роликовых конических подшипниках с установкой по схеме «враспор»; в — конструкция вала конической шестерни на роликовых конических подшипниках с установкой по схеме «врастяжку» Рис. 11.11. Пресс-гранулятор для приготовления гранул из травяной муки: 7 —вал-шестерня; 2—ось; 3 — стакан роликового конического подшипника; 4—подшипник; 5 —зубчатое колесо; 6— главный вал; 7— сегменты; 8— матрица; 9— прессующие вальцы; 10— конический приемник На рис. 11.11 приведен пресс-гранулятор для приготовления гранул травяной муки, у которого вал-шестерня 1 установлен на роликовых конических подшипниках по схеме «враспор», а вал зубчатого колеса 5 — на роликовых конических подшипниках по схеме «врастяжку». Конструктивные особенности опор валов редукторов. При выборе подшипников для опор валов редукторов, если расчетная динамическая нагрузка и размеры позволяют, предпочтение следует отдавать шариковым радиальным подшипникам. При значительных осевых нагрузках (Fa/Fr > 0,35) выбирают радиальноупорные подшипники. Следует при этом учитывать, что конические роликовые подшипники в 1,35 раза, а радиально-упорные шариковые в 2 раза дороже радиальных шариковых подшипников. Если возможно, предпочтение отдают схеме установки подшипников «враспор» (см. рис. 11.9), которая имеет довольно простую конструкцию опор и обеспечивает при минимальных затратах необходимое регулирование осевого положения зубчатых колес не только при сборке, но и в эксплуатации. Особенно предпочтительна такая схема для одноступенчатых цилиндрических редукторов, где расстояние между опорами невелико и возможность защемления вала из-за нагрева исключена. При установке радиально-упорных подшипников с углом контакта а> 12° по схеме «враспор» (см. рис. 11.9) следует руководствоваться рекомендациями табл. 11.2. Диаметр вала под подшипник d, мм Свыше 10 до 30 » 30 » 50 » 50 » 80 шариковые радиально-упорные
конические роликовые
7
4
Схему «врастяжку» (см. рис. 11.10) применяют в редукторах при отношениях l/d в 1,25...1,4 раза больших, чем это указано в табл. 11.2. При этом посадку внутреннего кольца подшипника на вал выбирают такой, чтобы обеспечивалось его перемещение по валу при регулировании. Если расстояние между опорами вала достаточно большое (червячный вал в червячных редукторах) и вследствие конструктивных особенностей редуктора его невозможно уменьшить, одну из опор редуктора делают плавающей (см. рис. 11.7), обеспечивая этим ее смещение при нагреве редуктора. Фиксацию шарикового подшипника на конце вала в плавающей опоре можно выполнить по любой из схем, показанных на рис. 11.12. Наружное кольцо подшипника в корпусе при этом не закрепляют. Рис. 11.12. Способы фиксации подшипников на валу для плавающих опор Конструктивные схемы валов редукторов, выполненных «враспор», показаны на рис. 11.9. Осевое положение вала вместе с закрепленными на нем червячными колесами или другими деталями регулируют с помощью набора тонких металлических прокладок толщиной ~0,1мм под фланцы крышек подшипников. Точность положения колес контролируют по пятну контакта (см. рис. 11.9, г). Подшипники
Особо жесткие требования предъявляют к конструкции опор конических редукторов. Валы конических шестерен обычно короткие. Поэтому температурные деформации не играют такой роли, как в случае длинных валов многоступенчатых редукторов. Вместе с тем осевые нагрузки, действующие на опоры валов, сравнительно велики. Кроме того, предъявляют высокие требования к точности осевого положения конических шестерен. В связи с этим шариковые радиальные подшипники, осевая жесткость которых мала, в качестве опор валов в таких редукторах, как правило, не используют. Здесь наиболее целесообразно применять конические роликоподшипники как наиболее грузоподъемные и сравнительно недорогие. При больших частотах вращения или при необходимости высокой точности вращения используют более дорогие радиально-упорные шариковые подшипники. Возможны два варианта установки подшипников конической шестерни: «враспор» (рис. 11.13, а) и «врастяжку» (рис. 11.13, б). Как видно из рис. 11.13, при одинаковом расстоянии L между подшипниками расстояния /</' и 1\ > 1[. Поэтому радиальная и угловая жесткость комплекта, выполненного по схеме «врастяжку» (см. рис. 11.13, б), значительно больше, чем при изготовлении его по схеме «враспор» (см. рис. 11.13, а). Это первое существенное преимущество схемы «врастяжку» (рис. 11.13, б). Второе ее преимущество — меньшие радиальные нагрузки R{ и R2 на подшипники при одинаковой радиальной силе Fr При конструировании конической передачи с косыми или круговыми зубьями конструктор с целью исключе- ни я заклинивания в зацеплении выбирает направление зуба так, чтобы осевая нагрузка Fa оказывала расклинивающее действие. Недостатки схемы «врастяжку» следующие: 1.    Осевая сила Fa в конструкции, выполненной по схеме «враспор» (см. рис. 11.13, а), будет нагружать левый, менее нагруженный подшипник, а в схеме «в растяжку» (см. рис. 11.13, б) — правый, более нагруженный. Следовательно, неравномерность нагрузки еще более увеличится. 2.    Подшипниковый узел, выполненный по схеме «врастяжку» (рис. 11.13,6), регулируется перемещением по валу левого подшипника, что связано с необходимостью свободной посадки его внутреннего кольца. Основной базой для внутреннего кольца левого подшипника служит торец гайки, который представляет собой неточную базу. В современных конструкциях редукторов, несмотря на перечисленные недостатки, отдают предпочтение схеме «врастяжку». Чтобы обеспечить одинаковый ресурс подшипников, иногда принимают разные подшипники (рис. 11.14, а). Чтобы уменьшить радиальные нагрузки, действующие на подшипники вала с консольно расположенной конической шестерней, необходимо принимать при конструировании /min>(2... 2,5)/!.
Наиболее рациональной конструкцией, с позиций более равномерного распределения нагрузки по длине зуба, является конструкция с неконсольным расположением шестерни (рис. 11.14, б). В этой конструкции ра-диально-упорные шариковые подшипники расположены в фиксирующей опоре по схеме «враспор», а вторая опора плавающая. Однако эта конструкция более сложная и применяется только в тяжелонагруженных конических редукторах. Рис. 11.14. Варианты конструкций опорных узлов конической шестерни:
При конструировании опор червячных валов в червячных редукторах целесообразно одну из опор фиксировать от осевого смещения, а вторую выполнять плавающей (см. рис. 11.8). При относительно коротких червяках и ожидаемой небольшой разнице нагрева Рис. 11.13. Схемы установки подшипников конической шестерни: а — «враспор»; б — «врастяжку» червяка и корпуса (<20 °С) можно устанавливать подшипники в опорах «враспор». В этом случае применяют ради-ально-упорные подшипники (см. рис. 11.9, д). а — консольное расположение; б — неконсольное расположение В червячных редукторах чаще используют более грузоподъемные конические роликовые подшипники. Однако в связи со значительными потерями мощности в конических роликовых подшипниках и большим нагревом опор в силовых червячных редукторах лучше применять шариковые радиально-упорные подшипники (см. рис. 11.8, б). Использование последних, кроме того, снижает требования к точности изготовления деталей.
Рис. 11.15. Конструктивные варианты выполнения промежуточной опоры во внутренней стенке корпуса: а — с упорным буртиком; б— с кольцом 1 с фиксирующим кольцевым выступом; в — с кольцом 2 без выступа
Размеры опор, выполненных на радиально-упорных шариковых подшипниках, вследствие их меньшей грузоподъемности больше, чем размеры опор на конических роликовых подшипниках. Поэтому окончательный выбор опор вала червяка делают после соответствующих расчетов и проработки чертежей. Если одна из опор червячного вала сделана плавающей, то в ней применяют, в зависимости от характера нагрузки и конструктивных требований, различные типы радиальных шариковых и роликовых подшипников (см. рис. 11.8, б, в). В фиксирующей опоре используют конические роликовые подшипники с большим углом конуса (см. рис. 11.8, в) или шариковые радиально-упорные подшипники (см. рис. 11.8, б). В соосных цилиндрических редукторах, а также в коробках скоростей приходится располагать во внутренней стенке корпуса разные по габаритам подшипники соосных валов. В этом случае валы обычно устанавливают по схеме «враспор». На рис. 11.15 показаны конструктивные варианты выполнения промежуточной опоры соосно расположенных валов во внутренней стенке корпуса. Регулирование подшипников в схемах, показанных на рис. 11.14, а, б, независимое и при сборке редуктора осуществляется для каждого вала отдельно, а в схеме на рис. 11.14, в — одновременно для всех валов. 11.3. КЛАССЫ ТОЧНОСТИ И ПОСАДКИ ПОДШИПНИКОВ Промышленность выпускает подшипники пяти классов точности: 0; 6; 5; 4 и 2. Обозначения приведены в порядке повышения точности, которая определяется допусками на изготовление элементов подшипника, а также нормами плавности вращения. В качестве примера приведены максимальные значения радиальных биений внутренних колец подшипников диаметром 50...80 мм в зависимости от их класса точности. Класс точности 0 6 5 4 2 Биение, мкм    20 10 5 4 2,5 В общем машиностроении при отсутствии особых требований к точности вращения (например, в автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных машинах и др.) применяют подшипники класса точности 0. Подшипники более высоких классов точности используют там, где требуется точное вращение, например, для валов шпинделей металлообрабатывающих станков, валов и осей приборов или при особо высоких частотах вращения. Посадки подшипников назначают в зависимости от характера нагружения колец, режима работы и типа подшипника. Возможны следующие виды нагружения колец: местное, когда кольцо неподвижно относительно действующей нагрузки и нагрузка воспринимается ограниченным участком дорожки качения и передается на ограниченный участок вала или корпуса; циркуляционное, когда кольцо вращается относительно радиальной нагрузки и она воспринимается последовательно всей окружностью дорожки качения и передается последовательно на всю посадочную поверхность вала или корпуса; колебательное, когда радиальная нагрузка не совершает полного оборота, а действует на ограниченном участке кольца. Кольца, вращающиеся относительно нагрузки, обязательно устанавливают на валу или в корпусе с натягом, исключающим их проворачивание. В противном случае будет происходить развальцовка посадочных поверхностей и наблюдаться контактная коррозия. Для колец, неподвижных относительно нагрузки, назначают более свободные посадки, допускающие наличие небольшого зазора. Небольшой зазор обеспечивает нерегулярное проворачивание кольца и тем самым изменение его зоны нагружения. Кроме того, такое соединение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазоров в подшипниках и при температурных деформациях валов. Посадки подшипников отличаются от общепринятых в машиностроении расположением и величинами полей допусков на посадочные поверхности колец. Поля допусков на отверстие внутреннего кольца смещены внутрь отверстия, что гарантирует надежность получения натяга в соединении вал — кольцо. Поле допуска на диаметр наружного кольца сдвигают в тело детали (в минус), что обеспечивает характер соединения наружного кольца с корпусом такой же, как и в обычной, системе допусков. По ГОСТ 3325—85* поля допусков на диаметр отверстия подшипника обозначают: ZO; L6; L5; Z4 и L2 (в зависимости от класса точности подшипника — 0; 6; 5; 4 и 2), а поля допусков на наружный диаметр подшипника — соответственно /0, 16, 15, /4 и 12. Примеры обозначения посадок подшипников: на вал — 060 Д)Д6; в корпус — 01ООЯ7//О. На сборочных чертежах подшипниковых узлов допускается указывать только поле допуска на диаметр сопряженной с подшипником детали без указания поля допуска на посадочные диаметры колец подшипника: 06ОК6; 01ООЯ7. Режим работы подшипника зависит от отношения эквивалентной нагрузки Р к базовой динамической грузоподъемности С (определения которых приведены далее, в подразделе 11.5). Режим Легкий    -^<0,07; Нормальный    0,07<-^<0Д5; Тяжелый    -^>0,15. При ударных и вибрационных нагрузках (прессы, дробилки и т.д.) по- ' садки выбирают как для тяжелого режима независимо от отношения Р/С. Для большинства типов подшипников при местном нагружении наиболее распространенная посадка //7. Из рекомендуемых посадок менее плотные применяют при посадке на вал в тех случаях, когда узел подвергается частым переборкам. В узлах с ударными и вибрационными нагрузками используют более плотные посадки. При высоких частотах вращения посадки должны быть более свободными, так как в этом случае нагрузки, как правило, меньше, температурные деформации больше, а зазоры в подшипниках должны выдерживаться точнее. На выбор посадок влияет и тип подшипника. Для роликовых подшипников, в связи с большими действующими на них нагрузками, посадки выбирают более плотные, чем для шари- Нагружение Режим работы Тип подшипника Диаметр отверстия подшипника d, мм Поля допусков деталей отверстия Местное Легкий и нормальный Шариковые и роликовые Все диаметры /6*; g6*; Лб* <77*; т*\ т* Нормальный и тяжелый У7; Kl\ Ml Циркуляционное Легкий и нормальный Шариковые Свыше 100 до 140 Л6;у'6; кв Роликовые Свыше 40 до 140 У‘6; кв h6\js6; кб Нормальный и тяжелый Шариковые Свыше 100 до 140 jfr кв тв Роликовые Свыше 40 до 100 » 100 » 200 /,6; кв тв тв; пв Тяжелый с ударными нагрузками Шариковые и роликовые » 50 » 100 » 100 » 140 пв; рв Колебательное Легкий Шариковые Все диаметры Роликовые Нормальный или тяжелый Шариковые и роликовые Свыше 80 до 120 » 120» 200 тв; пв Тяжелый, нагрузка динамическая Шариковые и роликовые » 50 » 100 » 100 » 140 пв\ рв * Поля допуска, обеспечивающие осевое перемещение кольца посадочной поверхности. Примечания: 1. Упорные подшипники устанавливают на вал и отверстие с полями допусков j6 и J1 соответственно. 2! Игольчатые подшипники в тонкостенных корпусах ставят в отверстие с полем допуска J1, на шейку вала — с полем допуска /*6; jjS; кб. 3.    Сферические подшипники на закрепительных втулках устанавливают на трансмиссионных валах, имеющих поле допуска /*8 и hi 1. 4.    При колебательном нагружении для всех режимов применяют поле допуска вала j в и отверстия в корпусе — J1. ковых, для радиально-упорных более плотные, чем для радиальных, так как у последних посадочные натяги могут существенно искажать зазоры в подшипниках, а в радиально-упорных подшипниках зазоры устанавливают при сборке. Рекомендуемые поля допусков в зависимости от характера нагружения, режима работы, типа и размера подшипника приведены в табл. 11.3. 11.4. СМАЗКА И УПЛОТНЕНИЕ ОПОР КАЧЕНИЯ Для смазки подшипников качения используют жидкие масла, пластичные и твердые смазочные материалы. Жидкие масла. Достаточно хорошо проникают к поверхностям трения и обеспечивают эффективный теплоотвод и надежное смазывание поверхностей трения. При выборе марки масла ориентируются прежде всего на то масло, которым смазываются сопряженные узлы. В приводах машин (редукторах, коробках скоростей) подшипники и зубчатые колеса смазываются, как правило, из общей масляной ванны. При индивидуальной смазке подшипников марку масла выбирают в зависимости от нагрузки и частоты вращения вала. Более вязкие масла используют при больших нагрузках и малых частотах вращения, при высоких температурах. Менее вязкие масла применяют при больших частотах вращения с целью уменьшения потерь на трение и снижения нагрева. Для смазки большинства подшипников, работающих в нормальных условиях, рекомендуется использовать масла, которые при рабочей температуре подшипника имеют следующую кинематическую вязкость (ммус): Подшипники Шариковые и цилиндрические    12 роликовые Роликовые: конические и сферические    20 упорные    30 Основные эксплуатационные свойства масел, применяемых для смазывания подшипников качения, приведены в табл. 11.4. Жидкая смазка может подаваться к подшипнику следующими способами: окунанием в масляную ванну; разбрызгиванием; масляным туманом; под действием центробежных сил; капельным; циркуляционным. Смазку окунанием в масляную ванну применяют для подшипников горизонтальных валов при частотах вращения п < 10 ООО мин-1. С целью снижения потерь при п < 3000 мин-1 масло заливают до центра нижнего тела качения, а при п > 3000 мин-1 — еще ниже. В корпусе предусматривают полость для масла и маслоуказатели или масломерные отверстия. Смазка разбрызгиванием осуществляется из общей системы смазки, где одно из быстро вращающихся колес захватывает и разбрызгивает масло, создавая при этом масляный туман. Такой способ широко используют для смазки подшипников горизонтальных о    б Рис. 11.16. Подшипниковые узлы с «порогом»: а — с пластиной; б— со стоком с буртиком валов коробок передач, редукторов, при окружных скоростях зубчатых колес более 3 м/с; его недостаток в том, что вместе с маслом в подшипники поступают продукты износа от других деталей. Полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса для обеспечения лучшей циркуляции масла. При непродолжительной работе и длительном простое машины целесообразно устройство «порога» (рис. 11.16), сохраняющего масло в подшипнике после остановки машины и обеспечивающего смазку при пуске. Этот порог выполняют в виде дополнительно прикрепленной к корпусу пластины 1 либо изготовляют стакан 2 с отверстиями 3 для стока излишков масла. Если подшипник необходимо защитить от излишнего количества масла, применяют маслоотражающие кольца 1 (рис. 11.17). Такие кольца прежде всего необходимо ставить при расположении рядом с подшипником шестерни, наружный диаметр которой меньше самого подшипника. В этом случае выжимаемое из зацепления масло со значительной скоростью струей бьет в подшипник. При малых скоростях или когда опоры удалены от направления потоков смазки, предусматривают специальные маслосборники, от которых по Марка масла Стандарт или ТУ Кинематическая вязкость(мм2/с) при температуре, °С Температура, °С вспышки застывания Индустриальные масла ГОСТ 20799-88* Автомобильные масла М-6/10-Г, ГОСТ 17479.1-85* М-8-Г2К М-10-Г2К Трансмиссионные масла ГОСТ 17479.2-85* ТСп-15К ТС - игип 110...120* ТСз-9ГИП ТСГИП ОСТ88-Ю-1158-78 ТМ5-2р1С ТУ38.101844-80 Турбинные масла с присадками 28,8...35,2 т„-зо ГОСТ 9972-74* 41,4...50,6 61,2...74,8 Приборные масла ГОСТ 1805-76* 6,5...8,0* Легированные масла ТУ38101413


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