Ориентировочные рекомендации по выбору подшипников

Отношение Fa /Fr	Конструктивное обозначение и угол контакта	Осевая составляющая радиальной нагрузки S в долях от F_r
0,35 - 0,8	36000; а= 12°	0,3 F_r
0,81-1,2	46000; а = 26°	0,6 F_r
Св. 1,2	66000 а =36°	0,9 F_r

Примечание. При применяют однорядные радиальные шариковые подшипники. Допустимо использование особо лёгкой и сверхлегкой серий. При весьма высоких скоростях лёгкая серия предпочтительнее. Для высоких скоростей подшипник с данным углом контакта непригоден

Таблица 11.6.

Значения коэффициентов радиальной X₀ и осевой Y₀ нагрузок

Тип подшипника	Однорядные подшипники		Двухрядные. подшипники
Тип подшипника	X₀	Y₀	X₀	Y₀
Шарикоподшипники радиальные	0,6	0,5	0,6	0,5
Шарикоподшипники радиально-упорные с а°: 18 19 20 25 26 30 35 36 40	0,5	0,43 0,43 0,42 0,38 0,37 0,33 0,29 0,28 0,26	1	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	1	0,44 ctg a

Примечание. Для пары одинаковых однорядных радиально-упорных подшипников, установленных узкими или широкими торцами колец друг к другу, следует применять те же значения коэффициентов X₀ 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 X₀, Y₀, что и для одного такого же подшипника.

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 приблизительно намечают расстояние между подшипниками;

б) определяют реакции опор;

в) определяют эквивалентные нагрузки подшипников;

г) задавшись долговечностью , наиболее нагруженного подшипника, вычисляют по формуле (11.2) требуемую динамическую грузоподъёмность его С;

д) подбирают по диаметру посадочного места номер подшипника, начиная с легких серий, находят его динамическую грузоподъемность и проверяют выполнение условия С < [С], где [С] – значение динамической грузоподъёмности по табл. приложения или по каталогу.

Если это условие не выполнено, то переходят от лёгкой 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 (а = 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 колёс червячных редукторов), то диаметр цапфы вала уменьшать ни в коем случае не следует, так как он определён из расчёта на прочность; расчётная 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 нагрузки подшипников (коэффициенты X и У зависят от величины е, для нахождения которой необходимо знать типоразмер подшипника);

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

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

Таблица 11.3. Значения К_т

Ниже приводятся рекомендуемые схемы установки подшипников в редукторах для конкретного конструирования подшипниковых опор, ( см. также [7] ).

Рис. 11.5.

Вал-шестерня установлен на радиальных подшипниках (в распор).

Во избежание защемления тел качения от температурных деформаций предусматривают зазор (a), превышающий тепловое удлинение , где a = 12∙10^-6 коэффициент линейного расширения стали ⁰С; t ₀ – начальная температура вала и корпуса, t ₁ –рабочая температура вала и корпуса, l – расстояние между опорами.

Рис. 11.6. Червячный вал установлен на двух конических роликоподшипниках; правый подшипник «плавающий», (радиальный однорядный)

Рис. 11.7. Вал установлен на двух радиально-упорных шарикоподшипниках; левый подшипник – «плавающий»

Рис. 11.8. Вал установлен на двух радиально-упорных шарикоподшипниках; левый подшипник – «плавающий»

Более подробно схемы установки подшипников приведены в источнике [7;].

Далее показаны наиболее распространённые схемы уплотнений подшипниковых узлов, базирующиеся на серийно выпускаемых уплотнительных элементах.

Рис. 11.9. Способы установки манжетных уплотнений: а) одноманжетное, б) 2-х манжетное

Рис. 11.10. Лабиринтное (осевое) уплотнение

Рис. 11.11. Узел подшипника с манжетным уплотнением (закрытые )

Рис. 11.12. Щелевое уплотнение

Рис.11.13. Лабиринтное (радиальное) уплотнение

Применение в курсовых проектах войлочных сальниковых уплотнений не рекомендуется.

Таблица 11.7.

Размеры лабиринтных и щелевых уплотнений, мм (рис. 11.10 –11.13)

d вала	e	f₁	f₂	t	t₁	r
10-45 50-75 80-110	0,2 0,3 0,4	1 1,5 2	1,5 2,5 3	4,5 4,5 6	3 3 4	1,5 2 2

Таблица 11.8.