17. Классификация подшипников качения.

Подшипники качения классифицируются по следующим знакам: по форме тел качения; по направлению нагрузки, для восприятия которой предназначен подшипник; по числу рядов качения в одном подшипнике; по конструктивным особенностям подшипника.

По форме тел качения подшипники разделяют на шариковые и роликовые. Ролики имеют различную форму: конические цилиндрические, длинные цилиндрические, иглы (тонкие ролики); витые; конические; сферические (симметричные, асимметричные).

По направлению нагрузки, которую воспринимать подшипники качения, они подразделяются на радиальные, радиально-упорные, упорные. Иногда в отдельную группу выделяют упорно-радиальные подшипники, которые предназначены для восприятия осевых и одновременно небольших радиан нагрузок.

По числу рядов тел качения различают подшипники однорядные, двухрядные, трехрядные, четырехрядные и многорядные.

По способности компенсировать перекосы валов подшипники подразделяются на самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся.

Основные типы подшипников качения стандартизованы, т. е. унифицированы их типоразмеры. Их производство сосредоточено на специализированных заводах, а мировой выпуск измеряется миллиардами штук в год. Кроме того, благодаря унификации методов расчета чрезвычайно упрощен их выбор.

Подшипники качения обладают следующими достоинствами: меньшие моменты трения, пусковые моменты и тепловыделение; простота обслуживания; меньший расход дефицитных и смазочных материалов; большая их несущая способность на единицу ширины подшипника; совершенная стандартизация и унификация. Их недостатки: меньшая скорость вращения; шумность в работе при больших скоростях; большие габариты по диаметру; небольшая долговечность при больших скоростях; жесткость.

Основные материалы для колец и тел качения - шарикоподшипниковые высокоуглеродистые хромистые стали ШХ15 и ШХ15СГ (число указывает среднее содержание хрома в десятых долях процента при этом углерода содержится в среднем 1,0...1,1%). В стали Х15СГ содержится также кремний и марганец. Применяют и патентуемые легированные стали 18ХГТ и 20Х2Н4А. Твердость колец и роликов 60...65 HRCэ, шариков - 62...66 НRСЭ.

Сепараторы изготавливают в основном из мягкой углеродистой или (штамповкой), для высокоскоростных подшипников - из антифрикционных бронз, текстолита, металлокерамики, полиамид B, дюралюминия и др.

Для смягчения ударов и уменьшения шума применяют тела нения из пластмасс, при этом кольца можно делать из мягких сплавов.

Выпускают подшипники качения 5 классов точности: 0, 6, 5, 4, 2 в порядке повышения точности). Для большинства узлов применяют подшипники класса точности 0 (нормального). Подшипники более высоких классов точности используют в узлах с большими скоростями, а также требующих высокой точности вращения. Повышение класса

18. Клеммовые соединения. Конструкция и применения. Расчет на прочность(2 крайних случая).

Клеммовые соединения. Конструкция и применение

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, цилиндрических колоннах, кронштейнах и т.д.

По конструктивным признакам различают два основных типа клеммовых соединений: а) со ступицей, имеющей прорезь; б) с разъемной ступицей. Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом становится возможным устанавливать клемму в любой части вала независимо oт формы соседних участков и других расположенных на валу деталей

При соединении деталей с помощью клемм используют силы трения, которые возникают от затяжки болтов. Эти силы трения позволяют нагружать соединение как моментом (T=FI), так и осевой силой F_о. Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силам) трения недостаточно надежна. Поэтому не рекомендуют применят клеммовые соединения для передачи больших нагрузок.

К достоинствам клеммового соединения относятся простота монтажа и демонтажа, самопредохранение от перегрузки, а также воз­можность перестановки и регулировки взаимного расположения деталей как в осевом, так и в окружном направлениях (регулировка Положения рычагов и тяг в механизмах управления и т. п.).

Расчет на прочность

В зависимости от выполнения соединения при расчете можно рас­смотреть два предельных случая (рис. 1).

1. со ступицей, имеющей прорезь,

2. с разъемной ступицей.

Первый случай. Клемма обладает большой жесткостью, а посадка деталей выполнена с большим зазором (При этом можно допустить, что контакт деталей происходит по линии, а условие прочности соединения выражается в виде:

где F_n — реакция в месте контакта, f — коэффициент трения.

По условию равновесия любой половины клеммы F_n = 2 F_зат;

Подставив значения F_n в формулу найдем:

Второй случай. Клемма достаточно гибка, форма сопрягаемых деталей строго цилиндрическая, зазор в соединении близок к нулю. В этом случае можно полагать, что давление р распределено равномерно по поверхности соприкосновения деталей, а условие прочности соединения выражается в виде: По аналогии, рассматривая равновесие полуклеммы, записываем

то есть :

Таким образом, нагрузочные способности для двух предельных случаев относятся как 2/. Первый случай является самым неблагоприятным, а второй — наиболее рациональ­ным с точки зрения требуемой затяжки болтов.

Следует заметить также, что наличие больших зазоров в соединении может привести к разрушению клеммы от напряжений изгиба. Практически конструкция с большими зазорами является дефектной.

В современном машиностроении размеры деталей клеммового соединения выполняют под посадку типа H8/h8. При такой посадке обеспечивается свободная сборка деталей без излишних зазоров.

Это дает основание рассматривать условия работы практически выполняемых клеммовых соединений как средние между двумя рассмотренными выше крайними случаями и рассчитывать их прочность по формулам

Здесь коэффициенты 2,5 и 5 приближенно равны среднему зна­чению коэффициентов в выше приведенных формулах.

Расчет клеммового соединения с односторонним расположением болтов принято выполнять по тем же формулам. При этом условно полагают, что функции второго болта соединения выполняет сам материал рычага. Действительно, если верхний болт в конструкции приварить к деталям, то условия работы клеммы и нижнего болта не изменятся, а конструкция станет подобна конструкции, изображенной на рис.

Для определения потребной силы затяжки болтов преобразуем формулы к виду:

При совместном действии T и F_а сдвигающей силой на поверх­ности контакта будет равнодействующая осевой F_а и окружной F_t = 2T/d сил. Для такого случая: При найденной F_зат расчет болтов на прочность выполняют по формуле:

В формулах z — число болтов, расположенных с од­ной стороны вала, К =(1,3...1,8) — коэффициент запаса. Коэффици­ент трения для чугунных и стальных деталей, работающих без смазки, можно выбирать в пределах f = 0,15...0,18.