Лекция № 23
	5. Валы и оси
	5.1. Общиесведения
	Валы предназначены для поддержания вращающихся частей ма-
	шины и для передачи вращающего момента от одной вращающейся де-
	тали машины к другой. Валы несут на себе детали механизма и поэтому,
	в зависимости от конструкции, работают или при совместном действии
	изгиба и кручения, или только при кручении.
	Достаточно часто используются частные варианты валов , выде-
	ленные в отдельные группы – торсионные валы (торсионы ) и оси .
	Торсионы передают только вращающие моменты.
	Ось является деталью, предназначенной только для поддержания
	вращающихся частей, и в передаче энергии непосредственно не участвует.
	Оси работают только на изгиб , так как не пере-
	дают вращающего момента. Наиболее широко
	распространены в технике прямые валы и оси.
	Коленчатые валы (рис. 5.1.1) применяют
	в поршневых двигателях и компрессорах.
	Гибкие валы выпускаются трех типов:
	ВС (гибкие проволочные валы),
	ВС-Б (гибкие проволочные валы сброней),
	В (гибкие валы).
	Такие валы обладают высокой жесткостью при кручении и малой
	жесткостью при изгибе.
	Валы первых двух типов используются в силовых цепях передачи
	энергии, а валы последнего типа – в приводах управления, в приводах ав-
	томобильных приборов и т.п.
	Гибкий вал (рис. 5.1.2) состоит из сердечника 1, вокруг которого
	попеременно крестовой свивкой навиты (по винтовой линии) несколько
	слоев круглой стальной проволоки 2.
	Для предохранения вала от внешней среды, удержания смазки и
	безопасной эксплуатации вал размещен в защитной броне 3 (обычно ме-
	таллическом рукаве). Концы брони припаивают к наконечникам вала 4,
	а сердечник присоединяют к жестким валам узлов 5, между которыми
	гибкий вал передает движение.
	Допустимый вращающий момент для каждого размера вала уста-
	новлен стандартами. Он соответствует такому направлению вращения

вала, при котором витки наружного слоя вала будут закручиваться и уплотнять внутренние слои проволоки.

Коленчатые , гибкие и торсионные валы относятся к деталям спе-
циальных машин и не являются предметом изучения данного курса.
Прямые валы и оси в большинстве
случаев имеют круглое сплошное сече-
ние. Полые валы и оси (рис. 5.1.3) при-
меняют для облегчения конструкции, в
тех случаях, когда через них проходят
вдоль оси другие детали,
для подачи масла, для
расположения в полости
вала деталей управления.
Фиксирование
насаженных деталей
относительного поворо-
та осуществляют
		зубчатыми
(шлицевыми) соедине-
ниями и соединениями с
гарантированным
гом (рис. 5.1.4).
По условиям сборки
на одном валу деталей с
различными посадками и
	соединений,
также по требованиям к осевой фиксации деталей в большинстве случаев
принимают ступенчатую конструкцию вала (рис. 5.1.3, 5.1.4). Такая форма
вала удобна для монтажа на него вращающихся деталей, каждая из которых
должна свободно проходить по валу до места своей посадки.
Диаметры посадочных участков выбирают на основании расчета на
прочность и стандарта на предпочтительные размеры, а их длины опре-
деляют по размерам сопрягаемых деталей.

	Торцы осей и валов и их ступеней выполняют с конусными фаска-
	ми для облегчения посадки деталей и снятия заусенцев, являющихся ис-
	точником травматизма при сборке конструкций (рис. 5.1.3, 5.1.4).
	Для уменьшения концентрации напряжений в местах
	перехода отодного участка вала или оси к другомуразность
	между диаметрами ступеней должна быть минимальной.
	Плавный переход от одной ступени к другой называется
	галтелью (рис. 5.1.5).
	Для монтажа и демонтажа тяжелых деталей на кон-
	цах валов и осей посадочные места часто выполняют ко-
	ническими (рис. 5.1.6).
	Валы вращаются в опорах , в качестве которых слу-
	жат подшипники качения или скольжения. На рис. 5.1.4 показаны вари-
	анты установки подшипников качения «враспор» радиально-упорных
	подшипников.
	Опорные части валов называют цапфами , при этом концевые цап-
	фы для подшипников скольжения называют шипами , а промежуточные
	– шейками . Концевые опорные поверхности валов, предназначенные
	для восприятия осевых нагрузок, называют пятами , а подшипники
	скольжения, в которых они размещаются, – подпятниками .
	Цапфы осей и валов выполняют чаще всего цилиндрическими .
	Конические цапфы применяют при осевом фиксиро-
	вании валов и в точных механизмах, когда не допускает-
	ся отклонение осей из-за износа опор.
	Шаровые цапфы используют в тех случаях, когда
	необходимы угловые отклонения осей (рис. 5.1.7).
	Цапфы валов и осей подвергают тщательной обработ-
	ке. Для выхода шлифовального круга в местах перехода от
	меньшего диаметра цапфы к большему (рис.5.1.8) выпол-
	няют кольцевые канавки, так как в противном случае часть
	поверхности цапфы окажется недошлифованной из-за
	скругленности краев шлифовального круга и посадка дета-
	лей подшипникового узла на цапфу будетзатруднена.
	При небольшой разнице диаметров зубчатого колеса
	и вала шестерню и вал выполняют
	как одно целое (рис. 5.1.9). В этом
	случае материал для изготовления
	вала-шестерни выбирают в соответ-
	ствии с требованиями, предъявляе-
	мыми к материалу шестерни .

Шпоночные пазы, резьбы под установочные гайки, поперечные сквозные отверстия под штифты или отверстия под установочные винты, канавки, а также резкие изменения сечений вала вызывают концентрацию напряжений, уменьшающих его усталостную прочность. Поэтому, по возможности, следует избегать применения элементов, вызывающих концентрацию напряжений.

5.2. Материалы валови осей

Большинство валов и осей изготавливают из углеродистых сталей

(марок 20, 30, 40, 45, 50) и легированных сталей (марок 20Х, 40ХН, 30ХГСА, 40ХН2МА, 18Х2Н4МА) и др.

Выбор материала определяется конструкцией вала или оси, требованиями к нему предъявляемыми условиями эксплуатации, необходимым сроком гарантии безотказной работы. Например, применение легированных сталей дает возможность при необходимости ограничить массу и габаритные размеры вала, повысить стойкость шлицевых соединений. Выбор материала вала-шестерни (или червяков) определяется требованиями к поверхностной твердости и выносливости при изгибе зубьев вала-шестерни (витков червяка).

Для улучшения механических характеристик валов и осей применяют различные виды термообработки, например, их цапфы подвергают закалке при нагреве током высокой частоты или цементации для повышения их износостойкости.

5.3. Критерииработоспособности валов и осей

Валы относятся к числу наиболее ответственных деталей машин. Чрезмерное нарушение формы вала из-за высокой радиальной податливости или колебаний, а в предельных случаях и разрушение вала, влечет за собой выход из строя всей конструкции.

Неподвижные оси тихоходные валы,

работающие в условиях больших перегрузок , рассчитывают на стати-

ческую прочность.

Валы быстроходных машин часто подвергаются усталостному разрушению и их необходимо рассчитывать на усталостную проч-

ность. Характеристикой усталостной прочности является коэффициент безопасности.

Под действием приложенных сил у валов появляются деформации изгиба и кручения . Чрезмерный изгиб валов нарушает нормальную работу подшипниковых узлов, зубчатых зацеплений, фрикционных механизмов. Поэтому величина деформаций валов и осей ограничивается, а

их жесткость , характеризуемая допускаемым прогибом в местах посадки деталей, а также допускаемыми углами наклона и закручивания сечений , является одним из основных критериев работоспособности .

5.4. Расчеты на прочностьи конструирование валов

5.4.1. Общие сведения

Целью расчетов на прочность является определение основных размеров осей и валов, при которых обеспечивается их статическая проч-

ность и выносливость (усталостная прочность).

Сложившаяся практика расчета и конструирования валов подразделяет эту процедуру на три этапа:

- ориентировочный расчет;

- конструирование вала;

- уточненный (поверочный) расчет.

Ориентировочный расчет вала выполняется с целью предваритель-

ного определения величины его минимально допускаемого диаметра. На этапе конструирования разрабатывают конструкцию вала, обеспе-

чивая условия технологичности изготовления и сборки. На этом этапе определяют диаметры и осевые размеры выходного конца, посадочных мест под подшипники, зубчатые колеса и другие детали, монтируемые на вал.

Целью уточненного (проверочного ) расчета вала является определе-

ние напряжений и коэффициента безопасности (при расчете на статическую прочность) или коэффициента безопасности (при расчете на вы-

носливость ) и сравнению полученных значений с допускаемыми.

5.4.2. Ориентировочный расчет вала

На этом этапе проектирования, геометрические параметры вала не определены, поэтому расчет ведется только по касательным напряжениям, возникающим при кручении. Из-за того, что при ориентировоч-

ном расчете не учитывается влияние изгибающего момента, наличие ослабляющих факторов шпоночных канавок, колец, переходов и т.д.), то на этом этапе значение допускаемого касательного напряжения к p

принимается заниженным по сравнению с допускаемыми касательными напряжениями к p для конструкционных материалов, приводимыми в

справочниках. Значения к p при ориентировочном расчете для валов из среднеуглеродистых сталей принимаются в пределах от 20 Н / мм2

до 30 Н/мм2 в зависимости от материала вала и вида нагрузки.

Минимально допускаемый диаметр круглого сплошного вала d min без учета наличия шпоночных или шлицевых пазов определяют, основываясь на условии прочности на кручение по формуле (см. раз-

d min 3
	к p

где T – максимальный крутящий момент на валу;

к p – допускаемое касательное напряжение при ориентировоч-

ном расчете.

Для консольных участков входных или выходных валов (рис. 5.1.4)

полученное значение d min следует округлить до ближайшего большего стандартного значения выходного участка вала.

5.4.3. Конструирование вала

5.4.3.1. Определение диаметров на различных участках вала

Исходя из величины d min , назначают диаметры промежуточных несопряженных участков вала, выбирают номинальные диаметры соединений.

Перепад последовательных ступеней диаметров d i , и d i 1 валов, необходимый для свободной транспортировки деталей до мест их посадок с натягом, должен назначаться минимальным – (5-10)%, но абсолютную величину перепада не рекомендуется назначать более 10 мм.

Назначенные диаметры отдельных участков округляют до ближайшего значения из ряда стандартных размеров.

Значение диаметра посадочной шейки подшипника качения округ-

ляют в большую сторону до
значения диаметра внутрен-
него кольца выбранного
подшипника.
Для промежуточных
валов (рис. 5.4.1), мини-
мальным диаметром, оче-
видно, является диаметр по-
садочной шейки подшипни-
ка. Поэтому для таких валов
значение d min , полученное
по формуле (5.4.1), округ-

ляют до ближайшего большего значения внутреннего диаметра подшипника.

5.4.3.2. Определение осевых размеров участков вала

Осевые размеры валов и осей выявляют в процессе эскизной компоновки редуктора в соответствии с рекомендациями к определению положения подшипников и ширины зубчатых венцов, определяемых при расчете передачи. Например, расстояние между опорами червячного колеса принимают равным L 0,50 0,75 d 2 (где d 2 – делительный диаметр червячного колеса), а расстояние между опорами консольной шестерни – L 3 4 B , (где В – ширина подшипников качения).

Длина консольного участка вала должна быть согласована с длиной ступицы полумуфты, шкива или звездочки.

Длины консольных участков d к входного или выходного валов должны быть приняты в зависимости от их диаметров из соответствующего ряда стандартных размеров для цилиндрических или конических концов валов.

5.4.4. Уточненный (поверочный) расчет

5.4.4.1. Расчет валов на прочность и сопротивление усталости

5.4.4.1.1. Об щие положения

Для выполнения расчетов валов и осей по основным критериям работоспособности необходимо в первую очередь установить величину, характер и место приложения действующих на них сил. Поэтому на основании конструктивных размеров вала, полученных в результате ориентировочного проектирования, составляют расчетную схему , упрощенно рассматривая вал, как балку на шарнирных опорах , роль которых выполняют подшипники.

Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы, – шарнирно подвижными опорами (рис. 5.4.2).

Положение опоры определяют с учетом угла контакта подшипника качения. При угле контакта, равном нулю (для радиальных подшипников) положение опоры принимают в середине ширины подшипника

(рис. 5.4.2).

Нагрузки, передаваемые валу со стороны насаженных на него деталей в виде распределенных сил, действующих по ширине деталей, приводят к центру соединения в виде сосредоточенного крутящего момента T , осевой R z радиальных R x , R y сил и моментов M x , M y , действу-

ющих в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (рис. 5.4.3).

Если нагрузки, действующие на вал и приведенные к оси вала, расположены в различных плоскостях, то их следует разложить на составляющие, лежащие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и в каждой из этих плоскостей определить опорные реакции и внутренние силы.

При составлении расчетной схемы вес вала и деталей, расположенных на них, а также силы трения в опорах не учитывают.

Так же при расчетах на прочность вала пренебрегают напряжени-

ями , возникающими от действия растягивающих или сжимающих и перерезывающих сил.

5.4.4.1.2. Определение нагрузок, действующих на вал

Для расчета вала на прочность необходимо определить величину изгибающих и крутящих моментов в различных сечениях вала, найдя при этом наиболее опасные из сечений, используя методики построения

	F y 2
				Fa 1
			Fr 1
	Fy 2
		Fr 1
			Fa 1
	R Az A

		RBy c
x max
		F y 2 (a +b )+R Ay b
	Fy 2 a

y max M

F x 2 (a +b )-R Ax b =R Bx c

Fx 2 a

T 2 ðï T 1 ÷ï

Расчетная схема представляет собой ось вала, изображенную в виде прямой линии длиной, равной длине вала, к которой приложены все силы, действующие на вал (как внешние , так и реактивные ) на тех же расстояниях друг от друга и от торцов оси, что и на валу, и на тех же расстояниях от оси, что и от оси вала. Следует иметь в виду, что поперечные силы (силы, нормальные к оси вала) можно, как скользящие вектора, привести к оси вала.

Методика определения реакций в опорах изложена в курсе по сопротивлению материалов.

При построении эпюр следует обратить внимание на следующее: 1. Уравнения моментов, необходимые при построении эпюры, со-

ставляются относительно рассматриваемого сечения на основании си-

ловых факторов, действующих по одну сторону от данного сечения.

2. При наличии на валу сосредоточенных моментов (например, при действии осевых сил в зацеплении, приложенных на некотором расстоянии от продольной оси вала) появляется мгновенное изменение величину момента на величину сосредоточенного момента, так называемый скачок . Этот скачок может быть как положительным, так и отрицательным, в зависимости от знака сосредоточенного момента.

3. Эпюры изгибающих моментов строятся в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. При определении величины полного изгибающего момента в каком-либо сечении, определяются их составляющие и суммируются по теореме Пифагора.

Следует иметь в виду, что в тех случаях, когда в рассматриваемом сечении эпюра располагается по обе стороны от нулевой линии, то в расчет принимается большая величина момента, отсчитанная от куле-

вой линии (рис. 5.4.4, 5.4.5).

4. Для опасного сечения (рис. 5.4.5) расчетное значение изгибающего момента равно (при использовании третьей теории прочности):

M x 2 max M y 2 max .

	x max

Значение М , определенное по формуле (5.2.2), принимается положительным.

5. Для того чтобы значения M x и M y было удобно суммировать,

5.4.4.1.3. Проверочный расчет вала по статической прочности

Расчет вала на статическую прочность сводится к определению

напряжений и к определению коэффициента безопасности и сравне-

нию полученных значений с допускаемыми.

Эквивалентные напряжения в наиболее опасном сечении вала, появляющиеся при совместном действии изгиба и кручения, наиболее часто определяют по третьей теории прочности.

При совместном действии изгиба и кручения на вал круглого сплошного поперечного сечения, условие прочности по третьей теории прочности (см. разделы 2.7.2.3 и 2.7.3.2) принимает вид:

		и 2 T 2
экв

Значение осевого момента инерции W для круглого сплошного сечения, входящего в формулу, равно.

Применяемые материалы.

Валы и оси вращаются в опорах, в качестве которых служат подшипники качения и скольжения. Опорные части валов и осей называют цапфами , при этом концевые цапфы для подшипников скольжения называют шипами , а промежуточные – шейками (рис. 27 а). Концевые опорные поверхности валов и осей, предназначенных для восприятия осевых нагрузок, называют пятами , а подшипники скольжения, в которых они размещаются, - подпятниками (рис. 27 б).

Конструктивная форма вала или оси во многом определяется видом их соединения с насаженными на них деталями. Виды этих соединений весьма разнообразны и выбираются в соответствии с величиной и родом передаваемых нагрузок, а также требуемой точностью центрирования насаженных деталей. Чаще всего детали закрепляются на валу или оси шпонками или шлицами, либо посадкой с гарантированным натягом.

Для осевого фиксирования деталей (зубчатых колёс, подшипников и др.) на валах выполняют упорные буртики или заплечики (рис. 28). Переходные участки валов между соседними ступенями разных диаметров выполняют радиусной галтелью (рис. 28 а) или в форме канавки (рис. 28 б).

Для изготовления валов и осей используют углеродистые стали марок 20, 30, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х 40ХН и др.

Выбор материала, термической и химико-термической обработки определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации.

Общие сведения об опорах валов и осей

Опорами называют устройства, обеспечивающие вращение подвижных частей механизма и непосредственное восприятие давления со стороны вала или оси. В зависимости от вида трения опоры (подшипники) бывают с трением скольжения и трением качения .

Опоры с трением скольжения имеют следующие преимущества :

– они могут работать при высоких скоростях и нагрузках в агрессивных средах;

– они малочувствительны к ударным и вибрационным нагрузкам;

– их можно устанавливать в местах, недоступных для установки подшипников качения, например на шейках коленчатых валов.

К основным недостаткам опор с трением скольженияотносятся:

– более высокие потери на трение при обычных условиях;

– усложнённые системы смазки тяжело нагруженных, быстроходных подшипников;

– необходимость постоянного контроля смазки (исключение представляют приборные подшипники из фторопласта и капрона, а также металлокерамические подшипники);

– необходимость применения дефицитных материалов и высокой твёрдости поверхности цапф;

– большие осевые габариты;

К достоинствам опор с трением качения относятся:

– малые потери на трение и моменты сопротивления при трогании с места;

– относительная простота сборки и ремонта механизмов;

– малые габариты в осевом направлении.

Недостатками этих опор являются:

– повышенная чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам,

– повышенные радиальные габариты.

Надёжность работы подшипников в значительной мере определяет работоспособность и долговечность машин.

Подшипники скольжения

Общие сведения

Подшипник скольжения (рис. 29 ) – это пара вращения, состоящая из опорного участка вала (цапфы ) 1 и самого подшипника 2 , в котором скользит цапфа.

Благодаря указанным выше достоинствам, а также по конструктивным и экономическим соображениям опоры скольжения находят широкое применение в паровых и газовых турбинах, двигателях внутреннего сгорания, центробежных насосах, центрифугах, металлообрабатывающих станках, швейном оборудовании. Они отличаются большим разнообразием конструктивных форм составных частей.

По виду трения скольжения различают подшипники: сухого трения , работающие на твёрдых смазочных материалах или без смазочного материала; граничного трения , при котором слой смазки, разделяющий подшипник и цапфу вала, составляет не более 0,1 мкм; жидкостного трения и с газовой смазкой .

По виду воспринимаемой нагрузки подшипники подразделяют на: радиальные , воспринимающие радиальную нагрузку (рис. 30 а); радиально-упорные , если подшипник может кроме радиальной нагрузки воспринимать частично и осевую (рис. 30 б, в); упорные , воспринимающие осевую нагрузку (рис. 30 г).

Форма рабочей поверхности подшипников и цапф может быть цилиндрической (рис. 30 а), конической (рис. 30 б), шаровой (рис. 30 в) и плоской (рис. 30 г). Конические и шаровые подшипники применяются редко. Условия работы подшипников скольжения определяются основными параметрами режима работы: удельной нагрузкой р и угловой скоростью ω.

3.4.2. Конструкции подшипников скольжения

Подшипники скольжения состоят из двух основных частей: корпуса и подшипниковой втулки (вкладыша), контактирующей с цапфой вала. Применение вкладышей позволяет изготовлять детали корпусов из дешёвых материалов и облегчает ремонт. В малогабаритных и неответственных подшипниках вкладыши иногда отсутствуют, их назначение в этом случае выполняет корпус.

Конструкции деталей корпусов и вкладышей разнообразны и зависят от конструкции механизмов и машин в целом, условий монтажа и эксплуатации.

Конструкции опор с подшипниками скольжения можно условно разделить на подшипники с неразъёмным корпусом и разъёмным .

Подшипники с неразъёмным корпусом сравнительно просты и дешёвы, но сложны при монтаже (требуется осевой сдвиг вала, не допускается регулировка зазора). Это ограничивает их использования малоответственными тихоходными конструкциями.

Разъёмные стандартные подшипники широко применяются в различных конструкциях.

Разъёмный подшипник (рис. 31) состоит из корпуса 1 , крышки 2 , вкладыша 3 , крепёжных болтов с гайками 4 и маслёнки 5 . Разъём вкладыша делают по его диаметру, а разъём корпуса – ступенчатым. Уступ в ступенчатом разъёме препятствует поперечному сдвигу крышки относительно корпуса подшипника.

Разъём вкладыша обычно выполняют в плоскости, перпендикулярной радиальной нагрузке. Смазку осуществляют различными смазочными материалами с помощью колпачковых маслёнок или жидкими маслами с помощью капельных маслёнок, например в швейных машинах.

Подшипниковые втулки (вкладыши) выполняют в стандартном и оригинальном исполнении цилиндрическими без бурта (буртов) для радиальной нагрузки (рис. 32 а) и с буртом (буртами) для восприятия одно- или двусторонней осевой и радиальной сил (рис. 32 б, в, г) . Их изготавливают неразъёмными (рис. 32) и разъёмными (рис. 33).

Для распределения смазки по длине вкладыша на его внутренней поверхности делают канавки или выемки (карманы) (рис. 33). Их располагают в месте подвода смазки. Расположение и форма канавок и каналов, подводящих смазочный материал, зависят от конструкции опоры и особенностей эксплуатации. От осевого перемещения вкладыши фиксируют с помощью винтов или штифтов (рис. 34).

Вкладыши изготовляют из материалов с высокими антифрикционными свойствами, обладающими хорошей теплопроводностью, прирабатываемостью и смачиваемостью смазочными материалами, твёрдостью.

Наиболее распространёнными материалами вкладышей являются баббиты Б16 и Б83 , бронзы БрО10Ф1 , БрА9Ж3Л и др., латунь ЛМцОС58-2-2-2 , антифрикционные чугуны АСЧ1, АСЧ-2, АСЧ-3 и др.

Вкладыши малонагруженных и низкооборотных механизмов изготовляют из металлокерамики, пластмасс. Втулки и вкладыши подшипников скольжения, изготовленные из неметаллических материалов (текстолит, резина, капрон и др.), стоят дешевле металлических. Они обладают хорошими антикоррозионными свойствами, могут работать без смазки или с водяной смазкой, имеют повышенную нагрузочную способность и сопротивляемость удару, износостойки и не склонны к заеданию.

Практика эксплуатации подшипников скольжения показала, что их работа в условиях сухого и граничного трения сопровождается изнашиванием. Отказы таких подшипников происходят из-за заедания (диффузионной сварки), пластического деформирования, абразивного изнашивания, особенно опасного при засорении смазочного материала, а также усталостного разрушения и отслаивания фрикционного слоя при вибрационных и ударных нагрузках. Эти повреждения зависят от удельной нагрузки, скорости, вязкости материала и других параметров режима работы, используемых в качестве критериев работоспособности.

Подшипники жидкостного трения работают без изнашивания, если не нарушается режим смазки. В связи с этим для них основным критерием работоспособности является номинальная толщина слоя смазочного материала, исключающая контакт микронеровностей цапфы и подшипника (вкладыша).

Валы и вращающиеся оси монтируют на опорах, которые определяют положение вала или оси, обеспечивают вращение, воспринимают нагрузки и передают их основанию машины. Основной частью опор являются подшипники, которые могут воспринимать радиальные, радиально-осевые и осевые нагрузки; в последнем случае опора называется подпятником, а подшипник носит название упорного.

По принципу работы различают подшипники скольжения, в которых цапфа вала скользит по опорной поверхности, и подшипники качения, в которых между поверхностью вращающейся детали и опорной поверхностью расположены тела качения.

От качества подшипников в значительной степени зависит работоспособность, долговечность и КПД машин.

Подшипники, работающие по принципу трения скольжения, называются подшипниками скольжения .

Простейшим подшипником скольжения является отверстие, расточенное непосредственно в корпусе машины, в которое обычно вставляют втулку (вкладыш) из антифрикционного материала.

Достоинства подшипников скольжения: малые габариты в радиальном направлении, хорошая восприимчивость ударных и вибрационных нагрузок, возможность применения при очень высоких частотах вращения вала и в прецизионных машинах, большая долговечность в условиях жидкостного трения, возможность использования при работе в воде или агрессивной среде.

Недостатки подшипников скольжения: большие габариты в осевом направлении, значительный расход смазочного материала и необходимость систематического наблюдения за процессом смазывания, необходимость применения дорогостоящих и дефицитных антифрикционных материалов для вкладышей. Вышеперечисленные достоинства и недостатки определяют применение подшипников скольжения, например в молотах, поршневых машинах, турбинах, центрифугах, координатно-расточных станках, для валов очень больших диаметров, а также для валов тихоходных машин. КПД подшипников скольжения h=0,95...0,99.

Существует очень много конструкций подшипников скольжения, которые подразделяются на два вида: неразъемные и разъемные. Неразъемный подшипник (рис. 38) состоит из корпуса и втулки, которая может быть неподвижно закреплена в корпусе подшипника или свободно заложена в него («плавающая втулка»). Неразъемные подшипники используют главным образом в тихоходных машинах, приборах и т. д. Их основное преимущество – простота конструкции и низкая стоимость.

Разъемный подшипник (рис. 39) состоит из основания и крышки корпуса, разъемного вкладыша, смазочного устройства и болтового или шпилечного соединения основания с крышкой. Износ вкладышей в процессе работы компенсируется поджатием крышки к основанию. Разъемные подшипники значительно облегчают сборку и незаменимы для конструкций с коленчатыми валами. Разъемные подшипники широко применяются в общем и особенно тяжелом машиностроении.

равномерное распределение нагрузки по длине вкладыша. Такие подшипники применяются при большой длине цапф.

Сегментные подшипники с качающимися вкладышами (рис. 41) хорошо центрируют вал и обеспечивают стабильную работу подшипниковых узлов, поэтому их применяют для быстроходных валов, особенно при опасности возникновения вибраций.

Упорный подшипник скольжения (подпятник) (рис. 42) в основном предназначен для восприятия осевых нагрузок.

Корпуса подшипников обычно изготовляются из чугуна. Вкладыши изготовляют из подшипниковых материалов, которые

пластики и др.), комбинированные (пористые металлы, пропитанные пластмассой; пластмассы с наполнителем из металла или графита; слоистые материалы типа металл–пластмасса).

Втулки подшипников скольжения (металлические, биметаллические и из спекаемых материалов) стандартизованы.

Подшипники, работающие по принципу трения качения, называются подшипниками качения . В настоящее время такие подшипники имеют наибольшее распространение. Подшипники качения изготовляют в большом диапазоне стандартных типоразмеров с наружным диаметром от 2 ммдо 2,8 м и массой от долей грамма до нескольких тонн.

направлении, невысокая стоимость (массовое производство) и высокая степень взаимозаменяемости.

К недостаткам подшипников качения относятся: чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам, большие габариты в радиальном направлении, малая надежность в высокоскоростных приводах.

Кольца и тела качения обычно изготовляют из подшипниковых сталей с высоким содержанием хрома, например ШХ15, ШХ20СГ, 18ХГТ и др. Сепараторы штампуют из качественной углеродистой конструкционной стали. Массивные сепараторы для высокоско- ростных подшипников изготовляют из медных и алюминиевых сплавов, текстолита, магниевого чугуна и др.

Кольца и тела качения подшипников закаливаются до твердости 60...65 HRC э.

Классификация подшипников качения может осуществляться по многим признакам, а именно:

по форме тел качения (шариковые, цилиндрические и конические роликовые, игольчатые);

по числу рядов тел качения (однорядные, двухрядные и многорядные);

по направлению воспринимаемой нагрузки (радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные, упорные, комбинированные);

по возможности самоустановки (самоустанавливающиеся, несамоустанавливающиеся);

по габаритным размерам (серии диаметров и ширин);

по конструктивным особенностям .

ГОСТ устанавливает для подшипников качения следующие классы точности (в порядке повышения точности): 0; 6; 5; 4 и 2. Нормальный класс точности обозначается цифрой 0, сверхвысокий класс точности обозначается 2. В общем машиностроении обычно применяют подшипники класса точности 0.

Система условных обозначений шариковых и роликовых подшипников качения устанавливается ГОСТом. Нули, стоящие в обозначении левее значащих цифр, не показывают.

Основное условное обозначение подшипников качения ведется цифрами по следующей схеме:

(7)	(6–5)	(4)	(3)	(2–1)
Серия ширин	Конструктивная разновидность	Тип подшипника	Серия диаметров	Внутренний диаметр

Порядок отсчета цифр в условном обозначении подшипника ведется справа налево. Первые две цифры справа обозначают внутренний диаметр подшипников диаметром от 20 до 495 мм, причем обозначение получается путем деления значения диаметра на 5. Подшипники с внутренним диаметром 10мм обозначаются 00; 12 мм – 01; 15 мм – 02; 17 мм – 03.

КПД одной пары подшипников качения h=0,99...0,995.

Наиболее дешевыми и распространенными в машиностроении являются шариковые радиальные однорядные подшипники (рис. 43), способные воспринимать также осевую нагрузку в обоих направлениях, если она не превышает одной трети радиальной нагрузки. Эти подшипники допускают угловое смещение внутреннего кольца относительно наружного до 10".

Цилиндрический роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами (рис. 44, а ) допускает только радиальную нагрузку. Нагрузочная способность таких подшипников по сравнению с однорядными шариковыми больше примерно в 1,5 раза, а долговечность в 3,5 раза. Подшипник допускает осевое смещение колец, но не допускает их угловое смещение.

Конический роликовый подшипник (рис. 44, б ) с коническими роликами воспринимает радиальную и осевую нагрузку (радиально-упорный подшипник), обладает большой нагрузочной способностью, не допускает угловое смещение колец. Если угол контакта a>45°, то подшипник называется упорно-радиальным.

Радиально-упорный шариковый подшипник (рис. 44, в ) обладает по сравнению с коническими роликоподшипниками несколько меньшей нагрузочной способностью. Стандартные радиально-упорные шарикоподшипники выпускаются с углами контакта a=12, 26 и 36°.

Сферический шариковый подшипник (рис. 44, г ) имеет сферическую дорожку качения на наружном кольце, благодаря чему допускает значительное (до 2–3°) угловое смещение колец. Эти подшипники предназначены в основном для радиальной, но воспринимают и небольшую осевую нагрузку.

а	б	в	г

Следует заметить, что применение более дешевых шариковых подшипников не гарантирует экономичность конструкции, так как более дорогие роликовые подшипники дают возможность уменьшить размеры и массу подшипниковых узлов и значительно увеличить их долговечность.

Кроме шариковых, существуют сферические роликовые подшипники с бочкообразными роликами.

Для обеспечения возможности самоустанавливаться при монтаже, компенсируя при этом несоосность посадочных мест, радиальные шариковые и роликовые подшипники могут быть изготовлены со сферической посадочной поверхностью наружного кольца.

На рис. 45 изображен упорный шариковый подшипник, предназначенный для восприятия односторонней осевой нагрузки. Кольцо с внутренним диаметром d, монтируемое на вал и имеющее зазор с корпусом, называется тугим, кольцо с внутренним диаметром d 1 , предназначенное для посадки в корпус и имеющее зазор с валом, называется свободным. Упорный подшипник может быть самоустанавливающимся за счет сферической поверхности базового торца. Упорные подшипники могут быть роликовыми. Для восприятия осевой нагрузки в обоих направлениях существуют двойные упорные подшипники качения.

Рис. 45

Рис. 46

Кроме перечисленных, существуют подшипники: игольчатые с витыми роликами, радиально-упорные шариковые с разъемным (внутренним или наружным) кольцом, с контактным уплотнением, с защитными шайбами и другие конструктивные разновидности.

На рис. 46 показан подпятник качения, смонтированный из радиального и упорного шарикоподшипников качения. Для компенсации возможных перекосов вала под свободное кольцо упорного подшипника положена прокладка из мягкого металла или линолеума.

§ 20. СМАЗОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ В МАШИНОСТРОЕНИИ (ДО ХУЯ МАСЛА)

Для уменьшения потерь энергии на преодоление трения, обеспечения износостойкости, отвода теплоты из зоны контакта, уменьшения шума при работе, удаления продуктов изнашивания и предохранения от коррозии применяют смазывание трущихся поверхностей.

В зависимости от агрегатного состояния смазочные материалы бывают твердые (графит, слюда, дисульфид молибдена), пластичные (смазки литол, солидол, консталин, ЦИАТИМ, ВНИИНП), жидкие (вода, органические и минеральные масла) и газообразные (воздух, газы).

Твердые смазочные материалы применяются в следующих случаях:

– в условиях, когда жидкие и пластичные смазки неработоспособны (низкие или высокие температуры, глубокий вакуум, агрессивные среды) или недопустимы по технологическому процессу (электронные приборы и машины и др.);

– в условиях редких перемещений при предотвращении контактной коррозии (соединения с натягом, посадочные поверхности передвижных шкивов и др.);

– в условиях одноразового действия или очень малого общего срока службы.

Наиболее распространены жидкие и пластичные смазочные материалы. Нередко к смазочному материалу для придания ему новых свойств добавляют другие вещества, называемые присадками, например, противозадирные, противоизносные, антикоррозионные и другие присадки.

Пластичные смазочные материалы применяются в следующих случаях:

– в открытых узлах трения;

– в узлах с малой работой трения, допускающих длительную работу или выработку всего ресурса без смазки;

– в трудно герметизируемых узлах трения;

– в узлах трения, требущих надежной герметизации;

– в труднодоступных узлах трения, требующих длительной работы без замены смазки;

– в механизмах, работающих в широком диапазоне температур или режимов эксплуатации;

– при длительной консервации деталей;

– в подшипниках качения.

Жидкие смазочные материалы применяются в следующих случаях:

– зубчатые и червячные передачи, а также цилиндров и деталей паровых машин смазываются индустриальными и трансмиссионными маслами;

– двигатели автомобилей и самолетов смазываются моторными маслами;

– синтетические масла предназначены для работы в условиях высоких и низких температур;

– подшипники насосов, турбин, гребных винтов смазываются водой;

– для смазывания подшипников скольжения быстроходных валов применяют менее вязкие сорта масел;

– для подшипников тихоходных валов и при ударных нагрузках применяют более вязкие сорта масел или пластичные смазочные материалы;

– для смазывания подшипников качения.

Газообразные смазочные материалы применяются в следующих случаях:

– аэродинамические опоры в гироскопах, центрифугах, газовых турбинах, подшипниках машин для сжижения газов;

– аэростатические опоры в испытательных устройствах, приборах, прецизионных машинах при невысоких скоростях;

– в бесконтактных электромагнитных опорах при особо высоких скоростях вращения.

Роликовые подшипники более требовательны к качеству смазки, чем шарикоподшипники.

Валы и вращающиеся оси монтируют на опорах, которые определяют положение вала или оси, обеспечивают вращение, воспринимают нагрузки и передают их основанию машины. Основной частью опор являются подшипники, которые могут воспринимать радиальные, радиально-осевые и осевые нагрузки; в последнем случае опора называется подпятником, а подшипник носит название упорного.

По принципу работы различают подшипники скольжения, в которых цапфа вала скользит по опорной поверхности, и подшипники качения, в которых между поверхностью вращающейся детали и опорной поверхностью расположены тела качения.

От качества подшипников в значительной степени зависит работоспособность, долговечность и КПД машин.

Подшипники, работающие по принципу трения скольжения, называются подшипниками скольжения .

Простейшим подшипником скольжения является отверстие, расточенное непосредственно в корпусе машины, в которое обычно вставляют втулку (вкладыш) из антифрикционного материала.

Достоинства подшипников скольжения˸ малые габариты в радиальном направлении, хорошая восприимчивость ударных и вибрационных нагрузок, возможность применения при очень высоких частотах вращения вала и в прецизионных машинах, большая долговечность в условиях жидкостного трения, возможность использования при работе в воде или агрессивной среде.

Недостатки подшипников скольжения˸ большие габариты в осевом направлении, значительный расход смазочного материала и необходимость систематического наблюдения за процессом смазывания, необходимость применения дорогостоящих и дефицитных антифрикционных материалов для вкладышей. Вышеперечисленные достоинства и недостатки определяют применение подшипников скольжения, например в молотах, поршневых машинах, турбинах, центрифугах, координатно-расточных станках, для валов очень больших диаметров, а также для валов тихоходных машин. КПД подшипников скольжения h=0,95...0,99.

Существует очень много конструкций подшипников скольжения, которые подразделяются на два вида˸ неразъемные и разъемные. Неразъемный подшипник (рис. 38) состоит из корпуса и втулки, которая должна быть неподвижно закреплена в корпусе подшипника или свободно заложена в него (ʼʼплавающая втулкаʼʼ). Неразъемные подшипники используют главным образом в тихоходных машинах, приборах и т. д. Их основное преимущество – простота конструкции и низкая стоимость.

Разъемный подшипник (рис. 39) состоит из основания и крышки корпуса, разъемного вкладыша, смазочного устройства и болтового или шпилечного соединения основания с крышкой. Износ вкладышей в процессе работы компенсируется поджатием крышки к основанию. Разъемные подшипники значительно облегчают сборку и незаменимы для конструкций с коленчатыми валами. Разъемные подшипники широко применяются в общем и особенно тяжелом машиностроении.

ВАЛЫ И ОСИ

Колёса передач установлены на специальных продолговатых деталях круглого сечения. Среди таких деталей различают оси и валы .

Ось – деталь, служащая для удержания колёс и центрирования их вращения. Вал – ось, передающая вращающий момент.

Не следует путать понятия "ось колеса", это деталь и "ось вращения", это геометрическая линия центров вращения.

Формы валов и осей весьма многообразны от простейших цилиндров до сложных коленчатых конструкций. Известны конструкции гибких валов, которые предложил шведский инженер Карл де Лаваль ещё в 1889 г.

Форма вала определяется распределением изгибающих и крутящих моментов по его длине. Правильно спроектированный вал представляет собой балку равного сопротивления.

Валы и оси вращаются, а следовательно, испытывают знакопеременные нагрузки, напряжения и деформации. Поэтому поломки валов и осей имеют усталостный характер.

Причины поломок валов и осей прослеживаются на всех этапах их "жизни".

1. На стадии проектирования – неверный выбор формы, неверная оценка концентраторов напряжений.

2. На стадии изготовления – надрезы, забоины, вмятины от небрежного обращения.

3. На стадии эксплуатации – неверная регулировка подшипниковых узлов.

Для работоспособности вала или оси необходимо обеспечить:

è объёмную прочность (способность сопротивляться M изг и М крут );

è поверхностную прочность (особенно в местах соединения с другими деталями);

è жёсткость на изгиб;

è крутильную жёсткость (особенно для длинных валов).

Все валы в обязательном порядке рассчитывают на объёмную прочность .

Схемы нагружения валов и осей зависят от количества и места установки на них вращающихся деталей и направления действия сил. При сложном нагружении выбирают две ортогональные плоскости (например, фронтальную и горизонтальную) и рассматривают схему в каждой плоскости. Рассчитываются, конечно, не реальные конструкции, а упрощённые расчётные модели, представляющие собой балки на шарнирных опорах, балки с заделкой и даже статически неопределимые задачи .

При составлении расчётной схемы валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах. При выборе типа опоры полагают, что деформации валов малы и, если подшипник допускает хотя бы небольшой наклон или перемещение цапфы, его считают шарнирно-неподвижной или шарнирно-подвижной опорой. Подшипники скольжения или качения, воспринимающие одновременно радиальные и осевые усилия, рассматривают как шарнирно-неподвижные опоры, а подшипники, воспринимающие только радиальные усилия, - как шарнирно-подвижные.

Такие задачи хорошо известны студентам из курсов теоретической механики (статики) и сопротивления материалов.

Расчёт вала на объёмную прочность выполняют в три этапа.

I. Предварительный расчёт валов

Выполняется на стадии проработки Технического Задания, когда известны только вращающие моменты на всех валах машины. При этом считается, что вал испытывает только касательные напряжения кручения

t кр = М вр / W p £ [ t ] кр ,

где W p - полярный момент сопротивления сечения.

Для круглого сечения: W p = pd 3 /16 , [ t ] кр = 15 ¸ 20 Н/мм 2 .

Условие прочности по напряжениям кручения удобно решать относительно диаметра вала

Это – минимальный диаметр вала. На всех других участках вала он может быть только больше. Вычисленный минимальный диаметр вала округляется до ближайшего большего из нормального ряда. Этот диаметр является исходным для дальнейшего проектирования.

II. Уточнённый расчёт валов

На данном этапе учитывает не только вращающий, но и изгибающие моменты. Выполняется на этапе эскизной компоновки, когда предварительно выбраны подшипники, известна длина всех участков вала, известно положение всех колёс на валу, рассчитаны силы, действующие на вал.

Чертятся расчётные схемы вала в двух плоскостях. По известным силам в зубчатых передачах и расстояниям до опор строятся эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и фронтальной плоскостях. Затем вычисляется суммарный изгибающий момент

где α =0,75 или 1 в зависимости от принятой энергетической теории прочности , принимаемый большинством авторов равным 1 .

Вычисляется эквивалентное напряжение от совместного действия изгиба и кручения s экв = М экв / W p .

Уравнение также решается относительно минимального диаметра вала

Или то же самое для сравнения с допускаемыми нормальными напряжениями:

Полученный в уточнённом расчёте минимальный диаметр вала принимается окончательно для дальнейшего проектирования.

III. Расчёт вала на выносливость

Выполняется как проверочный на стадии рабочего проектирования, когда практически готов рабочий чертёж вала, т.е. известна его точная форма, размеры и все концентраторы напряжений: шпоночные пазы, кольцевые канавки, сквозные и глухие отверстия, посадки с натягом, галтели (плавные, скруглённые переходы диаметров).

При расчёте полагается, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения – по отнулевому пульсирующему циклу.

Проверочный расчёт вала на выносливость по существу сводится к определению фактического коэффициента запаса прочности n , который сравнивается с допускаемым

Здесь n s и n t - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

где s -1 и τ -1 – пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным циклом; k σ и k τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, учитывающие галтели, шпоночные канавки, прессовые посадки и резьбу; ε α и ε τ – масштабные коэффициенты диаметра вала; s a и τ a – амплитудные значения напряжений; s m и τ m – средние напряжения цикла (s m = 0 , τ m =τ a ); ψ σ и ψ τ – коэффициенты влияния среднего напряжения цикла на усталостную прочность зависят от типа стали.

Вычисление коэффициентов запаса прочности по напряжениям подробно излагалось в курсе "Сопротивление материалов", в разделе "Циклическое напряжённое состояние".

Если коэффициент запаса оказывается меньше требуемого, то сопротивление усталости можно существенно повысить, применив поверхностное упрочнение: азотирование, поверхностную закалку токами высокой частоты, дробеструйный наклёп, обкатку роликами и т.д. При этом можно получить увеличение предела выносливости до 50% и более.

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

s Чем различаются валы и оси?

s Какой динамический характер имеют напряжения изгиба в валах и осях?

s Каковы причины поломок валов и осей?

s В каком порядке выполняются этапы прочностного расчёта валов?

s Какой диаметр определяется в проектировочном расчёте валов?

ОПОРЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ – ПОДШИПНИКИ

Валы и оси поддерживаются специальными деталями, которые являются опорами. Название "подшипник" происходит от слова "шип" (англ. shaft, нем. zappen, голл. shiffen – вал ). Так раньше называли хвостовики и шейки вала, где, собственно говоря, подшипники и устанавливаются.

Назначение подшипника состоит в том, что он должен обеспечить надёжное и точное соединение вращающейся (вал, ось) детали и неподвижного корпуса. Следовательно, главная особенность работы подшипника – трение сопряжённых деталей.

По характеру трения подшипники разделяют на две большие группы:

è подшипники скольжения (трение скольжения);

è подшипники качения (трение качения).

ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ

Основным элементом таких подшипников является вкладыш из антифрикционного материала или, по крайней мере, c антифрикционным покрытием. Вкладыш устанавливают (вкладывают) между валом и корпусом подшипника .

Трение скольжения безусловно больше трения качения, тем не менее, достоинства подшипников скольжения заключаются в многообразных областях использования:

В разъёмных конструкциях (см. рисунок);

При больших скоростях вращения (газодинамические подшипники в турбореактивных двигателях при n > 10 000 об/мин );

При необходимости точного центрирования осей;

В машинах очень больших и очень малых габаритов;

В воде и других агрессивных средах.

Недостатки таких подшипников – трение и потребность в дорогих антифрикционных материалах.

Кроме того, подшипники скольжения применяют во вспомогательных, тихоходных, малоответственных механизмах.

Характерные дефекты и поломки подшипников скольжения вызваны трением :

r температурные дефекты (заедание и выплавление вкладыша);

r абразивный износ;

r усталостные разрушения вследствие пульсации нагрузок.

При всём многообразии и сложности конструктивных вариантов подшипниковых узлов скольжения принцип их устройства состоит в том, что между корпусом и валом устанавливается тонкостенная втулка из антифрикционного материала, как правило, бронзы или бронзовых сплавов, а для малонагруженных механизмов из пластмасс. Имеется успешный опыт эксплуатации в тепловозных дизелях М753 и М756 тонкостенных биметаллических вкладышей толщиной не более 4 мм, выполненных из стальной полосы и алюминиево-оловянного сплава АО 20-1.

Большинство радиальных подшипников имеет цилиндрический вкладыш, который, однако, может воспринимать и осевые нагрузки за счёт галтелей на валу и закругления кромок вкладыша. Подшипники с коническим вкладышем применяются редко, их используют при небольших нагрузках, когда необходимо систематически устранять ("отслеживать") зазор от износа подшипника для сохранения точности механизма.

Для правильной работы подшипников без износа поверхности цапфы и втулки должны быть разделены слоем смазки достаточной толщины. В зависимости от режима работы подшипника в нём может быть:

è жидкостное трение , когда рабочие поверхности вала и вкладыша разделены слоем масла, толщина которого больше суммы высот шероховатости поверхностей; при этом масло воспринимает внешнюю нагрузку, изолируя вал от вкладыша, предотвращая их износ. Сопротивление движению очень мало;

è полужидкостное трение , когда неровности вала и вкладыша могут касаться друг друга и в этих местах происходит их схватывание и отрыв частиц вкладыша. Такое трение приводит к абразивному износу даже без попадания пыли извне.

Обеспечение режима жидкостного трения является основным критерием расчёта большинства подшипников скольжения. При этом одновременно обеспечивается работоспособность по критериям износа и заедания.

Критерием прочности, а следовательно, и работоспособности подшипника скольжения являются контактные напряжения в зоне трения или, что, в принципе, то же самое – контактное давление. Расчётное контактное давление сравнивают с допускаемым p = N / (l d ) £ [ p ] . Здесь N – сила нормального давления вала на втулку (реакция опоры), l - рабочая длина втулки подшипника, d – диаметр цапфы вала.

Иногда удобнее сравнивать расчётное и допускаемое произведение давления на скорость скольжения. Скорость скольжения легко рассчитать, зная диаметр и частоту вращения вала.

Произведение давления на скорость скольжения характеризует тепловыделение и износ подшипника. Наиболее опасным является момент пуска механизма, т.к. в покое вал опускается ("ложится") на вкладыш и при начале движения неизбежно сухое трение.

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

Принцип их конструкции заключается в наличии между валом и корпусом группы одинаковых круглых тел, называемых телами качения .

Это могут быть или шарики, или ролики (короткие толстые либо длинные иглообразные), или конические ролики, или бочкообразные, или даже спиралевидные пружины. Обычно подшипник выполняется как самостоятельная сборочная единица, состоящая из наружного и внутреннего колец, между которыми и помещены тела качения.

Тела качения во избежание ненужного контакта друг с другом и равномерного распределения по окружности заключены в специальную кольцеобразную обойму – сепаратор (лат. Separatum – разделять ).

В некоторых конструкциях, где приходится бороться за уменьшение радиальных габаритов, применяются т.н. "бескольцевые" подшипники, когда тела качения установлены непосредственно между валом и корпусом. Однако нетрудно догадаться, что такие конструкции требуют сложной, индивидуальной, а, следовательно, и дорогой сборки-разборки.

Достоинства подшипников качения:

Низкое трение, низкий нагрев;

Экономия смазки;

Высокий уровень стандартизации;

Экономия дорогих антифрикционных материалов.

Недостатки подшипников качения:

` высокие габариты (особенно радиальные) и вес;

` высокие требования к оптимизации выбора типоразмера;

` слабая виброзащита, более того, подшипники сами являются генераторами вибрации за счёт даже очень малой неизбежной разноразмерности тел качения.

Подшипники качения классифицируются по следующим основным признакам:

è форма тел качения;

è габариты (осевые и радиальные);

è точность выполнения размеров;

è направление воспринимаемых сил.

По форме тел качения подшипники делятся на:

è

Шариковые (быстроходны, способны к самоустановке за счёт возможности некоторого отклонения оси вращения);

è Роликовые – конические, цилиндрические, игольчатые (более грузоподъёмны, но из-за точно фиксированного положения оси вращения не способны самоустанавливаться, кроме бочкообразных роликов).

По радиальным габаритам подшипники сгруппированы в семь серий:

По осевым габаритам подшипники сгруппированы в четыре серии:

По классам точности подшипники различают следующим образом:

è "0" – нормального класса;

è "6" – повышенной точности;

è "5" – высокой точности;

è "4" – особовысокой точности;

è "2" – сверхвысокой точности.

При выборе класса точности подшипника необходимо помнить о том, что "чем точнее, тем дороже".

По воспринимаемым силам все подшипники делятся на четыре группы. Вычислив радиальную F r и осевую F a реакции опор вала, конструктор может выбрать:

è Радиальные подшипники (если F r << F a ), воспринимающие только радиальную нагрузку и незначительную осевую. Это цилиндрические роликовые (если F a = 0 ) и радиальные шариковые подшипники.

è Радиально-упорные подшипники (если F r > F a ), воспринимающие большую радиальную и меньшую осевую нагрузки. Это радиально-упорные шариковые и конические роликовые с малым углом конуса.

è Упорно-радиальные подшипники (если F r < F a ), воспринимающие большую осевую и меньшую радиальную нагрузки. Это конические роликовые подшипники с большим углом конуса.

è Упорные подшипники , "подпятники" (если F r << F a ), воспринимающие только осевую нагрузку. Это упорные шариковые и упорные роликовые подшипники. Они не могут центрировать вал и применяются только в сочетании с радиальными подшипниками.

Материалы подшипников качения назначаются с учётом высоких требований к твёрдости и износостойкости колец и тел качения.

Здесь используются шарикоподшипниковые высокоуглеродистые хромистые стали ШХ15 и ШХ15СГ, а также цементируемые легированные стали 18ХГТ и 20Х2Н4А.

Твёрдость колец и роликов обычно HRC 60 ¸ 65 , а у шариков немного больше – HRC 62 ¸ 66 , поскольку площадка контактного давления у шарика меньше. Сепараторы изготавливают из мягких углеродистых сталей либо из антифрикционных бронз для высокоскоростных подшипников. Широко внедряются сепараторы из дюралюминия, металлокерамики, текстолита, пластмасс.