Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»
Содержание:
Введение (характеристика, назначение).
1. Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.
2. Расчет ременной передачи.
3. Расчет редуктора.
4. Расчет валов.
5. Расчет элементов корпуса редуктора.
6. Расчет шпоночных соединений.
7. Расчет подшипников.
8. Выбор смазки.
9. Спецификация на редуктор.
Введение.
Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3
= 3
кВт
иW3
= 2,3
p
рад
/c
вращения этого вала.
1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.
1.1 Определяем общий h привода
| h
общ = 0,913 |
h
общ
=
h
р*
h
п
2
*
h
з
= 0,96*0,992
*0,97
=0,913
h- КПД ременной передачи
h- КПД подшипников
h- КПД зубчатой цилиндрической передачи
1.2 Требуемая мощность двигателя
| Ртр
= 3,286 кВт |
Ртр
=
Р3
/
h
общ
=
3
/
0,913
=
3,286
кВт
Ртр
- требуемая мощность двигателя
Р3
– мощность на тихоходном валу
1.3 Выбираем эл. двигатель по П61.
Рдв
=
4
кВт
| 4А132 8У3 720
min-1 |
4А100S2У3 2880 min-1
4А100L4У3 1440 min-1
4А112МВ6У3 955 min-1
4А132 8У3 720 min-1
1.4 Определяем общее передаточное число редуктора uобщ
:
| u
общ = 10,47 |
u
общ
=
n
дв
/n3
= 720*0,105/(2,3*
p
) = 10,47
nдв
– число оборотов двигателя
| n3
= 68,78 min-1 |
n3
– число оборотов на тихоходном валу редуктора
n3
= W3
/0,105 = 2,3*
p
/0,105 = 68,78 min-1
W3
– угловая скорость тихоходного вала
1.5 Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз
= 5, тогда передаточное число ременной передачи равно:
| u
рем = 2, 094 |
u
рем
=
u
общ
/ u
з
= 10,47/ 5 =2,094
1.6 Определяем обороты и моменты на валах привода:
1 вал -вал двигателя:
n1
= n
двиг
=720
min-1
W1
= 0,105*n1
= 0,105*720 =75,6
рад
/c
T1
= P
треб
/W1
= 3,286/75,6 = 43,466
Н*м
T1
– момент вала двигателя
2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора
n2
= n1
/u
рем
= 720
/2,094 = 343,84 min-1
W2
= 0,105*n2
=0,105*343,84 = 36,1
рад
/c
T2
= T1
*u
рем
*
h
р
= 43,666*
2,094
*0,96 =
87,779
Н*м
3 вал - редуктора
n3
= n2
/u
з
= 343,84
/5 = 68,78 min-1
W3
= 0,105*n3
=0,105*68,78 = 7,22
рад
/c
T3
= Р
тр
/W3
= 3290/7,22 = 455,67
Н*м
| ВАЛ | n min-1
|
W рад/c | T Н*м |
| 1 | 720 | 75,6 | 43,666 |
| 2 | 343,84 | 36,1 | 87,779 |
| 3 | 68,78 | 7,22 | 455,67 |
2.Расчет ременной передачи.
2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1
по формуле Саверина:
D1
= (115…135
)
P1
–мощность двигателя
n1
–обороты двигателя
| V
= 8,478 м/с |
| D1
= 225 мм |
D1
= 125*=221,39
мм по ГОСТу принимаем
2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:
V
=
p
*D1
*n1
/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478
м/с
При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1
£ 20 м/с
2.3 Определяем диаметр большего шкива D2
и согласуем с ГОСТ:
D2
= u
рем
*D1
*(1-
e
) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08
мм
| D2
= 450 мм |
e -коэф. упругого скольжения
по ГОСТу принимаем D2
= 450 мм
2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем
для плоских ремней:
| a
рем = 1000 мм |
(
D1
+D2
)
£
a
рем
£
2,5(D1
+D2
)
675
£
a
рем
£
1687,5
2.5 Находим угол обхвата ремня j:
j
»
1800
-((D2
-D1
)/ a
рем
)*600
| j
= 166,50 |
j
»
1800
-((450-225)/1000)*600
= 1800
-13,20
= 166,50
j = 166,50
т.к. j³ 1500
значит межосевое расстояние оставляем тем же.
2.6 Определяем длину ремня L:
| L = 3072,4
мм |
L = 2*a
рем
+(
p
/2)*(D1
+D2
)+(D2
-D1
)2
/ 4*a
рем
=2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2
/4*1000 = 3072,4
мм
2.7 Определяем частоту пробега ремня n:
| n
= 2,579 c-1 |
n
=
V
/
L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1
n£ 4…5 c-1
2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF
]:
[GF
] = GFo
*C
j
*CV
*Cp
*C
g
= 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа
GFo
–по табл П11 GFo
= 2,06-14,7*d/Dmin
d/Dmin
= 0,03
| [GF
] = 1,058 Мпа |
Cj
-коэф. угла обхвата П12 : Cj
= 0,965
CV
–коэф. скорости CV
= 1,04-0,0004*V2
= 0,752
Cp
–коэф. режима нагрузки П13 : Cp
= 1
Cg
-коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg
= 0,9
GFo
= 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа
2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:
S = b*
d
= Ft
/[GF
] = 388,09/(1,058*106
) = 0,0003668
м2
=
366,8
мм2
Ft
= 2T1
/D1
Ft
–окружная сила T1
–момент вала дв.
Ft
= 2*43,66/0,225 = 388,09 H
| S = 390
мм2 |
Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм идлину d =6,5 мм
| B = 70
мм |
По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390
мм2
2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:
| F = 1164,27 H
|
F » 3Ft
F = 3*388,09 = 1164,27 H
3. Расчет редуктора.
3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:
Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение)
НВ 180…220 НВ 240..280
G= 420
Мпа
G= 600
Мпа
NHo
= 107
NHo
= 1,5*107
G=110
Мпа
G=130
Мпа
Для реверсивной подачи
NFo
= 4*106
NFo
= 4*106
3.2 Назначая ресурс передачи tч
³ 104
часов находим число циклов перемены напряжений NHE
= NFE
= 60t
ч
*
n3
³
60*104
*68,78 = 4,12*107
т.к. NHE
> NHO
и NFE
> NFO
, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL
= 1
и
KFL
= 1
Допускаемые напряжения для колеса:
G= G*KHL
= 420
МПа
G= G*KFL
= 110
МПа
для шестерни:
G= G*KHL
= 600
МПа
G= G*KFL
= 130
МПа
3.3 Определения параметров передачи:
Ka
= 4300
коэф. для стальных косозубых колес
Yba
= 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Y
ba
= 0,4
Y
bd
= 0,5
Y
ba
*(u
з
+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2
по П25 KH
b
»
1,05
и так найдем межосевое расстояние aw
:
| aw
= 180 мм |
aw
³
Ka
*(u
з
+1)= 25800*64,92-7
= 0,1679
м
по ГОСТу aw
= 180 мм
| mn
= 2,5 мм |
3.4 Определяем нормальный модуль mn
:
mn
= (0,01…0,02)aw
= 1,8...3,6
мм
по ГОСТу
| b
= 150 |
3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b:
b
= 8…200
принимаем b = 150
Находим кол-во зубьев шестерни Z1
:
| Z1
= 23 |
Z1
= 2aw
*cos
b
/[mn
(u
з
+1
)
] = 2*180*cos150
/[2,5(5+1)] = 23,18
Принимаем Z1
= 23
| Z2
= 115 |
Тогда Z2
= u
з
*Z1
= 5*23 = 115
Находим точное значение угла b:
| b
= 160 35/ |
cos
b
= mn
*Z1
(u
з
+1)/2aw
= 2,5*23*6/360 = 0,9583
| mt
= 2,61 мм |
3.6 Определяем размер окружного модуля mt
:
mt
= mn
/cos
b
=2,5/cos160
35/
= 2,61
мм
3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da
, и диаметры впадин df
шестерни и колеса:
шестерняколесо
d1
= mt
*Z1
= 2,61*23 = 60
мм
d2
= mt
*Z2
= 2,61*115 = 300
мм
da1
= d1
+2mn
= 60+2*2,5 = 65
мм
da2
= d2
+2mn
= 300+5 = 305
мм
df1
= d1
-2,5mn
= 60-2,5*2,5 = 53,75
мм
df2
= d2
-2,5mn
= 300-2,5*2,5 = 293,75
мм
d1
da1
df1
|
3.8 Уточняем межосевое расстояние:
aw
= (d1
+d2
)/2 = (60+300)/2 = 180
мм
3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:
b =
y
a
*aw
= 0,4*180 = 72
мм
принимаемb2
= 72
ммдля колеса,b1
= 75
мм
| V
п = 1,08 м/с |
3.10 Определение окружной скорости передачи Vп
:
V
п
=
p
*n2
*d1
/60 = 3,14*343,84*60*10-3
/60 = 1,08
м/с
По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности
| Ft
= 3,04*103 Н |
3.11 Вычисляем окружную силу Ft
:
Ft
= P
тр
/V
п
=
3286
/
1,08
=
3,04
*103
Н
| Fa
= 906,5 H |
Осевая сила Fa
:
Fa
= Ft
*tg
b
= 3,04*103
*tg160
36/
= 906,5 H
| Fr
= 1154,59 H |
Радиальная (распорная) сила Fr
:
Fr
= Ft
*tg
a
/cos
b
= 3040*tg200
/cos160
36/
= 1154,59 H
3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:
| ZH
» 1,7 |
ZH
»
1,7
при b = 160
36/
по таб. 3
| e
a = 1,64 |
ZM
= 274*103
Па1/2
по таб. П22
e
a
»
[1,88-3,2(1/Z1
+1/Z2
)]cos
b
= 1,64
| Ze
= 0,7 |
| ZM
= 274*103 Па1/2 |
Ze
= == 0,78
e
b
= b2
*sin
b
/(
p
mn
) = 72*sin160
36/
/3,14*2,5 = 2,62
> 0,9
по таб. П25 KH
b
= 1,05
по таб. П24KH
a
= 1,05
| KH
= 1,11 |
по таб. П26 KHV
= 1,01
коэф. нагрузки KH
= KH
b
*KH
a
*KHV
= 1,11
| GH
= 371,84 МПа |
3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:
GH
=ZH
*ZM
*Ze
=1,7*274*103
*0,78*968,16=351,18
МПа
<< GHP
=420
МПа
3.14 Определяем коэф.
по таб. П25 KF
a
= 0,91
по таб. 10 K
F
b
= 1,1
K
FV
= 3KHV
-2 = 3*1,01-2 = 1,03
K
FV
= 1,03
| KF
= 1,031 |
Коэф. нагрузки:
KF
= KF
a
*
K
F
b
*
K
FV
= 0,91*1,1*1,03 = 1,031
Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
| Z= 26,1
|
| Z= 131
|
Z= Z1
/cos3
b
= 23/0,9583
= 26,1
Z= Z2
/cos3
b
= 115/0,9583
= 131
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y
»
3,94
при
Z= 26
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y
»
3,77
при
Z= 131
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
G/Y = 130/3,94 = 33
МПа
G/Y = 110/3,77 = 29,2
МПа
| Y
b = 0,884 |
Найдем значение коэф. Yb
:
Y
b
= 1-
b
0
/1400
= 0,884
3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:
GF
= YF
*Y
b
*KF
*Ft
/(b2
mn
) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58
МПа
<< G
4. Расчет валов.
Принимаем [tk
]/
= 25 МПа для стали 45 и [tk
]//
= 20 МПа для стали 35
| d
В1 = 28 мм |
4.1 Быстроходный вал
| d = 32
мм |
d
³
= 2,62*10-2
м
принимаем по ГОСТу d
В1
=
28
мм
| d = 35
мм |
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32
мм
| d = 44
мм |
принимаем диаметр вала под подшипник d = 35
мм
принимаем диаметр вала для буртика d = 44
мм
4.2 Тихоходный вал:
| d
В2 = 50 мм |
| d = 54
мм |
d
³
= 4,88*10-2
м
принимаем по ГОСТу d
В2
=
50
мм
| d = 55
мм |
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54
мм
принимаем диаметр вала под подшипник d = 55
мм
| d = 60
мм |
принимаем диаметр вала для колеса d = 60
мм
| d= 95 мм
|
4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:
диаметр ступицы d
»
(1,5…1,7) d = 90…102
мм
| l
ст = 75 мм |
длина ступицы lc
т
»
(0,7…
1,8) d = 42…108
мм
| d
0 = 7 мм |
толщина обода d
0
»
(2,5…4)mn
= 6,25…10
м
| е = 1
8 мм |
Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.
Толщина e
»
(0,2…0,3)b2
= 14,4…21,6
мм
| G-1
= 352 МПа |
4.4 Проверка прочности валов:
Быстроходный вал: G-1
»
0,43G = 0,43*820 = 352
МПа
4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ
]-1
при [n] = 2,2 K
s
= 2,2
и
k
ри
= 1
:
| [G
И ]-1 = 72,7 МПа |
[G
И
]-1
= [G-1
/([n] K
s
)] k
ри
= 72,7
МПа
| YB
= 849,2 H |
4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :
| YA
= 305,4 H |
YB
= Fr
/2+Fa
d1
/4a1
= 849,2 H
YA
= Fr
/2-Fa
d1
/4a1
= 305,4 H
| XA
= XB = 1520 H |
4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA
= XB
= 0,5Ft
= 0,5*3040 = 1520 H
4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
| M = 15,27
Н*м |
MA
= MB
= 0
| M= 42,46
Н*м |
M= YA
*a1
= 305,4*0,05 = 15,27
Н*м
M= YВ
*a1
= 849,2*0,05 = 42,46
Н*м
| (MFrFa
)max = 42,46 H* м |
в плоскости xOz:
| M= 76
Н*м |
MA
= MB
= 0
M= XA
*a1
= 1520*0,05 = 76
Н*м
| MFt
= 76 H* м |
4.6.4 Крутящий момент T = T2
=
87,779
Н*м
| Ми
= 87,06 Н*м |
4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми
:
| G
и = 5,71 МПа |
Ми
= = 87,06 Н*м
Значит : G
и
= 32M
и
/
p
d= 5,71
МПа
| G
э111 = 8, 11 МПа |
t
к
= 16
T2
/(
p
d) = 16*87,779/(3,14*0,053753
) = 2,88
МПа
4.8 G
э111
==
8,11
МПа
4.9 Тихоходный вал:
| G-1
= 219,3 МПа |
Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB
= 510
МПа
G-1
»
0,43G = 0,43*510 = 219,3
МПа
4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ
]-1
при [n] = 2,2 K
s
= 2,2
и
k
ри
= 1
:
| [G
И ]-1 = 45,3 МПа |
[G
И
]-1
= [G-1
/([n] K
s
)] k
ри
= 45,3
МПа
| YB
= 2022,74 H |
4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :
| YA
= -869,2 H |
YB
= Fr
/2+Fa
d2
/4a2
= 2022,74 H
YA
= Fr
/2-Fa
d2
/4a2
= -869,2 H
| XA
= XB = 1520 H |
4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA
= XB
= 0,5Ft
= 0,5*3040 = 1520 H
4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
| M = -40,85
Н*м |
MA
= MB
= 0
| M= 95,07
Н*м |
M= YA
*a2
= -869,2*0,047 = -40,85
Н*м
M= YВ
*a2
= 2022,74*0,047 = 95,07
Н*м
| (MFrFa
)max = 95,07 H* м |
в плоскости xOz:
| M= 71,44
Н*м |
MA
= MB
= 0
M= XA
*a2
= 1520*0,047 = 71,44
Н*м
| MFt
= 71,44 H* м |
Крутящий момент T = T3
=
455,67
Н*м
| Ми
= 118,92 Н*м |
4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми
:
| G
и = 7,28 МПа |
Ми
= =
118,92
Н*м
Значит : G
и
= 32M
и
/
p
d= 7,28
МПа
| G
э111 = 28,83 МПа |
t
к
= 16
T3
/(
p
d) = 16*318,47/(3,14*0,0553
) = 13,95
МПа
4.12 G
э111
== 28,83 МПа
< 45,25
МПа
5. Расчет элементов корпуса редуктора.
| d
= 9 мм |
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.
5.1 Толщина стенки корпуса d
»
0,025aw
+1…5 мм = 4,5+1…5
мм
| d
1 = 8 мм |
5.2 Толщина стенки крышки корпуса d
1
»
0,02aw
+1…5
мм
= 3,6+1…5
мм
| s =14
мм |
5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s
»
1,5
d
= 13,5
мм
| t = 20
мм |
5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t
»
(2…2,5)
d
= 18…22,5
мм
| С =
8 мм |
5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C
»
0,85
d
= 7,65
мм
| d
ф = 18 мм |
5.6 Диаметр фундаментных болтов d
ф
»
(1,5…2,5)
d
= 13,5…22,5
мм
| К2
= 38 мм |
5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2
³
2,1
d
ф
= 2,1*18 = 37,8 мм
| dk
= 10 мм |
5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk
»
(0,5…0,6)d
ф
| s1
= 12 мм |
5.9 Толщина пояса крышки s1
»
1,5
d
1
= 12
мм
| K = 30
мм |
5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников
| K1
= 25 мм |
K
»
3dk
= 3*10 = 30
мм
| dk
п =12 мм |
5.11 Диаметр болтов для подшипников dk
п
»
0,75d
ф
= 0,75*18 = 13,5
мм
5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников
| d= d = 10
мм |
d
п
»
(0,7..1,4)
d
= 6,3…12,6
мм
5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм
| dkc
= 8 мм |
5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна
dkc
= 6…10
мм
| d
пр = 1 8 мм |
5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла
d
пр
³
(1,6…2,2)
d
= 14,4…1
9,8
мм
| y = 9
мм |
5.16 Зазор y:
y
»
(0,5…1,5)
d
= 4,5…13,5
мм
| y1
= 20 мм |
5.17 Зазор y1
:
| y= 35 мм
|
y1
»
(1,5…3)
d
= 13,5…27
мм
y= (3…4)
d
= 27…36
мм
5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:
| l1
= 50 мм |
| l2
= 85 мм |
l1
»
(1,5…2)dB1
= 42…56
мм
l2
»
(1,5…2)dB2
= 75…100
мм
5.19 Назначаем тип подшипников
средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного
d = d = 35
мм,
D1
= 80
мм,
T= 23
мм
d = d = 55
мм,
D2
= 100
мм,
T= 23
мм
| X
/ = X// = 20 мм |
размер X
»
2d
п
, принимаем X
/
=
X//
=
2
d= 2*10 = 20
мм
| l= l= 35
мм |
| l= l = 12 мм
|
размер l= l
»
1,5 T= 1,5*23 = 35,5
мм
l= l = 8…18
мм
| l=15 мм
|
осевой размер глухой крышки подшипника
l
»
8…25
мм
| a2
= 47 мм |
5.20 Тихоходный вал:
a2
»
y+0,5l
ст
=
9
+0,5*75 = 4
6
,5 мм
| а1
= 50 мм |
быстроходный вал
a1
»
l+0,5b1
= 12+0,5*75 = 49,5
мм
| ВР
= 335 мм |
| Lp
= 470 мм |
| НР
= 388 мм |
5.21 Габаритные размеры редуктора:
ширина ВР
ВР
»
l2
+ l+2,5T+2y +l
ст
+ l+l1
= 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5
мм
Длина Lp
Lp
»
2(K1
+
d
+y1
)+0,5(da2
+da1
)+aw
= 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470
мм
Высота НР
НР
»
d
1
+y1
+da2
+y+t = 8+20+305+35+20 = 388
мм
6. Расчет шпоночных соединений.
6.1 Быстроходный валdB1
= 28 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 8´7
| l = 45
мм |
| lp
= 37 мм |
l = l1
-3…10
мм
= 45
мм
lp
= l-b = 45-8 = 37
мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм
]:
[G
см
] = 100…150
МПа
G
см
»
4,4T2
/(dlp
h) = 53,25
МПа
< [G
см
]
Выбираем шпонку 8
´
7
´
45
по СТ-СЭВ-189-75
6.2 Тихоходный валdB2
= 50 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 14´9
| l = 80
мм |
| lp
= 66 мм |
l = l2
-3…10
мм
= 80
мм
lp
= l-b = 80-14 = 66
мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм
]:
[G
см
] = 60…90
МПа
G
см
»
4,4T3
/(dВ2
lp
h) = 67,5
МПа
Выбераем шпонку 14
´
9
´
80
по СТ-СЭВ-189-75
6.3 Ступица зубчатого колеса d2
= 60 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 18´11
| l = 70
мм |
| lp
= 52 мм |
l = lст
-3…10
мм
= 70
мм
lp
= l-b = 70-18 = 52
мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм
]:
G
см
»
4,4T3
/(d2
lph) = 58,4
МПа
< [G
см
]
Выбераем шпонку 18
´
11
´
70
по СТ-СЭВ-189-75
7.Расчет подшипников
7.1 Быстроходный вал
| FrA
= 1580,17 H |
Fa
= 906,5 H
| FrB
= 1741,13 H |
FrA
= = 1580,17 H
FrB
= = 1741,13 H
Т.к. FrB
>FrA
то подбор подшипников ведем по опоре В
7.2 Выбираем тип подшипника т.к.
(Fa
/FrB
)*100% = (1580,17/1741,13)*100% = 52,06% > 20…25%
то принимаем радиально- упорные роликоподшипники
7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:
SA
= 0,83e*FrA
= 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H
SB
= 0,83e*FrB
= 0,83*0,319*1741,13 = 461 H
7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:
т.к. SA
< SB
и
Fа
= 906,5 > SB
-SA
= 42,62 H
то
FaA
= SA
= 418,38 H
и
FaB
= SA
+Fa
= 1324,88 H
(расчетная)
| Lh
= 15*103 часов |
7.5 Долговечность подшипника Lh
:
Lh
= (12…25)103
часов
V = 1
т.к. вращается внутреннее кольцо П45
K
б
= 1,6
П46
Кт
= 1
П47
При FaB
/VFrB
= 1324,88/1*1741,13 = 0,76
> e=0,319 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,881
n = n2
= 343,84 min-1
a
= 10/3
7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника
Стр
= (
XVFrB
+YFaB
)K
б
K
т
(6*10-5
n2
Lh
)1/
a
= 24,68
кН
7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии
d = 35
мм
D = 80
мм
Tmax
= 23
мм
С = 47,2 кН
n
пр
> 3,15*103
min-1
7.8 Тихоходный вал
| FrA
= 1750,97 H |
Fa
= 906,5 H
| FrB
= 2530,19 H |
FrA
= = 1750,97 H
FrB
= = 2530,19 H
Т.к. FrB
>FrA
то подбор подшипников ведем по опоре В
7.9 Выбираем тип подшипника т.к.
(Fa
/FrB
)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83 % > 20…25%
то принимаем радиально- упорные роликоподшипники
7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм:
SA
= 0,83e*FrA
= 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H
SB
= 0,83e*FrB
= 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H
7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:
т.к. SA
< SB
и
Fа
= 906,5 > SB
-SA
= 265,8 H
то
FaA
= SA
= 597,3 H
и
FaB
= SA
+Fa
= 1500,2 H
(расчетная)
7.12 При FaB
/VFrB
= 1500,2/1*2530,19 = 0,523
> e=0,411 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,459
n3
= 59,814 min-1
a
= 10/3
7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипникапри Lh
= 15*103
часов, V=1, Kб
= 1,6, Кт
= 1, a = 10/3
Стр
= (
XVFrB
+YFaB
)K
б
K
т
(6*10-5
n3
Lh
)1/
a
= 13,19
кН
7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии
d = 55
мм
D = 100
мм
Tmax
= 23
мм
С = 56,8 кН
n
пр
> 4*103
min-1
8. Выбор смазки.
Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk
=0,6
Р3
=1,
8
л.
V
= 1,08 м/с
Масло И-100А
, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.