Таблица 11.5.
Ориентировочные рекомендации по выбору подшипников
| Отношение Fa /Fr | Конструктивное обозначение и угол контакта | Осевая составляющая радиальной нагрузки S в долях от Fr |
| 0,35 - 0,8 | 36000; а= 12° | 0,3 Fr |
| 0,81-1,2 | 46000; а = 26° | 0,6 Fr |
| Св. 1,2 | а =36° | 0,9 Fr |
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 | ||
| X0 | Y0 | X0 | Y0 | |
| Шарикоподшипники радиальные | 0,6 | 0,5 | 0,6 | 0,5 |
| Шарикоподшипники радиально-упорные с а°: | 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 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.
|
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; t0 – начальная температура вала и корпуса, t1 –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 | 1,5 | 1,5 2,5 | 4,5 4,5 | 1,5 |
Таблица 11.8.