Подшипники качения

В настоящее время подшипники качения из опор вращательного движения составляют половину. По оценкам зарубежных специалистов к 2005 году, в связи с экономией энергии и материальных ресурсов, ожидается рост относительной доли подшипников качения до 75 % и, соответственно, доля подшипников скольжения составит 25 % /3/.

ВНИМАНИЕ! Работа на этой странице представлена для Вашего ознакомления в текстовом (сокращенном) виде. Для того, чтобы получить полностью оформленную работу в формате Word, со всеми сносками, таблицами, рисунками (вместо pic), графиками, приложениями, списком литературы и т.д., необходимо скачать работу.

ОГЛАВЛЕНИЕ

ПРИНЯТЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И РАЗМЕРНОСТИ ВЕЛИЧИН 3
ВВЕДЕНИЕ 4
1.ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ И ИХ
ХАРАКТЕРИСТИКИ 4
1.1. Классификация подшипников качения 4
1.2. Условные обозначения подшипников качения 6
1.3. Изображения стандартных подшипников качения 7
1.4. Схематическое и упрощённое изображения подшипников 8
1.5. Характеристики основных типов подшипников и рекомендации по их выбору 10
2. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ 13
2.1. Основные схемы установки подшипников 13
2.2. Осевое регулирование радиально-упорных подшипников 15
2.3. Крепление колец подшипника на валу и в корпусе 16
2.4. Посадки подшипников качения 18
3.РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ…………… …………………….20
3.1. Определение радиальных сил, действующих на подшипники 20
3.2. Определение осевых сил, действующих на подшипники 22
3.3. Эквивалентная и приведённая нагрузки 24
3.4. Расчёт подшипников по критерию статической грузо-
подъёмности 26
3.5. Расчёт подшипников на долговечность (ресурс) по критерию динамической грузоподъёмности 27
4. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 29
4.1. Порядок выбора и расчёта подшипников 29
4.2. Расчёт радиальных подшипников качения 30
4.3. Расчёт радиально-упорных подшипников качения 32
4.4. Расчёт упорных подшипников качения 35
5. ПРИЛОЖЕНИЯ 36
6. ПЕРЕЧЕНЬ ГОСТОВ, ИСПОЛЬЗОВАННЫХ В МЕТОДИ-
ЧЕСКИХ УКАЗАНИЯХ 46
7. ЛИТЕРАТУРА 46

ПРИНЯТЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И РАЗМЕРНОСТИ ВЕЛИЧИН

d – номинальный внутренний диаметр отверстия подшипника, мм
D – номинальный наружный диаметр подшипника, мм
B – номинальная ширина подшипника, мм
T – монтажная высота подшипника, мм
Dw – диаметр тела качения, мм
Dpw – диаметр окружности расположения центров тел качения, мм
Lw – длина ролика расчетная, мм
 – номинальный (начальный) угол контакта, град
a – расстояние от точки приложения радиальной реакции в подшипнике до его широкого торца, осевой зазор в узле, мм; коэффициент
L10 – базовая (номинальная) расчетная долговечность, млн. оборотов
La – долговечность подшипника при вероятности безотказной работы
(100 - а) в %, млн. оборотов
L10h – базовая (номинальная) расчётная долговечность (ресурс), час
Lah – долговечность (ресурс) подшипника при вероятности безотказной работы (100 - а) в %, час
Cr – динамическая грузоподъёмность радиальная, H (кН)
Co – статическая грузоподъёмность радиальная, H (кН)
Срасч - расчетная (требуемая) динамическая грузоподъёмность, Н (кН)
Ft , Fr , FА – соответственно окружная, радиальная и осевая (аксиальная) составляющие внешней нагрузки, действующие на вал с рассматри-ваемыми опорами, H (кH)
Fr i – радиальная составляющая реакции в i-ой опоре, радиальная нагрузка на подшипник, H (кН)
Fa i – осевая (аксиальная) составляющая реакции в i-ой опоре, осевая на-грузка на подшипник, H (кН)
e – параметр осевого нагружения, зависящий от угла контакта
P – эквивалентная динамическая нагрузка, H (кН)
Po – эквивалентная статическая нагрузка, H (кН)
Pпр – приведённая нагрузка, Н (кН)
X, Y– коэффициенты, соответственно, радиальной и осевой составляющих реакции в подшипнике-опоре при расчете на динамическую грузоподъёмность
X0, Y0 – коэффициенты, соответственно, радиальной и осевой составляю-щих реакции в подшипнике-опоре при расчете на статическую грузо-подъёмность
V – коэффициент вращения подшипника
Kδ – коэффициент динамичности подшипника
KТ – температурный коэффициент подшипника
KΚ – коэффициент, зависящий от класса точности подшипника
n – частота вращения одного из колец подшипника, об/мин

ВВЕДЕНИЕ

В настоящее время подшипники качения из опор вращательного дви-жения составляют половину. По оценкам зарубежных специалистов к 2005 году, в связи с экономией энергии и материальных ресурсов, ожидается рост относительной доли подшипников качения до 75 % и, соответственно, доля подшипников скольжения составит 25 % /3/.
Основная тенденция развития подшипников качения заключается в увеличении их долговечности и быстроходности за счет улучшения каче-ства материала, повышения точности изготовления, увеличения жёстко-сти вала и корпуса, использования армированных композиционных материалов, применения высококачественных смазочных материалов.
Подшипники качения, по сравнению с подшипниками скольжения, находят широкое применение в машиностроении благодаря меньшим мо-ментам сил трения при пуске и работе, значительно меньшим требованиям по уходу и расходу смазочного материала, большей несущей способности на единицу ширины подшипника.
Подшипник является частью подшипникового узла, который, кроме собственно подшипника, содержит корпус, крышки, приспособления для крепления колец подшипника, смазочные и защитные устройства. Многие детали этого узла стандартизированы в международном масштабе, взаимозаменяемы и централизованно изготавливаются в массовом производстве. Габариты выпускаемых подшипников качения изменяются от долей миллиметра до нескольких метров. Так, самый большой подшипник качения имеет наружный диаметр – 14 м, внутренний – 12 м и массу – 130 тонн /7/.
Основными потребительскими характеристиками подшипников яв-ляются грузоподъёмность, быстроходность, масса, габариты, потери энергии.

1. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
1.1. Классификация подшипников качения
Типовая конструкция подшипника качения показана на рис. 1.1. Подшипник состоит из наружного 1 и внутреннего 2 колец, между кото-рыми расположены тела качения 3. Сепаратор 4 удерживает тела качения от взаимного соприкосновения, благодаря чему существенно уменьшаются потери на трение.
Подшипники качения классифицируют по следующим признакам - ГОСТ 3395-85:
• по форме тел качения – шариковые (рис. 1.2) и роликовые (рис. 1.3);

Рис.1. 1. Подшипник качения
• по направлению воспринимаемой нагрузки:
-радиальные, воспринимающие радиальные относительно оси вала силы (рис. 1.2, а, б; рис. 1.3, а, б, в, е). Некоторые радиальные подшипники могут воспринимать и осевые нагрузки, но незначительные по величине;
-радиально-упорные, воспринимающие одновременно действие радиальных и осевых нагрузок, причем допустимые величины ради-альных нагрузок превышают допустимые величины осевых (рис. 1.2, в, г; рис. 1.3, г);

-упорно-радиальные, воспринимающие одновременное действие осевых и радиальных нагрузок, причем допустимые величины осевых нагрузок превышают величины радиальных (рис. 1.2, д; рис. 1.3, д);

-упорные, воспринимающие только осевые нагрузки (рис. 1.2, е);
• по числу рядов тел качения – однорядные (рис. 1.2, а, в, г, д, е;
рис. 1.3, а, в, г, д, е), двухрядные (рис. 1.2, б; рис. 1.3, б), многорядные;

Рис.1. 2. Шарикоподшипники

Рис.1. 3. Роликоподшипники
• по способу установки – самоустанавливающиеся (рис. 1.2, б; рис.1.3,б), допускающие поворот оси внутреннего кольца; несамоустанавливающиеся (остальные).
1.2. Условные обозначения подшипников качения
Размеры подшипника - внутренний d и наружный D диаметры, ширина B (высота H) и радиусы r фасок колец - установлены ГОСТ 3478-79. Подшипники качения в диапазоне внутренних диаметров 3…10 мм стандартизованы через 1 мм, до 20 мм – через 2…3 мм, до 110 мм – че-рез 5 мм.
Подшипники имеют условные обозначения, составленные из цифр и букв (ГОСТ 3189-89). Условные обозначения разделяют на основное и дополнительное.
Основное условное обозначение подшипника характеризует его размер внутреннего диаметра, серию, тип и конструктивные разновидности. Очерёдность знаков в основном обозначении - справа налево.
Первые две цифры справа, умноженные на 5, определяют номиналь-ный диаметр отверстия d в диапазоне от 20 до 495 мм.
Подшипники одного диаметра отверстия d подразделяют на серии: по диаметру D - сверхлегкая (цифры обозначения 8; 9), особолегкая (1; 7), легкая (2 или 5), средняя (3 или 6) и тяжелая (4), а по ширине B - особоузкая (8), узкая (0; 7), нормальная (1), широкая (2), особоширокая (3; 4; 5; 6).
Серию диаметров подшипника D указывает третья цифра справа, а серию ширины B - седьмая цифра.
На практике наибольшее распространение имеют подшипники легкой и средней серий.
На рис. 1.4. приведены сравнительные параметры подшипников некоторых типов и серий для номинального внутреннего диаметра d = 80 мм.
Рис.1. 4. Сравнительные параметры подшипников различных типов и серий при внутреннем диаметре d=80 мм:
1–масса m;
2–динамическая грузоподъемность Сr;
3–предельная частота вращения n

Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника:
• 0 – радиальный шариковый;
• 1 – радиальный шариковый сферический;
• 2 – радиальный с короткими цилиндрическими роликами;
• 3 – радиальный роликовый сферический;
• 4 – радиальный с длинными цилиндрическими роликами;
• 5 – радиальный с витыми роликами;
• 6 – радиально–упорный шариковый;
• 7 – радиально-упорный роликовый;
• 8 – упорный и упорно-радиальный шариковые;
• 9 – упорный и упорно-радиальный роликовые.
Пятая и шестая цифры справа, вводимые не для всех подшипников, определяют конструктивные разновидности - так называемое «исполне-ние» подшипника, не влияющие на основные характеристики (ГОСТ 3395-89). Например, величину угла контакта α, наличие стопорной канавки на наружном кольце, наличие уплотнений с заложенной смазкой и другие.
Дополнительное условное обозначение проставляют слева и справа от основного условного обозначения. Слева указывают класс точности подшипника: 0, 6, 5, 4, 2 – в порядке возрастания точности. Класс точности «0» обычно не указывают. Диаметральный зазор подшипника обозначают номером ряда и указывают перед классом точности под-шипника.
Дополнительное обозначение справа от основного характеризует по-вышенную грузоподъёмность, изменения металла колец и сепаратора, температуру отпуска деталей, марку смазки в подшипниках закрытого ти-па и другие специальные технические требования (ГОСТ 590-89).
Пример обозначения: 3-5-180109-С17 – подшипник шариковый ра-диальный однорядный с d = 45 мм, где 09 - внутренний диаметр; 1 - серия диаметра D; 0 - тип подшипника; 18 - конструктивная разновидность; 3 - номер ряда диаметрального (радиального) зазора; 5 - класс точности; С17 - пластичный смазочный материал ЛИТОЛ-24.
1.3 Изображения стандартных подшипников качения
Для изображения стандартных подшипников качения по габаритам (d, D, B) следует нанести тонкими линиями внешний контур подшипника. Затем для всех типов подшипников (кроме конических роликоподшипников) наносят диаметр Dpw окружности, проходящей через центры тел качения, Dpw=0,5 (D+d). По соотношениям, указанным на рис. 1.5, вычерчивают тела качения и кóльца.
Радиально-упорные шарикоподшипники имеют на наружном кольце только один торец (борт), посредством которого подшипник упирается в другие детали узла опоры. Второй борт срезан: имеется своеобразная фаска (линия 1-2 на рис. 1.5). Для вычерчивания наружного кольца со стороны срезанной части проводят вспомогательную вертикальную линию

Рис.1. 5. Изображения стандартных подшипников на чертеже
до пересечения с окружностью шарика в точке 1. Соединяют точки 1 и 2.
В подшипниках шариковых радиальных двухрядных сферических тела качения изображают так, чтобы они касались боковых линий внешнего контура. Сферическую поверхность на наружном кольце изображают дугой окружности с центром на оси отверстия подшипника.
Для построения конических роликоподшипников на контур подшип-ника наносят вспомогательную вертикальную линию, делящую монтаж-ную высоту подшипника Т пополам. Отрезок ab делят точками 1, 2 и 3 на четыре равные части. Из точки 3 под углом =150 проводят образующую конуса до ее пересечения с осью вращения подшипника в точке 0. Из этой точки проводят линии 01 и 02. Затем из точки m, полученной пересечением линии 01 с торцом наружного кольца km, проводят линию mf перпендикулярно 02. Отложив отрезок de = fk , проводят параллельно линию, оформляющую малый торец ролика. Для получения диаметра d2 борта внутреннего кольца находят точку l, которая делит радиус большого торца ролика пополам. Сепараторы на чертежах обычно не изображают. Конические роликоподшипники выпускают и с другими углами , что должно учитываться при проведении линии 03.
1.4. Схематическое и упрощённое изображения подшипников
На сборочных чертежах допускают изображать подшипники качения в соответствии с его конфигурацией сплошными линиями по контуру без указания типа и конструктивных особенностей. Внутри контура подшип-ника проводят тонкими линиями диагонали (как, например, на рис. 2.1). При необходимости указания типа подшипника на сборочном чертеже в контур подшипника вписывают упрощённое графическое изображение. Примеры схематических и упрощённых изображений приведены в табл. 1.1. В этой таблице представлены также номера типов подшипников.
Таблица 1.1. Схематическое и упрощённое изображения подшипников
Схематическое изображение Упрощённое изображение Тип подшипника (номер)
1 2 3

Радиальный шариковый од-норядный (0000)

Радиальный шариковый двухрядный самоустанавли-вающийся сферический (1000)

Радиальный роликовый од-норядный (2000)

Радиальный роликовый са-моустанавливающийся сфе-рический (3000)

Радиально-упорный шарико-вый однорядный (6000)

Радиально-упорный ролико-вый однорядный (7000)

Упорный шариковый оди-нарный (8000)

Таблица 1.1. Продолжение
1 2 3

Упорный роликовый оди-нарный (9000)

1.5. Характеристики основных типов подшипников и рекомендации по их выбору
При выборе типа подшипника необходимо учитывать ряд факторов и оценивать их, сопоставляя друг с другом. От правильного выбора типа подшипника зависит не только ресурс подшипникового узла, но и работоспособность передачи, поскольку конструкция опоры в значительной степени влияет на жёсткость валов и, следовательно, на распределение нагрузки по длине зуба. Поскольку нет возможности дать единого и простого правила выбора подшипников качения, приведем основные рекомендации. В обобщённом виде они представлены в табл. 1.2 и на рис. 1.4.
1. Прежде всего, целесообразно рассмотреть возможность примене-ния наиболее дешевого радиального однорядного шарикоподшипника, тип 0000 (рис. 1.2, а). Эти подшипники могут воспринимать и осевые нагрузки. Допустимый угол перекоса осей колец подшипника не более 8 минут.
2. При повышенном требовании к жёсткости опор или при наличии закалённых зубчатых колес целесообразно применять конические ролико-вые подшипники, тип 7000 (рис. 1.3, г), даже при малых значениях осевой силы. Если необходимо воспринимать значительные осевые силы, то следует применять роликоподшипники с большими углами контакта. Так, при угле контакта α = 12°, отношение допустимых величин осевой составляющей реакции в опоре к радиальной Fа /Fr = 1, а при α = (26…36)° – Fа /Fr = 2…6. Потери на трение у этого типа подшипников 3…4 раза выше, чем у радиальных шарикоподшипников.
3. Радиально-упорные шариковые подшипники, тип 6000 (рис. 1.2,в), применяют в тех случаях, когда по условиям работы нецелесообразно или невозможно применение подшипников двух предыдущих типов. Например, по сравнению с радиальными эти шарикоподшипники воспринимают бóльшую осевую нагрузку, а по сравнению с роликовыми радиально-упорными они имеют бóльшую предельную частоту вращения. Работа таких подшипников без внешних или монтажных осевых сил не допускается.
Однако не все типы шариковых радиально-упорных подшипников требуют регулировки при монтаже. Шариковый радиально-упорный однорядный подшипник с разъемным внутренним (исполнение 116000) или наружным (исполнение 176000) кольцами и контактом в трех или четырёх точках (рис. 1.2, г) предназначен для работы при радиальных двусторонних осевых нагрузках в условиях стеснённых габаритов по оси. Радиальная грузоподъёмность при четырёхточечном контакте и повышенном числе шариков выше грузоподъёмности однорядных радиальных. Эти подшипники уже на заводе-изготовителе собраны с «нулевым» зазором. Стоимость таких подшипников больше радиальных шариковых в 1,72 раза и радиально-упорных роликовых – в 1,4 раза.
4. Шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические само-устанавливающиеся, тип 1000 (рис. 1.2, б), предназначены для восприятия радиальных и ограниченных осевых сил. Препятствуют осевым перемещениям вала в обоих направлениях. Допускают перекос колец до 4 градусов, поэтому их применяют в узлах с нежёсткими валами, а также в тех случаях, когда не может быть обеспечена необходимая соосность отверстий под опоры вала.
5. Роликоподшипники радиальные двухрядные сферические самоус-танавливающиеся, тип 3000 (рис. 1.3, б), обладают повышенной жёстко-стью и наибольшей грузоподъёмностью по сравнению с другими типами подшипников. Допускают перекос осей до 3 градусов. Их стоимость больше стоимости сферических двухрядных шариковых в 2,6 раза.
6. Радиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами, тип 2000 (рис. 1.3, а), воспринимают в основном радиальную нагрузку. Их применяют в так называемых «плавающих» опорах. Выполненные с бортами (92000) или дополнительными упорными кольцами (62000), роликоподшипники обеспечивают фиксацию вала в обоих направлениях. Эти подшипники применяют в качестве опор жёстких коротких валов, где имеют возможность обеспечить высокую соосность мест, например, в редукторах с шевронными колесами.
7. Роликоподшипники радиальные с витыми роликами, тип 5000 (рис. 1.3, е), применяют при больших радиальных силах, малых угловых скоростях и ярко выраженной ударной нагрузке в узлах с ограниченными радиальными габаритами. Допускаемый перекос осей колец до 30 минут. Эти подшипники не воспринимают осевую нагрузку и не фиксируют осе-вое положение вала.
8. Игольчатые подшипники, тип 4000 (рис. 1.3, в), благодаря большому количеству игл воспринимают значительную радиальную нагрузку. Применяют в узлах с ограниченными диаметральными размерами, работающих при колебательном движении. Осевые нагрузки не воспринимают и осевое положение вала не фиксируют.
9. Шарикоподшипники упорные, тип 8000 (рис. 1.2, е), воспринимают только осевые нагрузки в одном (односторонние) или в обоих (двойные) направлениях при небольших частотах вращения. Крайне чувствительны к перекосам осей колец – допустимый угол перекоса одна минуты, что очень трудно обеспечить конструктивно. Современная тенденция в машиностроении – замена упорных на упорно-радиальные (рис. 1.2, д; рис. 3.1, д).

Нагрузочная способность подшипников заданного диаметра и серии зависит от типа подшипника (рис. 1.4).
С увеличением диаметра подшипника, а также при переходе от лёг-ких серий к более тяжёлым, нагрузочная способность возрастает, а пре-дельная частота вращения снижается. Роликоподшипники по сравнению с шариковыми обладают меньшей быстроходностью, бóльшими грузоподъёмностью и жёсткостью, но более чувствительны к перекосам осей колец подшипника. Например, увеличение угла перекоса от нуля до 45 минут приводит к росту момента трения в подшипнике более чем в 15 раз. Поэтому применение роликоподшипников сопровождается повышенными требованиями к точности посадочных поверхностей под наружные кольца, жёсткости элементов конструкции (в первую очередь валов) и точности фиксирования колец.
При выборе подшипников необходимо принимать во внимание не только конструктивные, но и экономические соображения. Замена шари-коподшипников более дорогими роликоподшипниками часто позволяет существенно снизить размеры и массу опорного узла или увеличить про-межуток времени между заменой подшипников.
В табл. 1.2 приведены рекомендации по предварительному выбору подшипников для основных типов редукторов в зависимости от вида пе-редачи, нагрузки, межосевого расстояния. Окончательный вывод о при-годности выбранного подшипника можно сделать после эскизного проек-тирования вала, определения реакций в опорах и расчёта подшипника по критериям динамической Сr или статической Со грузоподъёмностей.

Таблица 1.2. Предварительный выбор подшипников качения
Передача Вал Тип подшипника Серия Угол кон-такта Схема ус-тановки
1 2 3 4 5 6
Цилинд-рическая косозубая Б Радиальные шариковые однорядные при
аw ≥200мм Средняя (лёгкая)  Схема 1, рис.2.1, а
При  0,25 – радиаль-ные шариковые одноряд-ные;
при > 0,25 – ролико-вые конические типа 7000 Лёгкая (сред-няя) Схема 2,
рис.2.2,а
рис.3.1,а
рис.3.1,б
рис.3.1,в
Т Лёгкая =11…16 для типа 7000

Таблица 1.2. Продолжение
1 2 3 4 5 6
Кониче-ская Б
Роликовые конические типа 7000 или 27000, при
n1 < 1500 об/мин Лёгкая (сред-няя) =11…16 для типа 7000; =25…29 для типа 27000; =26 для типа 46000 Схема 3 рис.3.1,г Радиально-упорные ша-риковые типа 46000 при n1 ≥ 1500 об/мин Т Роликовые конические типа 7000 Лёгкая Схема 2 Червячная Б Радиально-упорные ша-риковые типа 46000; ро-ликовые конические типа 27000; радиальные шари-ковые однорядные при аw>160мм Средняя =11…16 для типа 7000;
=25…29 для типа 27000;
=12 для типа 36000;
=26 для типа 46000 Схема 1 рис.2.1,а рис.2.1,б
Роликовые конические типа 7000 или радиально-упорные шариковые типа 36000 при аw  160мм Схема 1 рис.2.1,а
Т Роликовые конические типа 7000 Лёгкая Схема 2

2. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Узел подшипника включает в себя корпус, детали для фиксирования колец, а также устройство для смазывания. Узел должен обеспечивать восприятие радиальных и осевых сил, исключать осевое смещение вала, нарушающее работу сопряженных деталей (зубчатых и червячных колес, червяков, уплотнений и др.). Это достигается за счет крепления подшип-ников на валах и фиксирования их в корпусе.
2.1. Основные схемы установки подшипников
Конструкции подшипниковых узлов должны исключать заклинивание тел качения при: действии осевой нагрузки, тепловом удлинении валов, наличии погрешностей изготовления. Наибольшее распространение получили два способа фиксирования подшипников в корпусе.
Первый способ (схема 1) состоит в том, что осевое фиксирование вала выполняют в одной опоре (в данном примере в левой), а другую опору делают «плавающей» (рис. 2.1, а, б). Фиксирующая опора ограничивает перемещение вала в одном или в обоих направлениях и воспринимает радиальную и осевую силы. «Плавающая» опора не ограничивает осевых перемещений вала и может воспринимать только радиальную нагрузку. Поэтому в «плавающей» опоре применяют только радиальный подшипник (шариковый и роликовый). Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Такой способ установки подшипников применяют в конструкциях с длинными валами lв = (10…12)d, а также при установке валов на опорах, размещённых в разных корпусах; он широко применяется для установки валов цилиндрических зубчатых передач, приводных валов конвейеров и др. Основной недостаток способа – малая жёсткость вала. Жёсткость вала может быть увеличена при установке в фиксирующей опоре двух подшипников (рис. 2.1, б; рис. 2.4), за счет регулировки которых сводят к минимуму осевые и радиальные смещения вала. В таком исполнении способ используют для установки валов конических или червячных передач, требующих точной осевой фиксации.

Рис. 2.1.. Основные способы установки подшипников: схема 1

Рис. 2.2.. Основные способы установки подшипников: а) - схема 2; б) - схема 3
Второй способ - схема 2, схема 3 (рис. 2.2; рис. 3.1) заключается в том, что осевое фиксирование вала выполняют в двух опорах, причем один подшипник препятствует осевому смещению вала в одном на-правлении, а другой – в другом (рис. 2.2, а, б). Этот способ широко применяют при сравнительно коротких валах (lв<8d). Для радиальных подшипников предусматривают осевой зазор «а» (рис. 2.2, а) между крышкой и наружным кольцом подшипника во избежание защемления тел качения при тепловом удлинении вала. При небольших расстояниях между опорами (lв< 300 мм) и ограниченном нагреве рекомендуемый зазор в узлах с шарикоподшипниками «а» равен 0,2...0,5 мм. В узлах с роликоподшипниками этот зазор «а» равен 0,51,0 мм. 2.2. Осевое регулирование радиально-упорных подшипников При использовании радиально-упорных подшипников применяют осевое регулирование с учетом размеров деталей, режима работы, темпе-ратуры и требований к жесткости опор. Излишний осевой зазор, как и из-лишний натяг, ухудшают условия работы и снижают долговечность под-шипника. Таким образом, при регулировке узлов с радиально-упорными подшипниками рекомендуют подбирать такие минимальные значения осевых зазоров, при которых в подшипнике при рабочих нагрузке и тем-пературе зазор будет равен нулю /1, табл. 8.5...8.7, стр. 250...252/. Рис. 2.3. Осевое регулирование наружных колец В зависимости от конструкции узла регулировку осевых зазоров осуществляют смещением наружного или внутреннего колец подшипника. Регулировка смещением наружного кольца наиболее распространена и может быть выполнена несколькими способами (рис. 2.3). 1. Регулировка с помощью набора прокладок 1, устанавливаемых между корпусом и крышкой (рис. 2.3, а). Регулировочные прокладки 1 изготовляют путем штамповки из стали или латуни. Суммарный набор прокладок принимают таким, чтобы в процессе регулировки не требовалось дополнительно обрабатывать детали. Применяют набор про-кладок общей толщиной 1..2 мм. В комплект входят прокладки толщиной 0,15; 0,2; 0,3 и 0,5 мм. При таких толщинах возможно выполнить регулировку с точностью до 0,05 мм. Правильность регулировки проверяют по свободе вращения вала и величине осевого зазора, измеряемого индикатором. 2. Регулировка с помощью резьбовых деталей (рис. 2.3, б, в). Этот способ проще, так как отпадает необходимость снимать крышку для смены прокладок, однако конструкция узла при этом усложняется. В процессе регулировки установочный винт (рис. 2.3, б) или гайку (рис. 2.3, в) затягивают до появления заметного сопротивления вращению вала, затем винт или гайку отворачивают на некоторый угол для получения рекомендуемого зазора. Рис. 2 4. Осевая регулировка комплекта однорядных конических подшипников. 3. Регулировку комплекта однорядных конических подшипников с помощью дистанционных колец 1 и 2 (рис. 2.4) выполняют заранее путем подбора высот дистанционных колец, устанавливаемых между торцами наружных (или наружных и внутренних) колец подшипника. Отрегули-рованный комплект вставляют вместе с валом в корпус и затягивают между заплечиком стакана (или корпуса) и крышкой без дополнительных регулировок. 2.3.Крепление колец подшипника на валу и в корпусе Кольца подшипников, за исключением плавающих, должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксировать вал в осевом направлении, воспринимать осевую силу и предотвращать поворот внутреннего кольца при динамических нагрузках. На рис. 2.5 представлены следующие средства закрепления внутренних колец под-шипников: а) упор в заплечик вала при действии только односторонней осевой нагрузки и предотвращение поворота посадочным натягом (рис. 2.5, а); б) кольцо с натягом и закрепленное на валу штифтом (рис. 2.5, б); в) пружинное стопорное кольцо, закладываемое в разведенном со-стоянии в кольцевую канавку на валу (рис. 2.5, в), применяемое при не-больших и средних нагрузках; г) упорные гайки (рис. 2.5, г), применяемые при значительных осе-вых нагрузках, предохраняют от отвинчивания стопорной шайбой, внут-ренний зубец которой входит в паз вала, а один из наружных отгибают в прорезь гайки; д) торцовые шайбы, крепящиеся к торцу вала прорезной гайкой (рис. 2.5, д) или винтами (рис. 2.5, е), воспринимают средние осевые силы. Основные средства закрепления наружных колец подшипников, предотвращающих их перемещение, показаны на рис. 2.6. Рис. 2.5. Осевое закрепление внутренних колец • Ограничение перемещения в одном направлении (рис. 2.6, а): а) пружинные упорные кольца, закладываемые в канавки корпуса. • Ограничение перемещения в двух направлениях (рис. 2.6, б, в, г): б) два полукольца 1, закладываемые в канавку кольца подшипника и крепящиеся к корпусу; в) привертная крышка и набор металлических прокладок 1, раз-мещенных под фланцем крышки; г) гайка 1 с наружной резьбой и жесткая шайба 2. Рис. 2.6. Осевое закрепление наружных колец Для радиально-упорных подшипников, требующих регулирование осевого зазора, используют также крышки двух видов: привертные и за-кладные. Регулирование осевого зазора в узлах с привертными крышками (рис. 2.6, в) производят набором металлических прокладок 1, размещённых под фланцем крышки. Закладные крышки (рис. 2.6, г) применяют только в редукторах с разъёмными корпусами, у которых оси валов лежат в плоскости разъёма. Регулирование осевого зазора в узлах с закладными крышками осуществляют специальной гайкой 1 со стопорным устройством через жесткую шайбу 2. 2.4. Посадки подшипников качения Надёжность работы подшипниковых узлов в значительной степени зависит от выбора посадок колец подшипников на вал и в корпус. Посадки наружного кольца с корпусом осуществляют по системе вала, а посадки внутреннего кольца с валом – по системе отверстия. При этом допуск внутреннего кольца расположен в «минус» от номинального размера, т.е. вниз от нулевой линии. На рис. 2.7 в качестве примера приведены схемы расположения полей допусков отверстий корпусов и диаметров валов. Различают три вида нагружения колец: • кольцо вращается относительно радиальной нагрузки– циркуляционное нагружение; • кольцо неподвижно относительно радиальной нагрузки – местное на-гружение; • кольцо нагружено равнодействующей радиальной нагрузкой, которая не совершает полного оборота – колебательное нагружение. Применяются, когда вращается вал Рис. 2.7. Расположения полей допусков колец подшипника, диаметра вала и корпусного отверстия Выбор полей допусков диаметра вала и отверстия корпуса для слу-чая применения подшипников класса точности «0» можно проводить на основе рекомендаций, приведенных в таблицах 2.1 и 2.2. Лёгкий режим работы соответствует расчётной долговечности более 10000 часов; нор-мальный − 500010000 часов; тяжёлый – 25005000 часов. Таблица 2.1. Поля допусков отверстий корпусов. Вид нагружения наружного кольца Режим работы подшипника Поле допус-ка отверстия Местное Наружное кольцо не перемещается в осевом направлении Лёгкий или нормальный 0,07 C  P  0,15 C P7 Наружное кольцо мо-жет перемещаться в осевом направлении Нормальный или лёгкий 0,07 С < P  0,15 С H7, H8 Тяжёлый или нормальный P > 0,15 C 7

Циркуляцион-ное Наружное кольцо не перемещается в осевом направлении Нормальный, нагрузка пере-менная P  0,15 C M7
Нормальный или тяжёлый
0,07 C < P  0,15 C N7 Колебательное Наружное кольцо не перемещается в осевом направлении Нормальный или тяжёлый 0,07 C < P  0,15 C K7 Наружное кольцо лег-ко перемещается в осе-вом направлении Лёгкий, нагрузка переменного направления, высокая точ-ность хода P  0,07 C H7 Таблица 2.2. Поля допусков диаметров валов. Вид нагружения внутреннего кольца Режим работы подшипника Поле допуска вала Местное Лёгкий и нормальный, требуется перемещение внутреннего кольца на валу P  0,07 C g6 Тяжёлый и нормальный, не требуется перемеще-ние кольца на валу 0,07 C  P  0,15 С h6 Циркуляционное Лёгкий и нормальный 0,07 С  P  0,15 C k6 Циркуляционное или колебательное Нормальный или тяжёлый (подшипники ролико-вые) 0,07 С  P  0,15 C m6 Тяжёлый с ударными нагрузками P  0,15 C n6 3. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 3.1. Определение радиальных сил, действующих на подшипники После предварительного выбора типоразмера подшипников и выполнения проверочного расчета валов на прочность составляют схему нагружения подшипников. На схеме нагружения указывают направление и величину осевой силы в зацеплении FA, осевых Fa min и Fa и радиальных Fr нагрузок каждого подшипника, угол контакта α (для радиально-упорных подшипников) и типоразмер подшипника. Примеры схем нагружения при различных установках и типах под-шипников даны на рис. 3.1. При определении радиальных реакций в подшипниках принимают, что они приложены в точках пересечения оси вала с нормалями, прове-дёнными к середине контактных площадей на наружных кольцах. В ради-альных подшипниках эти точки находятся на середине ширины подшип-ника (рис. 3.1, а), а у радиально-упорных подшипников - на расстоянии «а» от широкого торца наружного кольца подшипника (рис. 3.1, б, в). Это расстояние определяют по формулам: для шариковых радиально-упорных однорядных a = 0,5 [B + (d + D)/2] tg , (1) для конических радиально-упорных однорядных a = 0,5 Т + (d + D)/3 е. (2) Для сдвоенных подшипников радиальная реакция приложена в точке между парой подшипников. Суммарную радиальную нагрузку Fr, действующую на подшипник, определяют как радиальную реакцию в опоре. Обычно эта величина ста-новится известной на этапе проектирования валов: Fr = , (3) где Fгор, Fвер– соответственно вертикальная и горизонтальная состав-ляющие реакций в опоре предварительно выбранных подшипников вала. Для определения величин Fгор и Fвер составляют два уравнения равновесия плоской системы сил, соответственно, в горизонтальной и вертикальной плоскостях. При конструировании необходимо учитывать, что радиально-упорные подшипники целесообразно располагать таким образом, чтобы расстояние между радиальными реакциями lф (рис. 3.1, б, в) или величина консоли lк (рис. 3.1, г) были минимальными. Это позволит уменьшить величины изгибающих моментов. а) вал-шестерня цилиндрического редуктора на радиальных подшипни-ках по схеме враспор (схема 2); б) вал-червяк на радиально-упорных роликоподшипниках по схеме врас-пор (схема 2) в) вал-червяк на радиально-упорных шарикоподшипниках по схеме враспор (схема 2) г) вал-шестерня на роликоподшипниках по схеме врастяжку (схема3) Рис. 3.1. Определение реакций в опорамах для различных схем установки подшипников: 3.2. Определение осевых сил, действующих на подшипники Конструкция узлов с радиальными однорядными шарикоподшипни-ками такова, что внешнюю осевую нагрузку FA воспринимают лишь одна опора. Следовательно по условию равновесия Fаi=FA, где Fаi – осевая на-грузка «i»-той опоры («i» = правая, левая). Регулируемые радиально-упорные подшипники при установившемся температурном режиме должны иметь осевой зазор, близкий к нулю. Рас-смотрим радиально-упорныё шарико - и роликоподшипник, нагруженные радиальной силой Fr при нулевом зазоре (рис. 3.2, а). Условие равновесия внутреннего кольца, нагруженного радиальной силой Fr: , (4) где n =Z/4 для нулевого зазора, здесь Z –число тел качения. В этом случае будет нагружена половина тел качения и в точке кон-такта нагруженного тела с кольцом возникает осевая сила (рис. 3.2, б): Fаi= Fri•tg  , (5) где индекс «i» равен числу нагруженных тел качения. Очевидно, что суммарная осевая нагрузка, обусловленная действием радиальной силы, будет равна Fа = (F0r + 2F1r + …2Fnr) tg . (6) Из схем нагружения (рис. 3.2) видно, что F0r + 2F1r + …2Fnr > Fr. Следовательно, Fа > Fr•tg . Поскольку угол  известен и число тел качения стандартизовано, получим Fа = 1,245•tg• . Обозначив множитель перед величиной Fr - 1,245•tg - через , окончательно имеем:
Fа = • , (7)
где = e – для радиально-упорного шарикоподшипника,
= 0,83∙e – для радиально-упорного роликоподшипника.
Величина e – параметр осевого нагружения, пропорциональный углу контакта . Таким образом, минимальная осевая сила, необходимая для регулируемого радиально-упорного подшипника, работающего с нулевым зазором при установившемся температурном режиме, равна
Fа min = • . (8)
Особенности расчёта радиальных ( = 0) и радиально-упорных ша-рикоподшипников с углами контакта  = (1116) состоят в том, что для таких подшипников фактический угол контакта зависит от радиального зазора и деформаций, пропорциональных отношению Fа /Fr, и является переменной величиной.
Для радиальных шарикоподшипников (α = 0˚) при известном значе-нии Fа зависимость e = f() можно представить в виде:
e = 0,518•( Fа/C0) 0,215 ≥ 0,19 (9)
Для радиально-упорных шарикоподшипников с углами контакта  = (11…16) предварительное значение e определяют по формуле:

Рис.3. 2. Схема распределения сил между телами качения
Таблица 3.1. Значение параметра е, коэффициентов X и Y.
Тип подшипника Угол ,... e  е
 e

X Y X Y
Шариковый ради-альный 0 0,518  0,19
1 0 0,56

Шариковый ради-ально-упорный 11…16 0,631  0,3
1 0 0,45
18…20 0,57 1 0 0,43 1
24…26 0,68 1 0 0,41 0,87
28…36 0,95 1 0 0,37 0,66
Роликовый ради-ально-упорный  1,5 tg  1 0 0,40 0,4 ctg 
e = 0,574•(Fr•C0) 0,24, (10)
поскольку в начале расчёта Fа неизвестно. Затем после определения Fа для обеих опор окончательное значение величины e находят по табл.3.1.
Для установки подшипников, показанных на рис. 3.1(где FA – внеш-няя осевая сила, Fа1 и Fа2 – суммарные осевые силы в опорах), задача по определению Fа1 и Fа2, обеспечивающих условия равновесия и наличие осевого зазора, равного к нулю, является статически неопредели-мой.
Система расчётных уравнений для схем на рис. 3.1:
 Fа1 + FA = Fа2
 Fа1  Fа min 1 = e•Fr1 (11)
 Fа2  Fа min 2 = e•Fr2.
Вначале рекомендуют принять, что Fа1 = Fа min 1, тогда Fа2 = Fа1 + FA= Fа min 1 + FA. Если Fа2  Fа min 2, то все условия системы (11) выполнены. Если Fа2 < Fа min 2, то принимают Fа2 = Fа min 2 и тогда Fа1 = Fа2 - FA  Fа min 1. Пример. Определить осевые реакции в опорах вала-червяка по схеме на рис. 3.1, в. Дано: d = 40 мм; Fr1= 1450 Н; Fr2 = 4000 Н; FA = 900 Н. 1. Принимаем предварительно (табл. 1.2.) радиально-упорные шари-ковые подшипники средней узкой серии 46308 с углом контакта  = 26 2. Из каталога выписываем основные характеристики подшипника: d = 40 мм, D = 90 мм, В= 23 мм, Cr = 50,8 кН, С0 = 31,3 кН. 3. Определяем величину параметра нагружения e и коэффициенты X и Y (табл.3.1): e = 0,68, X = 0,41 и Y = 0,87 при Fа/(V Fr) > e.
4. Определяем расстояние «a» (рис.3.1, в):
a = 0,5 В + (d + D)/2 tg α = 0,5 23+ (40 +90)/2 tg 26 = 19 мм.
5. Минимальные осевые нагрузки на опоры:
Fа min 1 = e•Fr1 = 0,68•1450 = 986 Н,
Fа min 2 = e•Fr2 = 0,68•4000 = 2720 Н.
6. Определяем осевые реакции в опорах:
Принимаем Fа1 = Fа min1 = 986 Н, тогда из уравнения равновесия Fа2 = Fа min1 + FA = 986 + 900 = 1886 Н, что меньше Fа min 2 = 2720 Н. Пусть Fа2 = Fа min2 = 2720 Н, тогда Fа min 1 = Fа2 - FA = 2720 -900 = 1886 Н. Таким образом, условия равновесия - система уравнений (11) - выполне-ны.
3.3. Эквивалентная и приведённая нагрузки
Значения динамических грузоподъёмностей подшипников различных типов и серий, приведённых в справочниках, получены по результатам испытаний при простой нагрузке: только радиальной для радиальных и радиально-упорных подшипников и только осевой для упорных и упорно-радиальных подшипников.
Условия работы подшипников по характеру нагрузки и температуре разнообразны. Влияние основных эксплуатационных факторов на работоспособность подшипников учитывают путём введения в расчёт эквивалентной нагрузки. Это критерий подобия, который обобщает накопленный опыт по эксплуатации подшипников в различных конструкциях.
Эквивалентная динамическая нагрузка P для радиальных шариковых и радиально-упорных подшипников – постоянная нагрузка, которая, дей-ствуя на подшипник с вращающимся внутренним кольцом, обеспечивает такой же расчётный срок службы, как и при действительных условиях на-гружения и вращения.
Экспериментально установлено, что влияние осевой силы на динами-ческую грузоподъёмность зависит от соотношения параметров, опреде-ляющих углы давления  и контакта . При небольших углах давления (tg = Fа/(V Fr)  e) осевые нагрузки не оказывают отрицательного влия-ния на долговечность подшипников и их не учитывают:
P = V•Fr•Kδ•KT. (12)
Если Fа/(V Fr) > e, то эквивалентную нагрузку находят по формуле:
P = (V•Fr•X + Fа•Y) Kδ•KT, (13)
где Fr – радиальная сила; Fа – осевая сила; X и Y – коэффициенты, учитывающие действие, соответственно, радиальной и осевой нагрузок (табл.3.1); V – коэффициент вращения, V = 1 при вращении внутреннего кольца и V=1,2 при вращении наружного кольца; Kδ – коэффициент безо-пасности (табл.3.2.); KT – температурный коэффициент, вводимый только при рабочей температуре t0 от 105 до 2500 C - KT = (108+0,4•t)/150.
Таблица 3.2. Долговечность подшипников Lh и коэффициенты безопасности Кб
Машина, оборудование и характер нагрузки Lh Kб
Спокойная нагрузка (без толчков):
ленточные транспортеры, работающие под крышей при не пылящем грузе, блоки грузоподъёмных машин (3…8)
1…1,1
Лёгкие толчки. Кратковременные перегрузки до 125% от расчётной нагрузки:
металлорежущие станки, элеваторы, внутрицеховые конвейеры, редукторы со шлифованными зубьями, краны электрические, работающие в лёгком режиме, вентиляторы,
машины для односменной работы, эксплуатируемые не все-гда с полной нагрузкой, стационарные электродвигатели, редукторы (8…12)
1,1…1,2
(10…25)
1,2…1,3
Умеренные толчки и вибрации. Кратковременные перегруз-ки до 150% от расчётной нагрузки:
редукторы с фрезерованными зубьями 7-й степени точности, краны электрические, работающие в среднем режиме
шлифовальные, строгальные и долбёжные станки, центри-фуги и сепараторы, зубчатые приводы 8-й степени точности, винтовые конвейеры, краны электрические (20…30)
1,3…1,4
(40…50)
1,5…1,7
Значительные толчки и вибрации. Кратковременные пере-грузки до 200% от расчётной нагрузки:
ковочные машины, гальтовочные барабаны, зубчатые при-воды 9-й степени точности (60…100)
1,7…2
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников с короткими цилиндрическими роликами: P = V•Fr•Kδ•KT. (14)
Эквивалентная нагрузка подшипников:
а) упорных P = Fа Kδ•KT; (15)
б) упорно-радиальных P = (Fr X + Fа·Y) Kδ•KT. (16)
Если подшипники работают при изменяющихся во времени нагрузке и частоте вращения, то расчёт ведут по приведённой нагрузке:
Pпр = , (17)
где – постоянные нагрузки, действующие, соответственно, в течение , млн. оборотов; L – суммарное число, млн. оборотов.
3.4. Расчёт подшипников по критерию статической грузоподъём-ности
В случаях, когда подшипники воспринимают внешнюю нагрузку при частоте вращения n < 1 об/мин, а также при кратковременных значитель-ных перегрузках, их проверяют по статической грузоподъёмности C0: С0 ≥ fs∙P0, (18) где fs – коэффициент надёжности в зависимости от степени лёгкости вращения подшипника равен: высокая fs=1,2…2,5; нормальная fs= 0,8…1,2; пониженная fs = 0,5…0,8. P0 – эквивалентная статическая нагрузка на подшипник, определяет-ся для радиальных и радиально-упорных подшипников как наибольшая величина, полученная из уравнений: P0 = (X0∙Fr + Y0∙Fа), либо P0 = Fr (19) где и – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (табл. 3.3). Таблица 3.3. Значения коэффициентов радиальной X0 и осевой Y0 нагрузок. Тип подшипника Однорядные под-шипники Двухрядные под-шипники Шарикоподшипники радиальные 0,6 0,5 0,6 0,5 Шарикоподшипники радиально-упорные с : 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 Шарико- и роликоподшипники самоустанавливающиеся; радиально-упорные. 0,5 0,22 ctg  1 0,44 ctg  Для упорных или упорно-радиальных подшипников: tg + , (20) где  – номинальный (начальный) угол контакта, град. Статическая грузоподъёмность С0 соответствует нагрузке, которая вызывает в наиболее нагруженной точке остаточную деформацию, равную 0,0001 диаметра тела качения. 3.5. Расчёт подшипников на долговечность (ресурс) по критерию ди-намической грузоподъёмности Подшипники качения не могут служить неограниченно долго, даже если они хорошо защищены от износа и коррозии. Критерием их работо-способности является усталостное выкрашивание поверхностных слоёв. На основе данных экспериментальных исследований была установле-на зависимость между суммарным расчётным ресурсом Lah, временем на-работки до появления признаков усталости и эквивалентной нагрузкой P: Lah = a 1· a 23((Сr·Кк)/P)q·(106/(60/n)) ≤ Lh, час при P ≤ 0,5Cr , (21) где q – показатель степени, q =3 - для шарикоподшипников, а для роликоподшипников q = 10/3; Сr – динамическая грузоподъёмность, которую подшипник может выдержать в течение одного миллиона оборотов при вероятности безотказной работы 90%; a1 и a23 – коэффициенты; Lh – требуемая долговечность в часах. n– рабочая частота вращения подшипника, об/мин. Современное машиностроение (авиация, космос) может иметь по-требность в повышенной по сравнению 90% надёжностью. В зависимости от вероятности безотказной работы (надёжности) коэффициент a1 выби-рают из табл.3.4. Таблица 3.4. Зависимость a 1 от величин надёжности. Надёжность (для подшипников с гарантированным ресурсом) 0,8 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99 Коэффициент a1 2 1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21 Коэффициент учитывает качество условий монтажа, эксплуата-ции и смазывания. Его выбирают по табл.3.5 в зависимости от условий: 1 – обычные (нормальные) условия эксплуатации, 2 – наличие гидродинамической смазки и отсутствие перекоса колец и тел качения, 3– те же условия, что и в пункте 2, но для материалов колец и тел ка-чения, изготовленных из сталей повышенного качества. Таблица 3.5. Значение коэффициента a 23. Тип подшипника Значения а2,3 для условий эксплуата-ции 1 2 3 Шарикоподшипники (кроме сферических) 0,7…0,8 1,0 1,2…1,4 Роликоподшипники с цилиндрическими роли-ками, шарикоподшипники сферические 0,5…0,6 0,8 1,0…1,2 Роликоподшипники конические 0,6…0,7 0,9 1,1…1,3 Роликоподшипники сферические двухрядные 0,3…0,6 0,6 0,8…1,0 В настоящее время для изготовления деталей подшипников применяют стали повышенного металлургического качества – электрошлаковый переплав и электровакуумный переплав. Но выигрыш по ресурсу от 1,5 до 2,0 раз, благодаря применению сталей повышенного качества, возможен только при использовании высококачественных смазок. Для стандартных подшипников класса точности «0» расчётно-экспериментальные значения Сr даны в справочниках и каталогах. Коэф-фициент Кк выбирают в зависимости от класса точности подшипника: Класс точности «0» - Кк = 1,0; «6» - Кк = 1,05; «5» - Кк = 1,1. Формула (21) справедлива для случая проверки подшипника, приня-того по конструктивным соображениям. Если же необходимо выбрать подшипник по каталогу, то при этом должно быть выполнено условие: Срасч = ≤Сr , (22) где Срасч– расчётная (требуемая) грузоподъёмность подшипника; La – расчётный ресурс в млн. оборотов при принятой надёжно-сти. Индекс «a» в расчётном ресурсе La (млн. оборотов) и в Lah (часы) принимает значение в зависимости от выбранной величины безотказной работы (надёжности). Например, при вероятности безотказной работы, равной 90%, значение a будет равно (100–90) = 10 и индексы ресурсов, соответственно, - L10 и L10h. Выбор подшипника по критерию динамической грузоподъёмности не ограничивается проверкой условий по приведенным формулам (21) и (22). Необходима проверка ещё двух условий: а) P ≤ 0,5Cr, б) n ≤ nmax, (23) где nmax – максимальная допустимая частота вращения выбранного типа подшипника при использовании: жидкой смазки – nmax = nж; пластичной смазки – nmax = nк. Расчёт подшипников по приведенным выше формулам и каталожным данным дает лишь средние и несколько меньшие значения долговечности. Согласно статистическим данным у 50% подшипников долговечность в 3…4 раза, а у 10% в 10…20 раз превышает расчётную, причем у подшипников повышенной точности долговечность значительно больше, чем у подшипников нормальной точности. Долговечность и несущая способность подшипников очень сильно зависит от конструкции узла, правильности установки подшипников, жёсткости вала и корпуса, величины натягов и, особенно, условий смазки. Подшипники, в правильно сконструированных узлах при целесообразном предварительном натяге, работают в течение срока, во много раз превышающем расчётный. С другой стороны, высокое значение динамической грузоподъёмности подшипника не является гарантией надёжности. Такие подшипники могут быстро выйти из строя вследствие ошибок установки, перекоса осей, недостатка или избытка смазки. 4. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 4.1. Порядок выбора и расчёта подшипников 4.1.1. Предварительно, по рекомендациям раздела 5. и табл. 1.2, вы-бирают тип, серию и схему установки подшипников в зависимости от вида передачи и вала, на который устанавливают эти подшипники. 4.1.2. Выбирают типоразмер подшипника по величине диаметра d внутреннего кольца и выписывают основные параметры: геометрические размеры - d, D, B (T, c); грузоподъёмности - динамическую Cr и статиче-скую Co; предельную частоту вращения n max. 4.1.3. Проводят на миллиметровой бумаге эскизную компоновку вала редуктора и устанавливают положение опор относительно зубчатых колес. Определяют расстояние между точками приложения реакций подшипников для каждого из валов редуктора. Для радиальных подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника (рис. 3.1, а). Для радиально-упорных подшипников точка приложения реакции смещается от широкого торца наружного кольца на величину «а»-формулы (2) и (3), рис. 3.1, б, в. Определяют радиальные реакции в обеих опорах. 4.1.4. Находят параметр осевого нагружения e. Для радиальных ша-рикоподшипников e = 0,518•(Fa/Co)0,24  0,19. Для радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта  = 12…160 предварительное значение параметра e определяют по формуле: e = 0,574•(Fr/Co)0,215. 4.1.5. Определяют осевые реакции в обеих опорах. Для радиальных шарикоподшипников осевую силу воспринимает та опора, в сторону которой направлена внешняя осевая сила Fai = FA. Для радиально-упорных шарико- и роликоподшипников осевую нагрузку на опору Fai определяют с учетом осевой составляющей радиальной силы Fa min i и внешней осевой силы FA (см. пример на стр.25). Для радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта  = (11…16)0 окончательно параметр e находят по табл. 3.1. после определения осевых сил и затем повторяют расчёт осевых реакций по п. 4.1.5. 4.1.6. Определяют эквивалентную нагрузку P для каждой опоры. Для подшипников, нагруженных только радиальными или только осевыми силами, а также при условии, что Fa/V•Fr  е, коэффициенты X= 1, Y = 0 и эквивалентную нагрузку находят по формулам (12) или (15). Если же Fa/Fr•V > e, то коэффициенты X и Y находят по табл. 3.1, а эквивалентную нагрузку - по формулам (13) или (16). Коэффициенты Kб и KT в зависимости от условий работы принимают по рекомендациям табл. 3.2 и на стр.26.
4.1.7. Для наиболее нагруженной опоры определяют расчётную дол-говечность подшипника Lah и сравнивают её с требуемой Lh, величина ко-торой предусмотрена ГОСТ 16162-85 и составляет: для червячных редукторов Lh  5000 час; для зубчатых - Lh  10000 час. Пригодность предварительно выбранного подшипника определяют условием: Lah  Lh.

4.2. Расчет радиальных подшипников
Пример 1. Проверить пригодность предварительно выбранного подшипника 210 вала цилиндрического косозубого редуктора. Работа с умеренными толчками. Частота вращения вала n = 183 об/мин. Осевая сила: FA = 1200 H. Реакции в подшипниках: Fr1 = 2120 H, Fr2 = 3284 H. Параметры выбранного подшипника: Cr = 35,1 kH, Co=19,8 kH. Вращается внутреннее кольцо V = 1,0; Kб = 1,3; KT = 1,0. Требуемая долговечность Lh = 20000 час. Схема установки - рис. 3.1, а.
а) Определяем осевые силы, действующие на подшипники. Внешнюю осевую силу FA воспринимает правая опора, т.е. Fa2 = FA = 1200 H.
б) Определяем параметр осевого нагружения:
e = 0,518•(Fa2/Co)0,24 = 0,518•(1200/19800)0,24 = 0,264.
в) По соотношению Fa2/V•Fr2 = 1200/ 1•3284 = 0,365 > e = 0,264 выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку для опоры 2. Из табл. 3.1. находим: X = 0,56, Y = (1-X)/e = (1-0,56)/ 0,264 = 1,67.
P2 = (V•Fr2•X + Y•Fa2)•Kб•KT = (1•3284•0,56 + 1,67•1200)•1,3•1 = 4996 H.
г) Определяем эквивалентную нагрузку для опоры 1.
P1 = V•Fr1•Kб•KT = 1•2120•1,3•1,0 = 2756 H.
д) Для наиболее нагруженной опоры 2 определяем номинальную долговечность подшипника (а1=1), приняв, что класс точности под-шипника - «0» (Kk = 1,0), а условия работы - обычные (а23 = 0,8): L10h=a1•a23•(Kk•Cr/P)3•(106/(60•n))=1•0,8•(1•35,1/(5,0))3•(106/(60•183))=25206 час.
Подшипник пригоден, т.к. L10 h=25206 час > Lh=20000 час.
е) Определим скорректированный ресурс и вероятность безотказной работы выбранного подшипника:
(a1)´ = a1•(Lh/ Lah) = 1,0•(20000/25206) = 0,793.
По табл. 3.4. на стр. 28 находим, что вероятность безотказной работы при ресурсе 20000 часов составит 0,923.
Пример 2. Проверить пригодность подшипника 307 быстроходного вала цилиндрического косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения вала n = 730 об/мин. Осевая сила в зацеплении FA = 1030 H. Реакции в подшипниках Fr1 = 2240 H, Fr2 = 2100 H. Характеристика подшипника: Cr = 33,2 kH, Co = 18,0 kH. Вращается внутреннее кольцо V = 1; Kб = 1,3; KT = 1,0. Требуемая долговечность Lh = 17000 часов.
а) Определяем осевые силы, действующие на подшипники. Внеш-нюю осевую силу FA воспринимает левая опора, т.е. Fa1 = FA = 1030 H.
б) Определяем параметр осевого нагружения e = 0,518•(Fa/Co)0,24 = =0,518•(1030/18000)0,24 = 0,261.
в) По соотношению Fa1/V•Fr1 = 1030/ 1•2240 = 0,460 > e = 0.261 выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку для опоры 1. По табл. 3.1. находим: X = 0,56, Y = (1-X)/e = (1-0,56)/ 0,261 = 1,68.
P1 = (V•Fr1•X + Y•Fa1)•Kб•KT = (1•2240•0,56 + 1,68•1030)•1,3•1,0 = 3880 H.
г) Определяем эквивалентную нагрузку для опоры 2:
P2 = V•Fr2•Kб•KT = 1•2100•1,3•1,0 = 2730 H.
д) Для наиболее нагруженной опоры 1 определяем номинальную долговечность подшипника (а1=1), приняв, что класс точности подшипника - «0» (K =1,0), а условия работы - отсутствие перекосов при монтаже и наличие масляной пленки - позволяют выбрать коэффициент а23 = 1,0.
L10h=а1•a23•(Kk•Cr/P)3•(106/(60•n))=1•1•(1•33,2/(3,9))3•(106/(60•730)) = 14085 час.
Подшипник не пригоден, т.к. L10 h=14085 < Lh=17000 час. Вариант 1. Применим подшипники тяжёлой серии 407, у которых Cr =55,3 kH, Co=31 kH . а) Определяем параметр осевого нагружения e = 0,518•(Fa1/Co)0,24 = =0,518•(1030/31000)0,24 = 0,228. б) По соотношению Fa1/V•Fr1 = 1030/ 1•2240 = 0,460 > e = 0,228 выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку для наиболее нагруженной опоры 1. Из табл. 3.1 находим:
X = 0,56, Y = (1-X)/e = (1-0,56)/ 0,228 = 1,93.
P1 = (V•Fr1•X + Y•Fa1)•Kб•KT = (1•2240•0,56 + 1,93•1030)•1,3•1,0 = 4215 H.
в) Для наиболее нагруженной опоры 1 определяем номинальную долговечность подшипника (а1=1), приняв те же условия, что и в примере 2. L10h=а1•a23•(Kk•Cr/P1)3•(106/(60•n))=1•1•(1•55,3/(4,2))3•(106/(60•730)=52113 час.
г) Определим скорректированный ресурс и вероятность безотказной работы выбранного подшипника: (a1)´ = a1•(Lh/ Lah) = 1,0•(17000/52113) = 0,326. По табл. 3.4. на стр. 28 находим, что вероятность безотказной работы при ресурсе 17000 часов составит 0,983.
Следовательно, с точки зрения обеспечения расчётной долговечности при высокой надёжности такое решение вполне удовлетворительно, однако оно приводит к большому увеличению габаритов подшипникового узла из-за увеличения размеров D и B и поэтому нежелательно.
Вариант 2. Увеличим внутренний диаметр подшипников до d = 40 мм и применим подшипники 308, у которых Cr = 41 kH, Co = 22,4 kH.
а) Определяем параметр осевого нагружения e = 0,518•(Fa/Co)0,24 = =0,518•(1030/22400)0,24 = 0,247.
б) По соотношению Fa1/V•Fr1 = 1030/ 1•2240 = 0,460 > e = 0.247 выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку для опоры 1. Из табл. 3.1. находим: X = 0,56, Y = (1-X)/e = (1-0,56)/ 0,247 = 1,79.
P1= (V•Fr1•X + Y•Fa1)•K•KT = (1•2240•0,56 + 1,79•1030)•1,3•1,0 = 4028 H.
в) Для наиболее нагруженной опоры 1 определяем номинальную долговечность подшипника, приняв те же условия работы, как и в варианте 1. L10h=а1•a23•(Kk•Cr/P1)3•(106/(60•n))=1•1•(1•41/(4,3))3•(106/(60•730)) = 19791 час.
Этот вариант приемлем и он предпочтительней предыдущего.

4.3. Расчет радиально-упорных подшипников
Пример 3. Для схемы на рис. 3.1, в) выберем шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии 36207 (угол контакта =120). Диаметр посадочных мест d = 35 мм, Cr=24 kH, C0=18,1 kH. Условие задачи - пример 2. При установке радиально-упорных подшипников точки приложения радиальных реакций смещаются на величину:
а = 0,5[B+((d+D)tg )/2] = 0,5[17+((35+72)tg 120)/2] = 13,9 мм.
Поэтому необходимо пересчитать радиальные реакции Fr1 и Fr2 по фактическому расстоянию lф=L - 2а между точками приложения реакций.
а) В результате пересчета: lф = L  2a = 198  2•13,9 = 170,2 мм, Fr1 = 1883 H, Fr2=1792 H, FA=1030 H.
б) Определяем предварительное значение параметра осевого нагру-жения e для наиболее нагруженной опоры 1:
e = 0,574•(Fr1/Co)0,215 = 0,574•(1883/18100)0,215 = 0,353
в) Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:
Fa min 1 = e•Fr1= 0,353•1883=664 H, Fa min 2 = e•Fr2= 0,353•1792=632 H.
г) Определяем осевые нагрузки подшипников.
Пусть Fa1 =Fa min 1 = 664 H, тогда Fa 2 =Fa 1FA=6641030 = 1694 H, что больше Fa min 2 = 632 H. Таким образом, условие равновесия осевых сил выполнено.
д) Уточняем коэффициент осевого нагружения e для опоры 2:
e = 0,631•(Fa2/C0)0,175 = 0,631•(1694/18100)0,175 = 0,42
е) Определяем эквивалентные нагрузки для каждой опоры. Для этого находим соотношения Fa2/(V•Fr2) = 1694/(1•1792) = 0,945 > e = 0,42 и Fa1/(V•Fr1) = 664/(1•1883) = 0,352 < e = 0,42. Из указанных соотношений определяем, что: P1=V•Fr1•K•KT=1•1883•1,3•1=2448 H, P2= (V•Fr2•X + Y•F a2)•K••KT = 1792•0,45+1,31•1694)•1,3•1,0=3933 H, где коэффициенты X и Y выбирают по табл. 3.1. д) Для наиболее нагруженной опоры 2 определяем номинальную долговечность подшипника (а1 = 1), приняв класс точности подшипника - «0» (Kk =1,0), а условия работы - обычные (а23 = 0,8): L10 h=a1•a23•(Kk•Cr/P2)3•(106/(60•n))=1•0,8•(1•24/(3,93))3•(106/(60•730))= 4931 часа. Таким образом, расчетная долговечность L10 h < Lh =17000 час. Кроме того, радиально-упорные шарикоподшипники дороже радиально-упорных роликовых и радиальных шариковых. Следовательно, этот вариант не приемлем. Вариант 1. Примем по рекомендациям табл. 1.2. для цилиндрических косозубых колес при FA/Fr1= 1030/1883=0,547 > e = 0,25 роликовый радиально-упорный подшипник 7207, соответствующий первоначальным диаметрам посадочных мест d=35 мм.
Характеристики подшипника: Cr=38,5 H, C0=26,0 H,  =140. Из табл. 3.1. находим: e = 1,5•tg  = 1,5•tg 140 = 0,373 и коэффициенты X=0,46 и Y=0,4•ctg 140 = 1,61 при условии, что Fa/(V•Fr) > e.
а) Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:
Fa min1 = 0,83•e•Fr1= 0,83•0,353•1883=551 H,
Fa min 2 = 0,83•e•Fr2= 0,83•0,353•1792=525 H.
г) Определяем осевые нагрузки подшипников. Примем, что Fa 2 = Fa min 2 = 525 H, тогда Fa 1 = FA  Fa 2 = 1030  525 = 1555 H, что меньше Fa min 1 = 664H. В этом случае примем, что Fa1 = Fa min 1 = 551 H, тогда Fa 2 = Fa min 1  FA = 5511030 = 1581 H, что больше Fa min 2 = 632 H. Таким образом, условия равновесия осевых сил выполнено.
е) Определяем эквивалентные нагрузки для каждой опоры:
находим соотношения Fa2/(V•Fr2) = 1581/(1•1792) = 0,888 > e = 0,42
и Fa1/(V•Fr1) = 551/(1•1883) = 0,297 < e = 0,42. Из указанных соотно-шений определяем P1=V•Fr1•K•KT=1•1883•1,3•1=2448 H, P2= (V•Fr2•X + Y•Fa2)•K•KT = (1•1792•0,46+1,6 1•1581)•1,3•1,0 = 4360 H, где коэффициенты X и Y выбирают по табл. 3.1. д) Для наиболее нагруженной опоры 2 определяем номинальную долговечность подшипника (а1 = 1), приняв класс точности под-шипника - «0» (KĶ=1,0), условия работы - обычные (а23 = 0,8): L10h=a1•a23•(Kk•Cr/P2)10/3•(106/(60•n))=1•0,8•(1•38,5/(4.36))10/3•(106/(60•730))= 19280 часов, что превышает требуемую долговечность Lh=17000 час. Таким образом, из рассмотренных вариантов пригодным принят подшипник 7207, размеры которого меньше предварительно принятого - 307: (d х D x T (В) - 35 x 72 x 18,5 против (35 x 80 x (21) мм). Пример 4. Проверить пригодность подшипников 7308 вала червячного редуктора (рис. 4.1), работающего с легкими толчками. Частота вращения вала n = 144,5 об/мин. Осевая сила в зацеплении FA = 5200 H. Радиальные реакции: Fr1 = 995 H, Fr2 = 1550 H. Характеристики подшипников: Cr= 66 kH, С0 = 47,5 kH,  = 110, V = 1,0; K =1,2; KT = 1,0. Требуемая долговечность Lh=6000 час. Подшипники установлены по схеме 2. Рис. 4. 1. К расчету конического подшипника а) Определяем осевые составляющие радиальных реакций: Fa min 1 = 0,83•e•Fr1 = =0,83•0,29•955 = 231 H; Fa min 2 = 0,83•e•Fr2 = =0,83•0,29•1550 = 375 H, где e = 1,5•tg  = =1,5•tg 110 = 0,29; X = 0,40 и Y = 0,4ctg =0,4•ctg 110=2,1, при условии, что Fa/(V•Fr) > e (табл. 3.1).
б) Определяем осевые силы подшипников. Пусть Fa1= Fa min 1=231 H, тогда Fa min 2 = Fa min 1 + FА = 231 + 5200 = 5431 H.
в) Определяем отношения:
Fa1/(V• Fr1) = 231 / (1•955) = 0,232 < e = 0,29; Fa2/(V• Fr2) = 5431/(1•1550) = 3,50 > e = 0,29.
г) По соотношениям пункта в) выбираем соответствующие формулы для определения эквивалентных нагрузок P1 и P2:
P1=V•Fr1•K•KT=1•955•1,2•1=1194 H,
P2= (V•Fr2•X + Y•Fa2)•K•KT = (1•1550•0,40+2,1•5431)•1,2•1= 14821 H.
д) Для наиболее нагруженной опоры 2 определяем номинальную долговечность подшипника (а1=1) приняв, что класс точности подшипника - «0» (KК =1,0), а условия работы - обычные- позволяют выбрать коэффициент а23 = 0,7:
L10h=а1•a23•(Kk•Cr/P2)10/3•(106/(60•n))=1•0,7•(1•66/14,82)10/3•(106/(60•144,5))=5915 часов. Такая долговечность недостаточна - подшипник непригоден.
Рассмотрим возможные варианты обеспечения номинальной долго-вечности.
Вариант1.Для этого при тех же параметрах оценим требуемую дина-мическую грузоподъемность Срасч и по величине этой грузоподъемности выберем роликовый конический подшипник, как более дешевый.
а) Определяем требуемую грузоподъемность подшипника опоры 2:
Cрасч=P2•(60•n•Lh•10-6)1/3,33 = 14,82•(60•144,5•6000•10-6) 1/3,33 = 69147 H.
б) Анализируя полученную величину Cрасч, приходим к выводу о це-лесообразности применения подшипника 7608, у которого Cr = 90 кH,  = 110, а габариты (d x D x T = 40 x 90 x 35,25 мм) близки к размерам предварительно принятого по условиям примера подшипника 7308 (d x D x x T = 40 x 90 x 25,5 мм). При этом расчеты выполним приближенно, не учитывая небольшое изменение lф между точками приложения реакций.
в) Определяем осевые составляющие радиальных реакций:
Fa min 1 = 0,83•e•Fr1 = 0,83•0,29•955 = 231 H,
Fa min 2 = 0,83•e•Fr2 = 0,83•0,29•1550 = 375 H;
где e = 1,5•tg  = 1,5•tg 110 = 0,29,
X=0,40 и Y = 0,4•ctg =0,4•ctg 110=2,1 при Fa/(V•Fr) > e (табл. 3.1).
г) Определяем осевые силы подшипников. Пусть Fa1= Fa min 1=231 H, тогда Fa min 2 = Fa min 1+ FА = 231 + 5200 = 5431 H, что больше Fa min 2 =375 Н
д) Определяем отношения:
Fa1/(V• Fr1) = 231 / (1•955) = 0,232 < e = 0,29; Fa2/(V• Fr2) = 5431/(1•1550) = 3,50 > e = 0,29.
е) По соотношениям пункта д) выбираем соответствующие формулы для определения эквивалентных нагрузок P1 и P2:
P1=V•Fr1•K•KT=1•955•1,2•1=1194 H,
P2= (V•Fr2•X + Y•Fa2)•K•KT = (1•1550•0,40+2,1•5431)•1,2•1 = 14821 H.
ж) Для наиболее нагруженной опоры 2 определяем номинальную долговечность подшипника (а1=1) приняв, что класс точности подшипника - «0» (KK =1,0), а условия работы те же - а23 = 0,7:
L10h=а1•a23•(Kk•Cr/P2)10/3•(106/(60•n))=1•0,7•(1•90/14,82)10/3•(106/(60•144,5)) = 30517 часов.
L10 h = 30517 час > Lh = 6000 час, следовательно, подшипник пригоден.
4.4. Расчет упорных подшипников
ПРИМЕР 5. Подобрать шарикоподшипники для цапфы диаметром d = 55 мм колонны поворотного крана (рис. 4.2). На цапфу действуют вертикальная нагрузка Fа=60 kH. Частота вращения колонны n = 2 об/мин; режим работы с незначительными и кратковременными перегрузками; требуемая долговечность подшипника L h = 10 000 часов.

Рис. 4.2. К расчету упорного подшипника
а) Поскольку радиальная нагрузка отсутствует, выбираем упорный шарикоподшипник, для которого динамическую эквивалентную нагрузку определяем по формуле (15). По условию работы K = 1,25; KT = 1. То-гда P = FA•K•KT = 60•1,2•1 = =72 kH.
б) Требуемую динамическую грузоподъемность находим из уравнения:

Cрасч =a1•a23•P•(60•10-6•n•Lh)1/3 = 1•1•72 (60•10-6 2•10000) 1/3 = 76,32 kH.
в) По каталогу при d = 55 мм и Срасч = 76,32 kH принимаем шарико-подшипник упорный 8311 средней серии (одинарный), для которого d = 55мм, Cr = 90,3 kH.
г) Долговечность подшипника при а1 =1,0 и а23 = 0,7 составит:
L10h=а1•a23•(KK•Cr/P)10/3•(106/(60•n))= 1•0,7•(1•90,3 /72)10/3 •(106/(60•2)) = 11490 час., что больше требуемой долговечности Lh = 10 000 часов. Подшипник пригоден.
е) Определим скорректированный ресурс и вероятность безотказной работы выбранного подшипника: (a1)´ = a1•(Lh/ Lah) = 1,0•(10000/11490) = 0,870. По табл. 3.4. на стр. 27 находим, что вероятность безотказной работы при ресурсе 10000 часов составит 0,924.

5. ПРИЛОЖЕНИЯ
Приложение 1. Шарикоподшипники радиальные (рис. 1.2, а; рис. 1.5)
Условное обо-значение
d D В r Грузоподъёмность, кН
Динамическая Сr Статическая
Со
мм
1 2 3 4 5 6 7 8
Особолёгкая серия
100 - 10 26 8 0.5 4,62 1,96
101 - 12 28 8 0.5 5,07 2,24
104 80104 20 42 12 1 9,36 4,5
105 - 25 47 12 1 11,2 5,6
106 80106 30 55 13 1.5 13,3 6,8
107 - 35 62 14 1,5 15.9 8,5
108 80108 40 68 15 1.5 16,8 9.3
109 - 45 75 16 1,5 21,2 12,2
110 - 50 80 16 1.5 21,6 13,2
111 - 55 90 18 2 28,1 17
112 - 60 95 18 2 29,6 18,3
113 - 65 100 18 2 30,7 19.6
114 - 70 110 20 2 37,7 24,5
115 - 75 115 20 2 39,7 26,0
116 - 80 125 22 2 47,7 31.5
117 - 85 130 22 2 49,4 33,5
118 - 90 140 24 2.5 57,2 39,0
119 - 95 145 24 2,5 60,5 41.5
120 - 100 150 24 2,5 60,5 41,5
Лёгкая серия
200 80200 10 30 9 1 5,9 2,65
201 80201 12 32 10 1 6,89 3,1
202 80202 15 35 11 1 7,8 3,55
203 80203 17 40 12 1 9,56 4,5
204 80204 20 47 14 1,5 12,7 6,2
205 80205 25 52 15 1,5 14,0 6,95
206 80206 30 62 16 1,5 19,5 10,0
207 - 35 72 17 2 25.5 13,7
208 80208 40 80 18 2 32,0 17,8
209 80209 45 85 19 2 33,2 18.6
209А - 45 85 19 2 36,4 20,1
210 - 50 90 20 2 35,1 19,8
211 - 55 100 21 2,5 43,6 25,0
212 80212 60 110 22 2,5 52,0 31,0
Приложение 1(продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8
215 80215 75 130 25 2,5 66,3 41,0
216 - 80 140 26 3 70,2 45,0
217 - 85 150 28 3 83,2 53,0
217А - 85 150 28 3 89,5 56,5
218 80218 90 160 30 3 95.6 62,0
219 - 95 170 32 3.5 108,0 69,5
219А - 95 170 32 3,5 115.0 74,6
220 80220 100 180 34 3.5 124,0 79,0
Средняя серия
300 - 10 35 11 1 8,06 3,75
301 - 12 37 12 1.5 9,75 4,65
302 - 15 42 13 1.5 11,4 5,4
303 - 17 47 14 1,5 13,5 6,65
304 - 20 52 15 2 15,9 7,8
305 - 25 62 17 2 22,5 11.4
306 - 30 72 19 2 28,1 14.6
307 - 35 80 21 2,5 33.2 18,0
308 - 40 90 23 2,5 41,0 22,4
309 - 45 100 25 2,5 52,7 30.0
310 - 50 110 27 3 65.8 36,0
311 - 55 120 29 3 71,5 41,5
312 - 60 130 31 3,5 81,9 48,0
313 - 65 140 33 3.5 92.3 56,0
314 - 70 150 35 3,5 104,0 63,0
315 - 75 160 37 3,5 112,0 72,5
316 - 80 170 39 3.5 124,0 80,0
316К5 - 80 170 39 3,5 130,0 89,0
317 - 85 180 41 4 133,0 90.0
318 - 90 190 43 4 143,0 99,0
319 - 95 200 45 4 153,0 110
319К5 - 95 200 45 4 161,0 120,0
320 - 100 215 47 4 174,0 132,0
Тяжёлая серия
403 - 17 62 17 2 22,9 11,8
405 - 25 80 21 2,5 36,4 20,4
406 - 30 90 23 2,5 47,0 26,7
407 - 35 100 25 3 55.3 31,6
408 - 40 110 27 3 63,7 36,5
409 - 45 120 29 3,5 76,1 45,5
410 - 50 130 31 3,5 87.1 52.0
411 - 55 140 33 3,5 100,0 63,0
412 - 60 150 35 3,5 108,0 70.0
413 - 65 160 37 4 119,0 78,1
Приложение 2. Шарикоподшипники радиальные сферические двух-рядные (рис. 1.2, б; рис. 1.5)
Условное обозначение d D В r Сr Со е Y Y0
мм kН
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Лёгкая узкая серия
1204 20 47 14 1,5 9,95 3,18 0,27 2,31/3,57 2,42
1205 25 52 15 1,5 12,1 4,0 0,27 2,32/3,6 2,44
1206 30 62 16 1,5 15,6 5,8 0,24 2,58/3,99 2,7
1207 35 72 17 2 15,9 6,6 0,23 2,74/4,24 2,87
1208 40 80 18 2 19,0 8,55 0,22 2,87/4,44 3,01
1209 45 85 19 2 21,6 9,65 0,21 2,97/4,6 3,11
1210 50 90 20 2 22,9 10,8 0,21 3,13/4,85 3,28
1211 55 100 21 2,5 26,5 13,3 0,2 3,23/5,0 3,39
1212 60 110 22 2,5 30,2 15,5 0,19 3,41/5,27 3,57
1213 65 120 23 2,5 31,2 17,2 0,17 3,71/5,73 3,68
1214 70 125 24 2,5 34,5 18,7 0,18 3,51/5,43 3,88
1215 75 130 25 2,5 39,0 21,5 0,18 3,6/5,57 3,77
1216 80 140 26 3 39,7 23,5 0,16 3,94/6,11 4,13
1217 85 150 28 3 48,8 28,5 0,17 3,69/5,71 3,87
1218 90 160 30 3 57,2 32,0 0,17 3,76/5,82 3,94
1220 100 180 34 3,5 63,7 37,0 0,17 3,68/5,69 4,81
Лёгкая широкая серия
1500 10 30 14 1 7,28 1,76 0,65 0,97/1,5 1,02
1506 30 62 20 1.5 15.3 5,7 0,39 1,59/2,47 1,67
1507 35 72 23 2 21,6 8,2 0,37 1,69/2,62 1,77
1508 40 80 23 2 22,5 9.4 0,33 1,9/2,99 1,99
1509 45 85 23 2 23,4 10.7 0,31 2,06/3,18 2,16
1510 50 90 23 2 23.4 11.5 0,28 2,2/3,41 2,31
1516 80 140 33 3 48,8 27,0 0,25 2,39/3,85 2,61
1517 85 150 36 3 58,5 31,5 0,25 2,48/3,84 2,60
Средняя узкая серия
1304 20 52 15 2 12.5 3,66 0,29 2,17/3,35 2,27
1305 25 62 17 2 17,8 6,0 0,28 2,26/3,49 2,36
1306 30 72 19 2 21,2 7.7 0,26 2,46/3,8 2,58
1307 35 80 21 2,5 25,1 9,8 0,25 2,57/3,98 2,69
1308 40 90 23 2,5 29,6 12,2 0,24 2,61/4,05 2,74
1309 45 100 25 2.5 37,7 15,9 0,24 2,54/3,93 2,66
1310 50 110 27 3 43,6 17,5 0,24 2,69/4,14 2,8
1311 55 120 29 3 50,7 23.5 0,23 2,7/4,17 2,82
Приложение 2.(продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
1312 60 130 31 3,5 57,2 26,5 0,23 2,8/4,83 2,93
1313 65 140 33 3,5 61,8 29,5 0,23 2,79/4,31 2,92
1314 70 150 35 3.5 74,1 35,5 0,22 2,81/4,35 2,95
1315 75 160 35 3,5 79,3 38,5 0,22 2,84/4,39 2,97
1316 80 170 37 3.5 88,4 42,0 0,22 2,92/4,52 3,06
1317 85 180 41 4 97.5 48,5 0,22 2,90/4,49 3,04
Средняя широкая серия
1605 25 62 24 2 24,2 7,5 0,47 1,34/2,07 1,4
1606 30 72 27 2 31,2 10,0 0,44 1,43/2,22 1,5
1607 35 80 31 2,5 39,7 12,9 0,46 1,36/2,11 1,43
1608 40 90 33 2,5 44,9 15,7 0,43 1,46/2,25 1,52
1609 45 100 36 2,5 54,0 19,4 0,42 1,51/2,33 1,58
1610 50 110 40 3 67.7 23,6 0,43 1,48/2,29 1,55
1611 55 120 43 3 76,1 28,0 0,41 1,53/2,36 1,6
1612 60 130 46 3,5 87,1 33.0 0,4 1,56/2,41 1,63
1613 65 140 48 3,5 95.6 38.5 0,38 1,65/2,55 1,73
1614 70 150 51 3,5 111,1 44,5 0,38 1,68/2,59 1,76
1616 80 170 58 3,5 135,0 58,0 0,37 1,68/2,61 1,76

Приложение 3. Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами (рис.1.3, а; рис. 1.5)
Условное обо-значение d D B r r1 Cr C0
мм kН
1 2 3 4 5 6 7 8
Лёгкая узкая серия
32202А 15 35 11 1 0,5 12,5 6,4
32203А 17 40 12 1 0,5 17,2 7,1
32204А 20 47 14 1,5 1,0 25,1 12,6
32205А 25 52 15 1,5 1,0 28,6 15,2
32206А 30 62 16 1,5 1,0 38,0 19,6
32207А 35 72 17 2,0 1,0 48,4 26,5
32208А 40 80 18 2,0 2 53,9 29,5
32209А 45 85 19 2,0 2 60,5 35,0
32210А 50 90 20 2,0 2 64,4 37,5
32211А 55 100 21 2,5 2 84,2 49,0
32212А 60 110 22 2,5 2,5 93,5 53,5
3221ЗА 65 120 23 2,5 2,5 106,0 66,5
32214А 70 125 24 2,5 2,5 119,0 71,0
Приложение 3. (продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8
32215А 75 130 25 2,5 2,5 130,0 81,5
32216А 80 140 26 3 3 138,0 87,0
32217А 85 150 28 3 3 165,0 108,0
32218А 90 160 30 3 3 183,0 120,0
32220А 100 180 34 3,5 3,5 251,0 170,0
Средняя узкая серия
32306А 30 72 19 2 2 51,2 26,0
32307А 35 80 21 2,5 2 64,4 35,0
32308А 40 90 23 2,5 2,5 80,9 44,5
32309А 45 100 25 2.5 2,5 99,0 56,6
32310А 50 110 27 3 3 110,0 70,5
32311А 55 120 29 3 3 138,0 87,5
32312А 60 130 31 3,5 3,5 151,0 98,0
32313А 65 140 33 3,5 3,5 183,0 197,0
32314А 70 150 35 3,5 3,5 205,0 124,0
32315А 75 160 37 3,5 3,5 242,0 149,0
32316А 80 170 39 3,5 3,5 260,0 163,0
32317А 85 180 41 4 4 297,0 190,0
32318А 90 190 43 4 4 319,0 260,0
32319А 95 200 45 4 4 374,0 222,0
32320А 100 215 47 4 4 391,0 250,0
Лёгкая широкая серия
2505А 25 .52 18 1,5 1 34,1 18,8
2506А 30 62 20 1,5 1 38,0 28,0
2508А 40 80 23 2 2 56,1 42,0
2509А 45 85 23 2 2 73,7 45,5
2510А 50 90 23 2 2 78,1 48,5
2511А 55 100 25 2,5 2 99,0 64,0
2512А 60 110 28 2,5 2,5 128,0 85,0
2513А 65 120 31 2,5 2,5 147,0 100,0

Приложение 4. Шарикоподшипники радиально-упорные (рис. 1.2, в).
Условное обо-значение d D B Т r r1 Cr C0
мм kН
1 2 3 4 5 6 7 8 9
Особолёгкая серия, α=12о
36104 20 42 12 12 1 0,5 10,6 5,32
36105 25 47 12 12 1 0,5 11,8 6,29
Приложение 4. (продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8 9
35106 30 55 13 13 1,5 0,5 15,3 8,57
36107 35 62 14 14 1,5 0,5 19,1 11,3
Лёгкая узкая серия, α=12о
36204 20 47 14 14 1,5 0,5 15,7 8,31
36205 25 52 15 15 1,5 0,5 16,7 9,1
36206 30 62 16 16 1,5 0,5 22,0 12,0
36207 35 72 17 17 2 1 30,8 17,8
36208 40 80 18 18 2 1 38,0 23,2
36209 45 85 19 19 2 1 31,2 25,1
36210 50 90 20 20 2 1 43,2 27,0
36211 55 100 21 21 2,5 1,2 58,4 34,2
36212 60 110 22 22 2,5 1,2 61,5, 39,3
36214 70 125 24 24 2,5 1,2 80,2 54,8
36216 80 140 26 26 3 1,5 93,6 65,0
36217 85 150 28 28 3 1,5 101,0 70,8
36218 90 160 30 30 3 1,5 118,0 83,0
36219 95 170 32 32 3,5 2 134,0 95,0
Средняя узкая серия, α=12о
36302 15 42 13 13 1,5 0,5 13,6 6,8
36303 17 47 14 14 1,5 0,5 17,2 8,7
36308 40 90 23 23 2,5 1,2 53,9 32,8
36318 90 190 43 43 4 2 189,0 145,0
Средняя узкая серия, α=26о
46303 17 47 14 1,5 0,5 16,1 8,0
46304 20 52 15 2 1 17,8 9,0
46305 25 62 17 2 1 26,9 14,6
46306 30 72 19 2 1 32,6 18,3
46307 35 80 21 2,5 1,2 42,6 24,7
46308 40 90 23 2,5 1,2 50,8 31,1
46309 45 100 25 2,5 1,2 61,4 37,0
46310 50 110 27 3 1,5 71,8 44,0
46312 60 130 31 3,5 2 100,0 65,3
46313 65 140 33 3,5 2 113,0 75,0
46314 70 150 35 3,5 2 127,0 85,3
46316 80 170 39 3,5 2 136,0 99,0
46318 90 190 43 4 2 165,0 122,0
46320 100 215 47 4 2 213,0 177,0
Лёгкая узкая серия, α=36о
66207 35 72 17 2,5 1,2 17,0 14,7
66211 55 100 21 2,5 1,2 46,3 28,4
66215 75 130 25 2,5 1,2 71,5 49,0
66219 95 170 32 3,5 2 121,0 85,0

Приложение 4. (продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8 9
Средняя узкая серия, α=36о
66309 45 100 25 3 1,5 60,8 36,4
66312 60 130 31 3,5 2 93,7 58,8
66314 70 150 35 3,5 2 119,0 76,8
Тяжёлая узкая серия, α=36о
66406 30 90 23 2,5 1,2 43,8 27,0
66408 40 110 27 3 1,5 72,2 42,3
66409 45 120 29 3 1,5 81,6 47,3
66410 50 130 31 3,5 2 98,9 60,1
66412 60 150 35 3,5 2 125,0 79,5
66414 70 180 42 4 2 152,0 109,0
66418 90 225 54 5 2,5 208,0 162,0
Приложение 5. Роликоподшипники радиально-упорные (Рис. 1.3, г).
Условное обозначение d D T B c r r1 Cr C0
мм kН
1 2 3 4 5 6 7 8 8 10
Особолёгкая серия, α=11÷15о
2007106 30 55 17 16 14 1,5 0,5 27,0 19,9
2007107 35 62 18 17 15 1,5 0,5 32,0 23,0
2007108 40 68 19 18 16 1,5 0,5 40,0 28,4
2007109 45 75 20 19 16 1,5 0,5 44,0 34,9
2007111 55 90 23 22 19 2 0,8 57.0 45,2
2007113 65 100 23 22 19 2 0,8 61.0 64,5
2007114 70 110 25 24 20 2 0,8 77,6 71,0
2007115 75 115 25 24 20 2 0,8 78,3 75,0
2007116 80 125 29 27 23 2 0,8 102,0 93,0
2007118 90 140 32 30 26 2,5 0,8 128,0 111,0
2007119 95 145 32 30 26 2,5 0,8 130,0 115,0
2007120 100 150 32 30 26 2,5 0,8 132,0 120,0
Лёгкая серия, α=12÷18о
7202 15 35 11,75 11 9 1,0 0,3 10,5 6,1
7203 17 40 13,25 12 11 1,5 0,5 14,0 9,0
7204 20 47 15,25 14 12 1,5 0,5 21,0 13,0
7205 25 52 16,25 15 13 1,5 0,5 24,0 17,5
7206 30 62 17,25 16 14 1,5 0,5 31,5 22,0
7207 35 72 18,25 17 15 2,0 0,8 38,5 26,0
7208 40 80 19,25 19 16 2,0 0,8 46,5 32,5
7209 45 85 20,75 20 16 2,0 0,8 50,0 33,0
7210 50 90 21,75 21 17 2,0 0,8 56,0 40,0
7211 55 100 22,75 21 18 2,5 0,8 65,0 46,0
7212 60 110 23,75 23 19 2,5 0,8 78,0 58,0
Приложение 5. (продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8 8 10
7214 70 125 25,25 26 21 2,5 0,8 96,0 82,0
7215 75 130 27,25 26 22 2,5 0,8 107,0 84,0
7216 80 140 28,25 26 22 3,0 0,8 112,0 95,2
7217 85 150 30,50 28 24 3,0 1,0 130,0 109,0
7218 90 160 32,50 31 26 3.0 1,0 158,0 125,0
7219 95 170 34,50 32 27 3,5 1,0 168,0 131,0
7220 100 180 37,00 34 29 3,5 1,2 185,0 146,0
Средняя серия α=10÷14о
7304 20 52 16,25 16 13 2,0 0,8 26,0 17,0
7305 25 62 18,25 17 15 2,0 0,8 33,0 23,2
7306 30 72 20,75 19 17 2,0 0,8 43,0 29,5
7307 35 80 22,75 21 18 2,5 0,8 54,0 38,0
7308 40 90 25,25 23 20 2,5 0,8 66,0 47,5
7309 45 100 27,25 26 22 2,5 0,8 83,0 60,0
7310 50 110 29,25 29 23 3,0 1,0 100,0 75,0
7311 55 120 31,5 29 25 3,0 1,0 107,0 81,5
7312 60 130 33,5 31 27 3,5 1,2 128,0 96,5
7313 65 140 36,0 33 28 3,5 1,2 146,0 112,0
7314 70 150 38,0 37 30 3,5 1,2 170,0 137,0
7315 75 160 40.0 37 31 3,5 1,2 180,0 148,0
7317 85 180 44.5 41 35 4,0 1,5 230,0 196,0
7318 90 190 46,5 43 36 4,0 1,5 250,0 201,0
Средняя широкая серия α=11÷16о
7604 20 52 22,25 21,0 18,5 2 0,8 31,5 22,0
7605 25 62 25,25 24,0 21,0 2 0,8 47,5 36,6
7606 30 72 28,75 29,0 23,0 2 0,8 63,0 51,0
7607 35 80 32,75 31,0 27,0 2,5 0,8 76,0 61,5
7608 40 90 35,25 33,0 28,5 2,5 0,8 90,0 67,5
7609 45 100 38,25 36,0 31,0 2,5 0,8 114,0 90,5
7611 55 120 45,5 44,5 36,5 3,0 1,0 160,0 140,0
7612 60 130 48,5 47,5 39,0 3,5 1,2 186,0 157,0
7613 65 140 51,0 48,0 41,0 3,5 1,2 210,0 168,0
7614 70 150 54,0 51,0 43,0 3,5 1,2 240,0 186,0
7615 75 160 58,0 55,0 46,5 3,5 1,2 280,0 235,0
7616 80 170 61,5 59,5 49,0 3,5 1,2 310,0 290,0
7618 90 180 67,5 66,5 53,5 4,0 1,5 370,0 365,0
7620 100 215 77,5 73,0 61,5 4,0 1,5 460,0 460,0
Лёгкая широкая серия α=12÷16о
7506 30 62 21,35 20,5 17 1,5 0,5 36,0 27,0
7507 35 72 24,25 23 20 2,0 0,8 53,0 40,0
7508 40 80 24,75 23,5 20 2,0 0,8 56,0 44,0
7509 45 85 24,75 23,5 20 2,0 0,8 60,0 46,0

Приложение 5. (продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8 8 10
7510 50 90 24,75 23,5 20 2,0 0,8 62,0 54,0
7511 55 100 26,75 25 21 2,5 0,8 80,0 61,0
7512 60 110 29,75 28 24 2,5 0,8 94,0 75,0
7513 65 120 32,75 31 27 2,5 0,8 110,0 98,0
7514 70 125 33,25 31 27 2,5 0,8 125,0 101,0
7515 75 130 33,25 31 27 2,5 0,8 130,0 108,0
7516 80 140 35,25 33 28 3,0 1,0 143,0 126,0
7517 85 150 38,50 36 30 3,0 1,0 162,0 141,0
7518 90 160 42,5 40 34 3,0 1,0 190,0 171,0
7519 95 170 45,5 45,5 37 3,5 1,2 230,0 225,0
7520 100 180 49.0 46,0 39 3,5 1,2 250,0 236,0
Лёгкая широкая серия α=12÷16о
7506А 30 62 21,25 20 17 1,5 0,5 47,3 37,0
7509А 45 85 24,75 23 19 2,0 0,8 74,8 60,0
7510А 50 90 24,75 23 19 2,0 0,8 76,5 64,0
7511А 55 100 26,75 25 21 2,5 0,8 99,0 80,0
7512А 60 110 29,75 28 24 2,5 0,8 120,0 100,0
751ЗА 65 120 32,75 31 27 2,5 0,8 142,0 120,0
7515А 75 130 33,25 31 27 2,5 0,8 157,0 130,0
7516А 80 140 35,25 33 28 3,0 1,0 176,0 155,0
7517А 85 150 38,5 36 30 3,0 1,0 201,0 180,0
7520А 100 180 49,00 46 39 3,5 1,2 297,0 280,0

Приложение 6. Шарикоподшипники упорные (Рис.1.2, е).
Тип 8000 по ГОСТ 6874-95 Тип 38000 по ГОСТ 7842-91
(однорядный) (двухрядный)
Условное обозначение d D H r h Cr C0
мм kН
1 2 3 4 5 6 7 8
Особолёгкая серия
8104 20 35 10 0,5 2,7 12,7 21,2
8105 25 42 11 1 3,2 15,9 25,7
8106 30 47 11 1 3,2 16,8 29,0
8107 35 52 12 1 3,6 17,4 36,5
8108 40 60 13 1 3,6 23,4 50,0
8109 45 65 14 1 4,1 24,2 55,0
8110 50 70 14 1 4,1 25,5 60,0
8111 55 78 16 1 4,6 30,7 81,5
8112 60 85 17 1,5 5 35,8 90,0
8113 65 90 18 1,5 5,2 37,1 102,0
8114 70 95 18 1,5 5,2 38,0 111,0
8115 75 100 19 1,5 5,6 38,0 116,0
Приложение 6 (продолжение)
1 2 3 4 5 6 7 8
8116 80 105 19 1,5 5,6 39,7 120,0
8117 85 110 19 1,5 5,6 40,0 129,0
8118 90 120 22 1,5 6,5 50,7 157,0
8120 100 135 25 1,5 7,4 74,1 214,0
Лёгкая серия
8204 38204 20 15 40 14 26 6 1 4 19,9 30,0
8205 38205 25 20 47 15 28 7 1 4,2 24,7 40,0
8206 38206 30 25 52 16 29 7 1 4,8 25,5 46,0
8207 38207 35 30 62 18 34 8 1,5 5 35,1 66,5
8208 38208 40 30 68 19 36 9 1,5 5.2 39,7 78,5
8209 38209 45 35 73 20 37 9 1,5 5,7 41,0 89,5
8210 38210 50 40 78 22 39 9 1,5 6,3 43,0 103,0
8211 38211 55 45 90 25 45 10 1,5 7,1 63,7 127,0
8212 38212 60 50 95 26 46 10 1,5 7,3 65,0 150,0
8213 - 65 - 100 27 - - 1,5 8,0 66,3 150,0
8214 36214 70 55 105 27 47 10 1,5 8,0 70,0 158,0
8215 - 75 - 110 27 - - 1,5 8,0 71,5 166,0
8216 38216 80 65 115 28 48 10 1,5 8,3 80,0 188,0
8217 38217 85 70 125 31 55 12 1,5 8,8 85,0 235,0
8218 - 90 - 135 35 - - 2 10,5 108,0 285,0
8220 - 100 - 150 38 - - 2 11,1 133,0 330,0
Средняя серия
8305 - 25 - 52 18 - - 1,5 5 33,8 50,0
8306 - 30 - 60 21 - - 1,5 6 40,3 66,5
8307 - 35 - 68 24 - - 1,5 7 49,4 83,5
8308 - 40 - 78 26 - - 1,5 7,6 65,0 107,0
8309 - 45 - 85 28 - - 1,5 8,2 71,5 130,0
8310 - 50 - 95 31 - - 2 9,1 87,1 161,0
8311 - 55 - 105 35 - - 2 10,1 112,0 213,0
8312 - 60 - 110 35 - - 2 10,1 112,0 213,0
8313 - 65 - 115 36 - - 2 10,5 114,0 249,0
8314 - 70 - 125 40 - - 2 12 133,0 290,0
8315 - 75 - 135 44 - - 2,5 13 153,0 340,0
8316 38316 80 65 140 44 79 18 2,5 13 159,0 340,0
8318 - 90 - 155 50 - - 2,5 14,5 199,0 445,0
8320 - 100 - 170 55 - - 2,5 16 238,0 480,0

Примечания к таблицам Приложения:
1. Буква А в условном обозначении - повышенная грузоподъёмность.
2. Буква К в условном обозначении - конструктивные отличия подшип-ника, влияющие на его потребительские характеристики.
3. В Приложении 2 значения Y: в числителе при Fa/V∙Fr ≤ e, (X = 1); в знаменателе при Fa/V∙Fr > e, (X = 0,65).

6. ПЕРЕЧЕНЬ ГОСТОВ, ИСПОЛЬЗОВАННЫХ В МЕТОДИЧЕСКИХ УКАЗАНИЯХ
ГОСТ 520-89. Подшипники качения. Технические требования.
ГОСТ 3189-75. Подшипники качения. Система условных обозначений.
ГОСТ 3325-85. Подшипники качения. Посадки. Требования к сопряженным деталям.
ГОСТ 3395-89. Подшипники качения. Типы и конструктивные разно-видности.
ГОСТ 3478- 79. Подшипники качения. Основные габаритные размеры.
ГОСТ 18854-94. Подшипники качения. Методы расчёта статической грузоподъёмности и эквивалентной статической нагрузки.
ГОСТ 18855-94. Подшипники качения. Методы расчёта динамической грузоподъёмности и долговечности.

7. ЛИТЕРАТУРА
1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование: учебн. пособ. для машиностр. вузов. – М.:Высшая школа, 1975. – 551 с.
2. Иосилевич Г.Б. Детали машин: Учебник для студентов машиностр. спец. вузов. – М.:Машиностроение, 1988. – 368 с.
3. Когаев В.П., Дроздов Ю.П. Прочность и износостойкость машин: Учебн. пособ. для машиностр. вузов.– М.:Высшая школа,1991.– 319 с.
4. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностр. спец. вузов. – Л.:Машиностроение. Ленингр. отд., 1984. – 440 с.
5. Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. В 2-х кн. /Под ред. П.Н. Учаева. – Изд. 3-е, испр. – М.:Машиностроение, Кн. 1-1988.—560 с., Кн.2-1989.—584 с.
6. Пальмгрем А. Шариковые и роликовые подшипники. – М.:Машгиз, 1949. – 392 с.
7. Подшипники качения: Справочник-каталог/ Л.В. Черневский, Р.В Коросташевский, Б.Я. Яхин и др.; Под общ. ред. Л.В. Черневского и Р.В Коросташевского.– М.:Машиностроение, 1997.―896 с.
8. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностр. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.:Машиностроение, 1989. – 496 с.
9. Хорошев А.Н. Введение в управление проектированием механических систем: Учебное пособие. 1999.―372 с.


Скачиваний: 1
Просмотров: 0
Скачать реферат Заказать реферат