2768.Несущая способность и расчёт деталей машин на прочность

5. Биргер И. А. Вероятность разруше­ ния, запасы прочности и диагностика. — В кн.: «Проблемы'механики твердого де­ формированного тела. М., «Судостроение», 1970, с. 71 — 82.

6.Болотин В. В. Статистические методы

встроительной механике. М.* Стройиздат, 1965, 279 с.

7.Буглов Е. Г. Испытания на усталость

иоценка эксплуатационной долговечности

автомобильных полуосей. — В кн.: Меха­

фект наложения концентрации напряжений

материалов и конструкций. Под ред. С. В. Серенсена. М., Изд-во АН СССР, 1959;

400с.

9.Валы и оси. М., «Машиностроение»,

1970, 319 с. Авт.нС. В. Серенсен. М. Б. Громан, В. П. Когаев, Р. М. Шнейдерович.

10.Волков С. Д. Статистическая теория прочности. М., Машгиз, 1960, 176 с.

11.Гальперин М. Я., Когаев В. П. Пара­ метры функций распределения пределов выносливости образцов из сталей и легких

сплавов. — В кн.: Механическая уста­ лость в статистическом аспекте, 1969, М.,

«Наука», с. 36 — 40.

12. Гнеденко Б. В., Беляев Ю. К., Со­ ловьев А. Д. Математические методы в тео­ рии надежности. М., «Наука», 1965, 524 с.

13.Гнеденко Б. В. Курс теории вероятно­ стей. М., Гостехиздат, 1954, 411 с.

14.Дмитриченко С. С. «Методы оценки и повышения долговечности несущих систем тракторов и других машин. Автореферат

диссертации на соискание ученой степени

д-ра техн. наук. М., МВТУ, 1970, 36 с.

15.Дмитриченко С. С., Благовещен­

ский Ю. Н., Нерсесян Р. В. Использование эмпирических распределений амплитуд на­ пряжений для расчета накопленного по­ вреждения. — «Вестник машиностроения».

№5, 1969.

16.Дунин-Барковский И. В., Смирнов

Н.В. Теория вероятностей и математиче­

ская статистика в технике (общая часть). М., Гостехиздат, 1955, 556 с.

17. Журавлев Е. Н. Исследование уста­ лостной прочности рам тележек. Авторефе­ рат диссертации на соискание ученой сте­ пени канд. техн. наук, Новочеркасск, Новочеркасскнй Политехнический институт, 1970, 18 с.

18. Исследование усталости и длительной статической прочности алюминиевых спла­ вов. — «Труды МАТИ*. Под ред. С. В. Се­ ренсена. Вып. 51, 1961, 100 с.

19.Когаев В. П. Метод статистической обработки результатрв усталостных испы­ таний. — «Заводская лаборатория», 1957,

№5, с. 612 — 620.

20.Когаев В. П. Оценка распределения долговечности при варьируемых амплиту­ дах методом перемножения стохастических

матриц. — «Машиностроение», 1967, № 4,

с.72 — 79.

21.Когаев В. П. Моделирование процесса усталости методом Монте-Карло. — «За­

водская лаборатория», 1968, № 7, с. 828 — 832.

22. Когаев В. П., Сервисен С. В. Стати­ стическая методика оценки влияния кон­

влияния конструктивных факторов на со­

противление усталости. — «Машиноведе­ ние», 1965, № 6.

24. Когаев В. П., Бойцов Б. В. Рассеи­ вание пределов выносливости деталей ма­ шин в связи с конструктивными и техноло­ гическими факторами. — «Надежность и контроль качества», 1969, № 10, с. 53 — 65.

25. Когаев В. П., Кирин В. В. Сопро­ тивление усталости сплава ЭИ 437.-Б при программном нагружении и повышенной температуре. — В кн.: Механическая уста­ лость в статистическом аспекте. М., «Нау­

долговечности при программном нагруже­

напряжений и масштабного фактора на со­ противление усталости в статистическом аспекте. — В кн.: Вопросы механической усталости. М., «Машиностроение*. 1964,

с.67—100.

28.Когаев В. П. Расчетная оценка пре­ делов выносливости деталей машин. —

«Вестник машиностроения», 1972, № 1,

с.11 — 14.

29.Когаев В. П. Статистические законо­ мерности усталости металлов. Автореферат диссертации на соискание ученой степени д-ра техн. наук, М., ИМаш, 1968, 55 с.

30.Когаев В. П., Гиацинтов Е. В., Сте­

пнов М. Н. Сопротивление усталости сплава АВТ и масштабный фактор. — В кн.: Кон­ струкционная прочность легких сплавов н сталей. Под ред. С. В. Серенсена. — «Труды МАТИ», вып. 61. М., «Машиност­ роение», 1964, с. 5—18.

С. В. Серенсен, Е. В. Гиацинтов, В. П. Ко­ гаев, М. Н. Степнов.

32.Конторова Т. А., Френкель Я. И. Статистическая теория хрупкой прочности реальных кристаллов. — «Журнал техни­ ческой физики», 1941, №> 3.

33.Кордонский X. Б. Вопросы точности, надежности машин и качества. Автореферат

диссертации на соискание ученой степени

д-ра техн. наук. М., ИМаш, 1965.

34.Кугель Р. В., Дмитриченко С. С. Ме­

тодика статистического анализа переменной нагруженности деталей. «Труды НАТИ», вып. 195, 1968, М., ОНТИ НАТИ, с. 3 - 34.

35.Мейснер Б. А. Прочность и надеж­ ность рам локомотивных тележек (оценка

ипрогнозирование). Автореферат диссерта­ ции на соискание ученой степени д-ра техн. наук, М., ЦНИИ МПС, 1973, 43 с.

36.Мейснер Б. А., Белоусов В. Н., Ко­

гаев В. П. Вероятность усталостного по­ вреждения рамы тележки локомотива. — В кн.: Механическая усталость в статисти­ ческом аспекте. Под ред. С. В. Серенсена. М., «Наука», 1969, с. 135—141.

37. Пошарицкий Л. Н. Исследование нагрузочных режимов основных деталей шасси автомобиля с целью оценки их долго­ вечности. Автореферат диссертации на со-

искание ученой степени канд. техн. наук,

М., МАМИ, 1969, 36 с.

38. Решетов Д. Н. Расчет деталей стан­ ков. М., Машгиз, 1945, 138 с.

39.Ржаницын А. Р. Расчет сооружений

сучетом пластических свойств материа­ лов. М., Стройвоенмориздат, 1949, 236 с.

40.Серенсен С. В., ьуглов Е. Г. О вероят­ ностных представлениях переменной по­

груженности деталей машин. — «Вестник машиностроения», 1960, № 10, с. 10—17.

41. Серенсен С. В., Буглов Е. Г. О проч­ ности деталей в связи с вероятностным представлением о нагруженности и харак­ теристиках усталости. — «Вестник маши­ ностроения», 1960, № 11, с. 23—32.

42. Серенсен С. В., Когаев В. П. Вероят­ ностный расчет на прочность при стацио­ нарной переменной нагруженности и усло­ вия подобия усталостного разрушения. — «Вестник машиностроения», 1968, № 1,

с.13—18.

43.Серенсен С. В., Когаев В. П. Вероят­

ностные методы расчета на прочность при переменных нагрузках. — В кн.: Механи­ ческая усталость в статистическом аспекте. М., «Наука», 1969, с. 117—134.

44. Серенсен С. В., Когаев В. П. Стоха­ стические теории накопления усталостных повреждений. — «Машиноведение», 1966,

№3, с. 62 — 68.

45.Серенсен С. В., Когаев В. П. Долго­

вечность деталей машин с учетом вероят­ ности разрушения при нестационарном пе­

ционного алюминиевого сплава. — «Маши­ новедение», 1966, № 4.

49.Степнов М. Н., Гиацинтов Е. В. Усталость легких конструкционных спла­ вов. М., «Машиностроение», 1973, 318 с.

50.Степнов М. Н., Гианцинтов Е. В.,

Когаев В. П. Статистическая обработка ре­ зультатов усталостных испытаний на основе линейного регрессионного анализа. В кн.; «Проблемы прочности в машиностроении». Под ред. Серенсена С. В. Изд. АН СССР,

1959, вып. 3. с. 71—88.

51. Стрелецкий Н. С. Основы статисти­ ческого учета коэффициента запаса проч­ ности сооружений. М. Стройиздат 1947,

95с.

52.Сварные конструкции локомотивных

тележек.Основные положения проектирова­ ния и изготовления. Под ред. К. П. Коро­ лева. М., «Транспорт», 1971,' 72 с.

53. Слобин Б. 3., Трофимов О. Ф. Ста­ тистический анализ изменений случайной нагруженности для оценки накопления усталостного повреждения. — «Вестник ма­ шиностроения», 1966, № 10, с. 3—б.

54. Шашин М. Я. Вопросы прочности наклепанных дробью деталей при неста­ ционарной напряженности. Автореферат диссертации на соискание ученой степени

д-ра техн. наук., М.. ИМаш, 1961.

55.Хальд А. М. Математическая стати­

стика с техническими приложениями. И. Л., 1956, 664 с.

56.A tentative guide for fatigue testing and the statistical analysis of fatigue data. ASTM, s. t. p. n 91—A, 1958.

57.Corten M., Dolan T. Cumulative Fa­

tigue Damage. Conference on Fatigue Ses.3, Paper 2, 1956, London.

58.Dixon W. J., Mood A. M. Journ

Amer. statist. Assoc. Vol. 43, 1948, p. 109 — 126.

59.Epstein B. Journ. of appl. Phis. Vol. 19, Febr. 1948, p. 140.

60.Frcudenthal A. M. The safety of structure. Proc. Amer. Soc, Civil. Eng. 1945,

v.71, N 8.

61.Freudenthal A., Heller R. On stess Interaction on Fatigue and Cumulative Damage Ruhl. Journ. Aero-Space Sciences N 7, 195?.

62.Freudenhal A. M., Gumbel E. J.

Journ. of the Amer. statist. Assos 1954,

v.49, N 267, p. 575.

63.Fowler F. H. Trans. ASME, 1945, Vol. 67.

64.Haas T. The Engineers’ Digest. March, 1962, vol. 23, N 3.

65. Locatl. Revue de Metallurgie, 1966,

N2.

66.Lundberg B. Fatigue Life of Air­ plane structures, I. Aeron. Seiences N 6, 1955.

67.Moszuynski W. Przeglad Mechaniczny N 7—9, Warzawa, 1953.

68.Maccllntock, Journ. of Appl. Mech. Sept. 1955.

69.Ransom J. T., Mehl R. F. Journ. Me­

tals N 9, 185, 364, 1949.

70.Rice S. O. Mathematical analisvs of random noise. BSTI, 1944, v. 23, N 3, 1945,

v.24, N 1.

71.Rice I. R., Beer F. P. On the distri­

bution of rises and falls in a continuous ran-

72.J. S.'hijvc. National Lufhtvaartlaboratorium. Report MP, 201, Amsterdam, 1961.

73.Serensen S. V., Truftakov V. J. Propo­

sition on the method of fatigue testing

J.J. W. Doc. X III—384-65.

74.Sinclair G. M., Dolan T. J. Trans.

ASME, v. 75, (1953).

75.Sedlacek J. St at istika thcorie unavy materialu, Stroirenstvi N 11, 1955.

76.Weibull W. A. Statistical theory of

the strength of material Proc. Royal Swe­ dish i— t ing. Research Stockholm, N 151,

1939.

77. Weibull W. A. Statistical representa­ tion of fatigue failure in solids. Trans, Royal, i—t of Technology Stockholm, N 27,

1949.

78. W. Wlerzblcki. Przeglad techniczny Warzawa, 1936.

Г л а в а 7

ПРОЧНОСТЬ ВАЛОВ И ОСЕЙ

1.Прочность валов

взависимости

от конструктивных и технологических факторов

Валы предназначены для передачи крутящего момента от одной вращаю­ щейся детали машины к другой. Валы несут на себе детали механизма и поэто­ му в зависимости от конструкции рабо­ тают или на совместное действие изгиба и кручения (основной случай) или на кручение.

Оси, в отличие от валов, не передают крутящего момента и работают только на изгиб. Одним из наиболее характер­ ных примеров является ось вагонного полуската, вращающаяся вместе'с ко­ лесами.

Выносливость вала в большой степени зависит от конструктивного офор­ мления мест перехода от одного диа­ метра к другому и мест расположения шлицев, пазов, отверстий и др. Это объясняется тем, что в указанных местах возникает концентрация на­ пряжения изгиба и кручения.

По данным статистики выхода из строя вагонных осей случаи отбра­ ковки осей распределяются в зависи­ мости от причин следующим образом (за 100% принято общее количество бракуемых осей): по предельному из­ носу шеек 40%; по трещинам в шейках 5%; по трещинам в подступичной и средней частях оси 40%; прочие 15%; т. е. в связи с усталостными явлениями отбраковывается не менее 40% осей.

Для повышения выносливости валов применяют различные конструктивные приемы и меры технологического уп­ рочнения.

Улучшение конструкции достигается применением более рациональной фор­ мы, обеспечивающей снижение концен­ трации напряжений в местах перехода от одного сечения вала к другому.

Радиус галтели в месте перехода от диаметра d к диаметру D следует делать возможно большим, так как коэффициент концентрации напряже­ ния увеличивается с уменьшением отношения радиуса галтели г к диа­ метру вала d (оси). При величине r/d менее 0,1 возникает значительная кон­ центрация напряжений (с коэффициен­ том 2 и выше).

С целью снижения концентрации напряжений применяют также эллип­ тические галтели, и галтели, очерчен­ ные по двум сопряженным круговым дугам. Когда необходимо иметь малые радиусы галтелей,рекомендуется делать поднутрение вала в уступ (рис. 1, а) или ставить дистанционное кольцо (рис. 1, б), что позволяет использовать поднутрение для выхода шлифоваль­ ного круга.

На рис. 1, а и а показаны два типа шпоночных пазов; при выполнении паза пальцевой фрезой переход полу­ чается резким и коэффициент концент­ рации напряжений изгиба значительно выше, чем при выполнении паза дисковой фрезой (переход имеет плавную форму.

Крепление деталей на валу с помо­ щью стопорных винтов, установочных гаек, упругих (врезных) колец и т. п. увеличивает концентрацию напряже­ ний, а следовательнр, снижает вынос­ ливость вала. Поэтому следует избегать таких способов крепления, заменяя их осевым креплением.

В тех случаях, когда на валу необ­ ходимо иметь отверстия под стопор­ ные (установочные) винты или штифты или резьбу, канавки под упругие коль­ ца и т. п., следует принимать всевоз­ можные меры для снижения концен­ трации напряжений в этих местах.

Повышение прочности вала в местах расположения поперечных отверстпй можно достигнуть следующими спосо­ бами: применить раззенковку отверстия, снять лыску по отверстию, запрессовать

в отверстие бронзовую (из материала

сменьшим модулем упругости) втулку. Эти меры приводят к снижению кон­

центрации напряжений на 20—40% и более.

Резьба — сильный концентратор на­ пряжений. Коэффициент концентра­ ции напряжений в резьбе существенно зависит от радиуса закругления во впадине между витками. Поэтому для высоко напряженных валов, если вооб­ ще нельзя избежать применения резьбы, рекомендуется применять специаль­ ную резьбу с большим радиусом за­ кругления.

Причиной концентрации напряже­ ний может быть также местный износ, возникающий в результате трения при переменных деформациях изгиба или кручения, при наличии давления на поверхность вала' края насаженной на него детали. При этом концентрация напряжений оказывается особенно сильной в тех случаях, когда деталь посажена на вал с натягом и когда соединение работает под нагрузкой.

Для снижения концентрации напря­ жений у края посаженной детали при­ меняют разгружающие выточки (рис. 1, д). С этой же целью делают фасонные втулки, утоняющиеся к кон­ цам (рис. 1, е). Эти меры позволяют снизить концентрацию напряжений на 15—25 %

Оптимальная толщина края ступицы у выточки (рис. 1,5) составляете0,05d. Более толстый край ступицы не обеспе­ чивает достаточного снижения концен­ трации напряжений, а слишком тонкий край приводит к излишне высокой кон­ центрации давлений в сечении по дну

бенно в местах концентрации напря­ жений.

Разрушение коленчатых валов обыч­ но носит отчетливо выраженный уста­ лостный характер, в связи с чем воп­ росы концентрации напряжений в ко­ ленчатых валах имеют существенное значение.

Общая неравномерность распреде­ ления напряжений в коленчатых ва­ лах связана со сложностью их формы. Резкое изменение направления гео­ метрической оси вала приводит к кон­ центрации силового потока в углах перехода от щеки к шейке и к неравно­ мерному распределению напряжений. Наклонные щеки выравнивают направ­ ление силового потока (рис. 2, 3), но повышают общую напряженность вала, а также увеличивают продольный габаритный размер двигателя, вслед­ ствие чего не всегда могут быть исполь­ зованы.

Рис. 2. Вал с наклонными щеками

Местные напряжения в зонах сопря­ жения шеек и щек, около отверстий для смазки и т. д. в совокупности с об­ щей неравномерностью распределения напряжений приводят к существенному повышению напряжения в зонах кон­ центрации по сравнению с номиналь­ ными. В связи с этим большое значе­ ние приобретает выбор рациональной конструктивной формы вала.

Простейшая конструкция кованого или штампованного колена вала со сплошными коренными и шатунными шейками и прямоугольными щеками показана на рис. 4, а. Такую конструк­ цию вала применяют, когда нагрузки на вал невелики и когда вес не имеет существенного значения. Прочность таких валов сравнительно низка из-за большой концентрации напряжений в местах сопряжения шеек со щеками, а также из-за остаточных напряжений, возникающих при термообработке и правке.

Весьма эффективным средством уменьшения напряжений в местах сопряжения шеек и щек является при­ менение полых шеек (рис. 4, б). При этом напряжения в середине щеки снижаются, в то время как номиналь­ ные напряжения повышаются незна­ чительно. В результате прочность вала

Рис. 3. Литая наклонная щека вала

Конструкция вала с полыми шейками более технологична при ковке и тер­ мической обработке. Бочкообразная форма отверстия шеек (рис. 4, в) бо­ лее рациональна, так как повышает жесткость щек при одновременном уве­ личении диаметра полости, что приво­ дит к дополнительному снижению на­ пряжений. При этом прочность на изгиб повышается на 10—15%, а на кручение — на 25—30% по сравнению с прочностью вала с полыми небочко­ образными шейками диаметром, рав­ ным диаметру отверстия в щеке.

Существенно увеличивает прочность вала при изгибе перекрытие шеек, особенно при тонких и узких щеках (рис. 4, г). При степени перекрытия 0,2 (рис. 4, д) снижение напря­ жения может составить 20—30%. В дви­

гателях с малым ходом поршня, осо­ бенно при положительном перекрытии, канал в шатунных шейках приходится делать наклонным (рис. 4, ё) или эксцентричным (рис. 4, ж). Эксцент­ ричное сверление предпочтительнее, так как дает возможность еще снизить напряжение в галтели перехода к щеке; снижение это может составлять при изгибе около 5%, при кручении около 10%, оптимальная величина относи­ тельного эксцентриситета eld состав­ ляет около 0,05.

Для снижения концентрации напря­ жений в зонах галтелей коленчатых валов могут быть использованы те же приемы, что и для прямых валов. В ответственных случаях галтель опи­ сывают двумя радиусами, применяют также эллиптическую (рис. 4, з) или параболическую' (рис. 4, и) галтели. Так как в этих случаях сильно умень­ шается рабочая длина шейки, то целе­ сообразно выполнять галтель с под­ нутрением в щеку или шейку (рис. 4, к). При малой толщине щеки поднутрение обычно не применяют из-за ослабления щеки. Поднутрение в шейку может дать снижение напряжений в местах перехода на 20—40%, однако умень­ шает опорную поверхность шейки.

Масло для смазки шатунных под­ шипников обычно подается под дав­ лением от коренных подшипников через сверления в щеках. В этом случае шейки оказываются ослабленными по­ перечными отверстиями, вызывающими

значительную концентрацию напряже­ ний. Некоторые варианты выполнения сверлений в сплошных и полых шей­ ках приведены на рис. 5, 6. Полости в шейках обычно закрывают заглуш­ ками; масло, поступающее в них, центрифугируется и очищенное посту­ пает в подшипник через запрессован­ ную в отверстие трубку.

Для эффективной смазки подшип­ ника масло должно поступать в об­ ласти низкого давления, и с этой целью отверстия для смазкиделают под углом 0 ^ 0 ^ 90°, который от­ считывают в направлении вращения вала. Наименьшие касательные напря­ жения возникают при угле б, близком к 90°. Поэтому в шатунной шейке отверстия часто располагают перпен­ дикулярно плоскости колена. В ряде случаев из технологических соображе­ ний отверстия выполняют под углом к оси шейки, что приводит к увеличе­

нию концентрации напряжений. Угол наклона оси отверстия не рекоменду­ ется делать более 30° Оптимальное отношение диаметра отверстия к диа­ метру шейки приблизительно равно 0,08.

При предварительном выборе кон­ структивных форм колена вала можно руководствоваться соотношениями, по­ лученными в результате обобщения большого количества конструкций ко­ ленчатых валов.

В табл. 1 приведены усредненные соотношения для конструктивных па­ раметров коленчатых валов авиацион­ ных и судовых двигателей [2]. Эта таблица, естественно, не отображает всего разнообразия соотношений раз­ меров, установленных практикой кон­ струирования коленчатых валов, но облегчает предварительный выбор отно­ сительных размеров колена, как в слу­ чаях, когда необходимо экономить в

весе и габаритных размерах независимо от стоимости и сложности технологии, так и в случаях, когда низкая стоимость материала, простота технологии и т. п. не менее важны, чем требования по габаритным размерам и весу.

Сопротивление усталости валов в ряде случаев может быть существенно повышено за счет технологического упрочнения материала вала путем химико-термической обработки (азоти­ рования, цементации, цианирования), поверхностной* закалки, наклепа по­

верхностного <* - обкатки роликами, обдувки .дробью и т. д. В табл. 18, 19, 20 гл. 11 показано, во сколько раз увеличивается предел усталости вала при использовании того или иного ме­ тода упрочнения. Эффективность по­ верхностного упрочнения существенно зависит от правильности технологии обработки (обезуглероживание слоя при цементации, появление закалочных трещин при закалке токами высокой частоты и т. д. могут вызвать сниже­ ние сопротивления усталости вала).

Рис. 6. Часть чугунного литого вала

)

Часто размеры валов определяют исходя из требований жесткости вала, что связано с возможностью наруше­ ния нормальной работы сопряженных с валом деталей при перемещениях, превышающих предельно допустимые.

Так, например, перекос колец под­ шипников на опорах приводит к сни­ жению несущей способности подшип­ ников в связи с возможным защемле­ нием тел качения и концентрацией на­ грузки по длине роликов; перекос зубь­ ев шестерен приводит к увеличению напряженности зубьев, прогиб вала в месте посадки шестерни — к уменьше­ нию коэффициента перекрытия и т. д.

Жесткость вала существенно зави­ сит от его конструкции. При кон­ сольном расположении деталей про­ гибы и углы поворота получаются обычно больше и, соответственно, зна­ чения нагрузок, при которых дости­ гаются предельно допустимые пере­ мещения, понижаются.

Примером рациональной конструк­ ции вала с консолью может служить

Рис, 7. Вал конического зубчатого колеса

2. Расчет валов на прочность

ведут по наибольшей кратковременной нагрузке, которую определяют исхо­ дя из наиболее тяжелых условий ра­ боты машины с учетом динамических нагрузок и колебаний.

Расчет валов (осей) на выносливость ведут по наибольшей длительно дейст­ вующей нагрузке с учетом режима нагружения. За наибольшую длительно действующую нагрузку принимают наи­ большую нагрузку, повторяемость ко­ торой за время работы детали состав­ ляет не менее 10? циклов. Режим на­ грузки задается статистической кривой плотности распределения или графи­ ком изменения нагрузки во времени.

Относительные размеры валов (от­ ношение длины к диаметру) позволяют во многих случаях рассматривать вал как стержень, работающий на изгиб и кручение. На вал могут также дейст­ вовать продольные силы, вызывающие растяжен ие-сжатие.

При расчете вал рассматривают как стержень, лежащий на шарнирных опорах и нагруженный сосредоточен­ ными силами и моментами.

Подшипники качения можно прини­ мать при расчете за шарнирные опоры, если они установлены по одному в опо­ ре или по два, но при условии их самоустанавливаёмости в комплекте. Если два подшипника качения установлены в опоре так, что их самоустанавливаемость не обеспечена,то при составлении расчетной схемы внутренние подшип­ ники принимают за шарнирные опоры, а внешние подшипники отбрасывают.

При уточненных расчетах многоопор­ ных валов опоры качения могут рас­ сматриваться как шарнирные упругие опоры [8], при этом смещение опоры / определяется в зависимости от типа подшипника и его геометрических па­ раметров.

Подшипники скольжения при воз­ действии сил, передающихся от вала могут заметно деформироваться, поэ­ тому в уточненном расчете вал иногда рассматривают как стержень, лежащий на упругом основании. Такой уточнен­ ный расчет может оказаться необходи­ мым при длинных подшипниках сколь-