Формулы для расчета осевых нагрузок

№ п/п	Условия нагружения	Осевые нагрузки
1.	SI ³ SII Fa ³ 0		FaI = SI   FaII = SI + Fa
2.	SI £ SII Fa ³ SII - SI
3.	SI £ SII Fa £ SII - SI	FaI = SII - Fa FaII = SII

Рекомендации по выбору радиально-упорных

Шарикоподшипников

Отношение	Конструктивное обозна­чение и угол контакта	Осевая со­ставляющая радиальной нагрузки S в долях от FrI	Примечание
0,35 - 0,8   0,81 - 1,2   Св. 1,2	36 000; a = 12о 46 000; a = 26о 66 000; a =36о	0,3 FrI   0,6 FrI   0,9 FrI	Допустимо использование особо легкой и сверхлегкой серий При весьма высоких скоростях легкая серия предпочтительнее Для высоких скоростей подшипник с данным углом контакта непригоден
Примечание. При применяют однорядные радиальные шариковые подшипники.

При определении осевых нагрузок двухрядных (сдвоенных) радиально-упорных подшипниках осевые составляющие S не учитывают.

В радиально-упорных подшипниках радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нор­малей, проведенных к серединам контактных площадок. Рас­стояние а (см. рис. 9.17 и 9.20) между этой точкой и торцом подшипника для однорядных радиально-упорных шарикопод­шипников

(9.10)

для однорядных роликовых конических подшипников

(9.11)

Если в двухрядных радиально-упорных подшипниках ра­ботают оба ряда тел качения, то считают, что радиальная реакция приложена посередине подшипника Если же работает только один ряд, то радиальные реакции, как и для одноряд­нных подшипников, смещаются на расстояние

(9.12)

для двухрядных конических роликоподшипников

Величины B, d, T, a, e выбирают из таблиц приложения.

Подшипники, воспринимающие нагрузку в неподвижном состоянии или при п < 1 об/мин, подбирают по статической грузоподъемности С₀ и по эквивалентной статической нагрузке Р₀ так, чтобы Р₀£ С₀. Для радиальлых и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников Р₀определяют как наибольшее значение из двух формул:

(9.13)

Для радиальных роликоподшипников с короткими цилиндрическими роликами Р₀ = F_r.

Значения коэффициентов Х₀, Y₀ даны в табл. 9.23.

(9.14)

Подшипники для переменных режимов работы подбирают по эвивалентной нагрузке и условной частоте враения. Если нагрузка меняется по линейному закону от Р_min до Р _max (при постоянной частоте вращения), то эквивалентная нагрузка

9.23. Значения коэффициентов радиальной Х₀ и осевой Y₀ нагрузок

Тип подшипника	Однорядные подшипники	Двухрядные подшипники
Х0	Y0	Х0	Y0
Шарикоподшипники радиальные	0,6	0,5	0,6	0,5
Шарикоподшипники радиально-упорные с aо :	0,5	0,43 0,43 0,42 0,38 0,37 0,33 0,29 0,28 0,26		0,86 0,86 0,84 0,76 0,74 0,66 0,58 0,56 0,52
Шарикоподшипники самоустанавливающиеся и роликоподшипники самоустанавливающиеся и конические	0,5	0,22 ctg a		0,44 ctg a
Примечание. Для пары одинаковых однорядных радиальво-упорных подшипников, установленных узкими или широкими торцами колец друг к другу, следует применять те же значения коэффициентов Х0 и Y0, что и для одного двухрядного. Для двух и более одинаковых однорядных радиально-упорных шарикоподшипников, установленных последовательно (по схеме «тандем»), следует применять те же значения коэффициентов Х0 и Y0, что и для одного такого же подшипника.

Если нагрузка и частота вращения изменяются по более сложным законам, то эквивалентная нагрузка

(9.15)

где Р_1, Р_2, Р₃ , … , Р_п – постоянные нагрузки, действующие в течение L_1, L_2, L_{3, … ,} L_п, миллионов оборотов; L – общее число миллионов оборотов, в течение которого действуют указанные нагрузки.

Значения L_h , ч, даны в табл. 9.24, 9.25.

По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для зубчатых редукторов L_h = 10 000 ч, червячных L_h = 5000 ч.

Подбор подшипников шариковых и радиальных с цилиндри­ческими роликами при действии на них только радиальных нагрузок ведут в таком порядке:

а) выполняют эскизную компоновку узла и приближенно на­мечают расстояние между подшипниками;

б) определяют реакции опор;

в) определяют эквивалентные нагрузки подшипников;

г) задавшись долговечностью L_h наиболее нагруженного подшипника, вычисляют по формуле (9.2) требуемую динамическую грузоподъемность его С;

д) подбирают по диаметру посадочного места номер подшипника, начи-

9.24. Величина отношения С / Р для шариковых подшипников в зависимости от долговечности L_h и частоты вращения п

Долговечность Lh, ч	Частота вращения, об/мин
2 000 3 200 4 000 5 000 6 300 8 000 10 000 12 500 16 000 20 000 25 000 32 000 40 000	1,06 1,24 1,34 1,45 1,56 1,68 1,82 1,96 2,12 2,29 2,47 2,67 2,88	1,45 1,68 1,82 1,96 2,12 2,29 2,47 2,67 2,88 3,11 3,36 3,63 3,91	1,96 2,29 2,47 2,67 2,88 3,11 3,36 3,63 3,91 4,23 4,56 4,93 5,32	2,29 2,67 2,88 3,11 3,36 3,63 3,91 4,23 4,56 4,93 5,32 5,75 6,20	2,67 3,11 3,36 3,63 3,91 4,23 4,56 4,93 5,32 5,75 6,20 6,70 7,23	2,88 3,36 3,63 3,91 4,23 4,56 4,93 5,32 5,75 6,20 6,70 7,23 7,81	3,36 3,91 4,23 4,56 4,93 5,32 5,75 6,20 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11	3,63 4,23 4,56 4,93 5,32 5,75 6,20 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83	3,91 4,56 4,93 5,32 5,75 6,20 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6	4,23 4,93 5,32 5,75 6,20 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5	4,56 5,32 5,75 6,20 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5 12,4	4,93 5,75 6,20 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5 12,4 13,4	5,32 6,20 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5 12,4 13,4 14,5	5,75 6,70 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5 12,4 13,4 14,5 15,6	6,20 7,23 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5 12,4 13,4 14,5 15,6 16,8	6,70 7,81 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5 12,4 13,4 14,5 15,6 16,8 18,2	7,23 8,43 9,11 9,83 10,6 11,5 12,4 13,4 14,5 15,6 16,8 18,2 19,6

9.25. Величина отношения С / Р для роликовых подшипников в зависимости от долговечности L_h и частоты вращения п

Долговечность Lh, ч	Частота вращения, об/мин
2 000 3 200 4 000 5 000 6 300 8 000 10 000 12 500 16 000 20 000 25 000 32 000 40 000	1,05 1,21 1,30 1,39 1,49 1,60 1,71 1,83 1,97 2,11 2,26 2,42 2,59	1,39 1,60 1,71 1,83 1,97 2,11 2,26 2,42 2,59 2,78 2,97 3,19 3,42	1,83 2,11 2,26 2,42 2,59 2,78 2,97 3,19 3,42 3,66 3,92 4,20 4,50	2,11 2,42 2,59 2,78 2,97 3,19 3,42 3,66 3,92 4,20 4,50 4,82 5,17	2,42 2,78 2,97 3,19 3,42 3,66 3,92 4,20 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94	2,59 2,97 3,19 3,42 3,66 3,92 4,20 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36	2,97 3,42 3,66 3,92 4,20 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30	3,19 3,66 3,92 4,20 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82	3,42 3,92 4,20 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38	3,66 4,20 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98	3,92 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62	4,20 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3	4,50 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3 11,0	4,82 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3 11,0 11,8	5,17 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3 11,0 11,8 12,7	5,54 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3 11,0 11,8 12,7 13,6	5,94 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3 11,0 11,8 12,7 13,6 14,6

ная с легких серий, находят его динами­ческую грузоподъемность и проверяют выполнение условия С £ [С], где [С] - значение динамической грузоподъемности по табл. ПЗ —П5 приложения или по каталогу.

Если это условие не выполнено, то переходят от легкой серии к средней или тяжелой (при том же диаметре цапфы d). Если подшипник по своим габаритам применить в данном узле нет возможности, то следует перейти к другому типу подшипника (например, от шариковых к роликовым) или к другой схеме расположения их на валу. При осложнениях в выборе радиально-упорных подшипников (при наличии больших осевых нагрузок и др.) рекомендуется переходить на подшипники с большим углом контакта (a = 26¸36°). В некоторых случаях может оказаться, что все эти меры не дадут желаемого эффекта, тогда следует увеличить диаметр посадочного места и проверить подшипник большего номера.

Если [С] значительно выше С даже при применении подшипника легкой серии (что часто имеет место для тихоходных валов редукторов с цилиндрическими прямозубыми колесами и для валов колес червячных редукторов), то диа­метр цапфы вала уменьшать ни в коем случае не следует, так как он определен из расчета на прочность; расчетная долго­вечность подшипника будет намного больше регламентиро­ванной.

Выбор радиально-упорных шариковых и конических роли­ковых подшипников ведут в другой последовательности:

а) учитывая условия эксплуатации, конструкцию узла, диа­метр цапфы, намечают типоразмер подшипника;

б) выполняют эскизную компоновку узла, определяют точки приложения радиальных реакций (размер а, который зависит от е);

в) определяют суммарные реакции опор;

г) вычисляют эквивалентные шп рузки подшипников (коэф­фициенты Х и Y зависят от величины е, для нахождения которой необходимо знать типоразмер подшипника);

д) по таблицам приложения или по каталогу определяют динамическую грузоподъемность намеченного подшипника;

е) по эквивалентной нагрузке и динамической грузоподъ­емности вычисляют теоретическую долговечность подшипника, которая не должна быть меньше требуемой; если это условие не обеспечивается, то выбирают подшипники других серий и увеличивают диаметр цапфы вала.

Примеры подбора подшипников приведены в гл. XII.

ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

Исходными данными для проектирования опор скольжения служат следующие показатели: нагрузка на опору - ее величина, направление и график изменения; частота вращения вала: диаметр цапфы, определяемый из предшествующего расчета вала и его конструкции; условия эксплуатации,

В соответствии с этими данными конструктор намечает тип подшипника, руководствуясь стандартами и нормалями: опреде­ляет основные размеры его, выбирает материал вкладыша, виды смазывания.

В курсовых проектах, выполняемых в техникумах, под­шипники скольжения проектируют для опор валов редукторов в виде встроенных в корпус конструкций. Материал вклады­шей выбирают из группы антифрикционных сплавов (табл. 9.26 и 9.27), порошковой металлокерамики (пористые бронзо- и железографит).