Пояснювальна записка до курсового проекту «Деталі машин»
Введення
Рис. 1
Спроектувати привід до конвеєра за схемою (рис. 1). Потужність на відомому валу редуктора P3 = 3 кВт і W3 = 2,3 p рад / c обертання цього валу.
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
Визначаємо загальний h приводу
h заг = 0,913
h заг = h р * h п2 * h з = 0,96 * 0,992 * 0,97 = 0,913
h - ККД пасової передачі
h - ККД підшипників
h - ККД зубчастої циліндричної передачі
Необхідна потужність двигуна
РТР = 3,286 кВт
РТР = Р3 / h заг = 3 / 0, 913 = 3,286 кВт
РТР - необхідна потужність двигуна
Р3 - потужність на тихохідному валу
Вибираємо ел. двигун по П61.
Рдв = 4 кВт
4А132 8У3720 min-1
4А100S2У32880 min-1
4А100L4У31440 min-1
4А112МВ6У3955 min-1
4А132 8У3720 min-1
Визначаємо загальне передаточне число редуктора uобщ:
uобщ = 10,47
uобщ = nдв/n3 = 720 * 0,105 / (2,3 * p) = 10,47
Nдв - число оборотів двигуна
n3 = 68,78 min-1
n3 - число оборотів на тихохідному валу редуктора
n3 = W3 / 0,105 = 2,3 * p / 0,105 = 68,78 min-1
W3 - кутова швидкість тихохідного валу
Приймаються за ГОСТом для зубчастої передачі Uз = 5, тоді передавальне число ремінної передачі одно:
uрем = 2,094
uрем = uобщ / Uз = 10,47 / 5 = 2,094
Визначаємо обороти і моменти на валах приводу:
1 вал-вал двигуна:
n1 = nдвіг = 720 min-1 W1 = 0,105 * n1 = 0,105 * 720 = 75,6 рад / c
T1 = Pтреб/W1 = 3,286 / 75,6 = 43,466 Н * м
T1 - момент валу двигуна
2 вал - тихохідний приводу - швидкохідний редуктора
n2 = n1/uрем = 720 / 2,094 = 343,84 min-1
W2 = 0,105 * n2 = 0,105 * 343,84 = 36,1 рад / c
T2 = T1 * uрем * h р = 43,666 * 2,094 * 0,96 = 87,779 Н * м
3 вал - редуктора
n3 = n2/uз = 343,84 / 5 = 68,78 min-1
W3 = 0,105 * n3 = 0,105 * 68,78 = 7,22 рад / c
T3 = Ртр/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. Розрахунок пасової передачі
Визначаємо діаметр меншого шківа D1 за формулою Саверіна:
D1 = (115 ... 135)
P1-потужність двигуна; n1-обороти двигуна
V = 8,478 м / с
D1 = 225 мм
D1 = 125 * = 221,39 мм за ГОСТом приймаємо
Визначаємо швидкість і порівнюємо з допустимою:
V = p * D1 * n1/60 = 3,14 * 0,225 * 720/60 = 8,478 м / с
При цій швидкості вибираємо плоский приводний ремінь з бавовняної тканини при Vокр1 £ 20 м / с
Визначаємо діаметр більшого шківа D2 і погодимо з ГОСТ:
D2 = uрем * D1 * (1 - e) = 2,094 * 225 * (1-0,015) = 464,08 мм
D2 = 450 мм
e-коеф. пружного ковзання
за ГОСТом приймаємо D2 = 450 мм
Вибираємо міжосьова відстань aрем для плоских пасів:
aрем = 1000 мм
(D1 + D2) £ aрем £ 2,5 (D1 + D2)
675 £ aрем £ 1687,5
Знаходимо кут обхвату ременя j:
j »1800 - ((D2-D1) / aрем) * 600
j = 166,50
j »1800 - ((450-225) / 1000) * 600 = 1800-13,20 = 166,50
j = 166,50 тому що j ³ 1500 значить міжосьова відстань залишаємо тим же.
Визначаємо довжину ременя L:
L = 3072,4 мм
L = 2 * aрем + (p / 2) * (D1 + D2) + (D2-D1) 2 / 4 * aрем = 2 * 1000 + (3,14 / 2) * (450 +225) + (450 - 225) 2 / 4 * 1000 = 3072,4 мм
Визначаємо частоту пробігу ременя n:
n = 2,579 c-1
n = V / L = 8,478 / 3,0724 = 2,579 c-1
n £ 4 ... 5 c-1
Обчислюємо допускається корисне напруга [GF]:
[GF] = GFo * C j * CV * Cp * C g = 1,62 * 0,965 * 0,752 * 1 * 0,9 = 1,058 МПа
GFo-за табл П11 GFo = 2,06-14,7 * d / Dmin d / Dmin = 0,03
[GF] = 1,058 МПа
C j-коеф. кута обхвату П12: C j = 0,965
CV-коеф. швидкості CV = 1,04-0,0004 * V2 = 0,752
Cp-коеф. режиму навантаження П13: Cp = 1
C g-коеф залежить від типу передачі та її розташування C g = 0,9
GFo = 2,06-14,7 * 0,03 = 1,62 МПа
Обчислюємо площу поперечного перерізу ременя S:
S = b * d = Ft / [GF] = 388,09 / (1,058 * 106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2
Ft = 2T1/D1Ft-окружна сила T1-момент валу дв.
Ft = 2 * 43,66 / 0,225 = 388,09 H
S = 390 мм2
Знайдемо за таблицями П7 ширину b = 60мм і довжину d = 6,5 мм
B = 70 мм
За ГОСТом S = 60 * 6,5 = 390 мм2
Обчислюємо силу тиску на вал F для бавовняних ременів:
F = 1164,27 H
F »3Ft
F = 3 * 388,09 = 1164,27 H
3. Розрахунок редуктора
Використовуючи П21 і П28 Призначаємо для виготовлення зубчастих коліс сталь 45 з термічною обробкою:
Колесо (нормалізація) Шестірня (покращений)
НВ 180 ... 220НВ 240 .. 280
G = 420 МпаG
= 600 МПа
NHo = 107NHo = 1,5 * 107
G = 110 МпаG
= 130 МПа
Для реверсивної подачі
NFo = 4 * 106NFo = 4 * 106
Призначаючи ресурс передачі tч ³ 104 годин знаходимо число циклів зміни напруг NHE = NFE = 60tч * n3 ³ 60 * 104 * 68,78 = 4,12 * 107 т.к. NHE> NHO і NFE> NFO, то значення коеф. довговічності приймаємо: KHL = 1 і KFL = 1
Допустимі напруги для колеса:
G = G
* KHL = 420 МПаG
= G
* KFL = 110 МПа
для шестірні:
G = G
* KHL = 600 МПаG
= G
* KFL = 130 МПа
Визначення параметрів передачі:
Ka = 4300 коеф. для сталевих косозубих коліс
Y ba = 0,2 ... 0,8 коеф. ширини колеса Y ba = 0,4
Y bd = 0,5 Y ba * (Uз +1) = 0,5 * 0,4 * (5 +1) = 1,2
по П25 KH b »1,05 і так знайдемо міжосьова відстань aw:
aw = 180 мм
aw ³ Ka * (Uз +1) = 25800 * 64,92-7 = 0,1679 м
за ГОСТом aw = 180 мм
mn = 2,5 мм
Визначаємо нормальний модуль mn:
mn = (0,01 ... 0,02) aw = 1,8 ... 3,6 мм за ГОСТом
b = 150
Позначаємо кут нахилу лінії зуба b:
b = 8 ... 200 приймаємо b = 150
Знаходимо кількість зубів шестерні Z1:
Z1 = 23
Z1 = 2aw * cos b / [mn (Uз +1)] = 2 * 180 * cos150 / [2,5 (5 +1)] = 23,18
Приймаються Z1 = 23
Z2 = 115
Тоді Z2 = Uз * Z1 = 5 * 23 = 115
Знаходимо точне значення кута b:
b = 160 35 /
cos b = mn * Z1 (Uз +1) / 2aw = 2,5 * 23 * 6 / 360 = 0,9583
mt = 2,61 мм
3.6 Визначаємо розмір окружного модуля mt:
mt = mn / cos b = 2,5 / cos160 35 / = 2,61 мм
Визначаємо ділильні діаметри d, діаметри вершин зубів da, і діаметри западин df шестерні і колеса:
шестерняколесо
d1 = mt * Z1 = 2,61 * 23 = 60 ммd2 = mt * Z2 = 2,61 * 115 = 300 мм
da1 = d1 +2 mn = 60 ± 2 * 2,5 = 65 ммda2 = d2 +2 mn = 300 +5 = 305 мм
df1 = d1-2, 5mn = 60-2,5 * 2,5 = 53,75 ммdf2 = d2-2, 5mn = 300-2,5 * 2,5 = 293,75 мм
d1 = 60 ммd2 = 300 мм
da1 = 65 ммda2 = 305 мм
df1 = 53,75 ммdf2 = 293,75 мм
Уточнюємо міжосьова відстань:
aw = (d1 + d2) / 2 = (60 +300) / 2 = 180 мм
Визначаємо ширину вінця зубчастих коліс b:
b = y a * aw = 0,4 * 180 = 72 мм
приймаємо b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм
Vп = 1,08 м / с
Визначення окружної швидкості передачі Vп:
Vп = p * n2 * d1/60 = 3,14 * 343,84 * 60 * 10-3/60 = 1,08 м / с
За таблиці 2 вибираємо 8-ну ступінь точності
Ft = 3,04 * 103 Н
3.11 Обчислюємо окружну силу Ft:
Ft = Pтр / Vп = 3286 / 1,08 = 3,04 * 103 Н
Fa = 906,5 H
Осьова сила Fa:
Fa = Ft * tg b = 3,04 * 103 * tg160 36 / = 906,5 H
Fr = 1154,59 H
Радіальна (розпірна) сила Fr:
Fr = Ft * tg a / cos b = 3040 * tg200/cos160 36 / = 1154,59 H
Перевірочний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів:
ZH »1,7
ZH »1,7 при b = 160 36 / за таб. 3
ea = 1,64
ZM = 274 * 103 Па1/2по таб. П22
ea »[1,88-3,2 (1/Z1 +1 / Z2)] cos b = 1,64
Ze = 0,7
ZM = 274 * 103 Па1 / 2
Ze = =
= 0,78
eb = b2 * sin b / (p mn) = 72 * sin160 36 / / 3,14 * 2,5 = 2,62> 0,9
по таб. П25KH b = 1,05
по таб. П24KH a = 1,05
KH = 1,11
по таб. П26KHV = 1,01
коеф. навантаження KH = KH b * KH a * KHV = 1,11
GH = 371,84 МПа
Перевіряємо контактну витривалість зубів:
GH = ZH * ZM * Ze = 1,7 * 274 * 103 * 0,78 * 968,16 = 351,18 МПа <<GHP = 420МПа
Визначаємо коефіцієнт.
по таб. П25KF a = 0,91
по таб. 10KF b = 1,1
KFV = 3KHV-2 = 3 * 1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
KF = 1,031
Коеф. навантаження:
KF = KF a * KF b * KFV = 0,91 * 1,1 * 1,03 = 1,031
Обчислюємо еквівалентні числа зубів шестерні і колеса:
Z = 26,1
Z = 131
Z = Z1/cos3 b = 23 / 0,9583 = 26,1
Z = Z2/cos3 b = 115 / 0,9583 = 131
За таб. П27 визначаємо коеф. форми зуба шестерні Y »3,94 при Z
= 26
За таб. П27 визначаємо коеф. форми зуба колеса Y »3,77 при Z
= 131
Порівняльна оцінка міцності зуба шестерні і колеса при згині:
G / Y
= 130 / 3,94 = 33 МПа
G / Y
= 110 / 3,77 = 29,2 МПа
Y b = 0,884
Знайдемо значення коеф. Y b:
Y b = 1 - b 0 / 1400 = 0,884
Перевіряємо витривалість зубів при згині:
GF = YF * Y b * KF * Ft / (b2mn) = 3,77 * 0,884 * 1,031 * 3040 / (72 * 2,5) = 58 МПа <<G
4. Розрахунок валів
Приймаються [t k] / = 25 МПа для сталі 45 і [t k] / / = 20 МПа для сталі 35
dВ1 = 28 мм
4.1 Швидкохідний вал
d = 32 мм
d ³ = 2,62 * 10-2 мпрінімаем за ГОСТом dВ1 = 28 мм
d = 35 мм
приймаємо діаметр валу під манжетное ущільнення d = 32 мм
d = 44 мм
приймаємо діаметр валу під підшипник d = 35 мм
приймаємо діаметр валу для буртика d = 44 мм
Тихохідний вал:
dВ2 = 50 мм
d = 54 мм
d ³ = 4,88 * 10-2 мпрінімаем за ГОСТом dВ2 = 50 мм
d = 55 мм
приймаємо діаметр валу під манжетное ущільнення d = 54 мм
приймаємо діаметр валу під підшипник d = 55 мм
d = 60 мм
приймаємо діаметр валу для колеса d = 60 мм
d = 95 мм
Конструктивні розміри зубчастого колеса:
діаметр маточини d »(1,5 ... 1,7) d
= 90 ... 102 мм
lст = 75 мм
довжина маточини lcт »(0,7 ... 1,8) d = 42 ... 108 мм
d 0 = 7мм
товщина обода d 0 »(2,5 ... 4) mn = 6,25 ... 10 мм
е = 18 мм
Колесо виготовляємо з поковки, конструкція дискова.
Товщина e »(0,2 ... 0,3) b2 = 14,4 ... 21,6 мм
G-1 = 352 МПа
4.4 Перевірка міцності валів:
Швидкохідний вал: G-1 »0,43 G = 0,43 * 820 = 352 МПа
Допустиме напруження згину [GІ] -1 при [n] = 2,2 K s = 2,2 і kрі = 1:
[GІ] -1 = 72,7 МПа
[GІ] -1 = [G-1 / ([n] K s)] kрі = 72,7 МПа
YB = 849,2 H
Визначаємо реакції опор в площині zOy:
YA = 305,4 H
YB = Fr / 2 + Fad1/4a1 = 849,2 H
YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H
XA = XB = 1520 H
Визначаємо реакції опор в площині xOz:
XA = XB = 0,5 Ft = 0,5 * 3040 = 1520 H
Визначаємо розмір згинальних моментів у площині 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
у площині xOz:
M = 76 Н * м
MA = MB = 0
M = XA * a1 = 1520 * 0,05 = 76 Н * м
MFt = 76 H * м
Крутний момент T = T2 = 87,779 Н * м
Мі = 87,06 Н * м
Обчислюємо сумарний згинальний момент Мі:
Gі = 5,71 МПа
Мі = = 87,06 Н * м
Значить: Gі = 32Mі / p d = 5,71 МПа
Gе111 = 8,11 МПа
t к = 16T2 / (p d ) = 16 * 87,779 / (3,14 * 0,053753) = 2,88 МПа
Gе111 = = 8,11 МПа
Тихохідний вал:
G-1 = 219,3 МПа
Для сталі 35 по таб. П3 при d <100 мм GB = 510 МПа
G-1 »0,43 G = 0,43 * 510 = 219,3 МПа
Допустиме напруження згину [GІ] -1 при [n] = 2,2 K s = 2,2 і kрі = 1:
[GІ] -1 = 45,3 МПа
[GІ] -1 = [G-1 / ([n] K s)] kрі = 45,3 МПа
YB = 2022,74 H
Визначаємо реакції опор в площині yOz:
YA = -869,2 H
YB = Fr / 2 + Fad2/4a2 = 2022,74 H
YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -869,2 H
XA = XB = 1520 H
Визначаємо реакції опор в площині xOz:
XA = XB = 0,5 Ft = 0,5 * 3040 = 1520 H
Визначаємо розмір згинальних моментів у площині 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
у площині xOz:
M = 71,44 Н * м
MA = MB = 0
M = XA * a2 = 1520 * 0,047 = 71,44 Н * м
MFt = 71,44 H * м
Крутний момент T = T3 = 455,67 Н * м
Мі = 118,92 Н * м
Обчислюємо сумарний згинальний момент Мі:
Gі = 7,28 МПа
Мі = = 118,92 Н * м
Значить: Gі = 32Mі / p d = 7,28 МПа
Gе111 = 28,83 МПа
t к = 16T3 / (p d ) = 16 * 318,47 / (3,14 * 0,0553) = 13,95 МПа
Gе111 = = 28,83 МПа <45,25 МПа
5. Розрахунок елементів корпусу редуктора
d = 9 мм
Корпус і кришку редуктора виготовимо литтям із сірого чавуну.
Товщина стінки корпусу d »0,025 aw +1 ... 5 мм = 4,5 +1 ... 5 мм
d 1 = 8 мм
Товщина стінки кришки корпусу d 1 »0,02 aw +1 ... 5 мм = 3,6 +1 ... 5 мм
s = 14 мм
Товщина верхнього пояса корпуса s »1,5 d = 13,5 мм
t = 20 мм
Товщина нижнього пояса корпуса t »(2 ... 2,5) d = 18 ... 22,5 мм
С = 8 мм
Товщина ребер жорсткості корпусу C »0,85 d = 7,65 мм
dФ = 18 мм
Діаметр фундаментних болтів dФ »(1,5 ... 2,5) d = 13,5 ... 22,5 мм
К2 = 38 мм
Ширина нижнього пояса корпуса К2 ³ 2,1 dФ = 2,1 * 18 = 37,8 мм
dk = 10 мм
Діаметр болтів з'єднуючих корпус з кришкою dk »(0,5 ... 0,6) dФ
s1 = 12 мм
Товщина пояса кришки s1 »1,5 d 1 = 12 мм
K = 30 мм
Ширина пояса з'єднання корпусу і кришки редуктора близько підшипників
K1 = 25 мм
K »3dk = 3 * 10 = 30 мм
dkп = 12 мм
Діаметр болтів для підшипників dkп »0,75 dФ = 0,75 * 18 = 13,5 мм
Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників
d = D
= 10 мм
dп »(0,7 .. 1,4) d = 6,3 ... 12,6 мм
Діаметр обтискних болтів можна прийняти 8 ... 16 мм
dkc = 8 мм
Діаметр болтів для кришки оглядового вікна
dkc = 6 ... 10 мм
dпр = 18 мм
Діаметр різьби пробки для зливу масла
dпр ³ (1,6 ... 2,2) d = 14,4 ... 19,8 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
Довжини вихідних решт швидкохідного і тихохідного валів:
l1 = 50 мм
l2 = 85 мм
l1 »(1,5 ... 2) dB1 = 42 ... 56 мм
l2 "(1,5 ... 2) dB2 = 75 ... 100 мм
Призначаємо тип підшипників середня серія для швидкохідного валу і легка для тихохідного d = d = 35 мм, D1 = 80 мм, T
= 23 мм
d = d = 55 мм, D2 = 100 мм, T
= 23 мм
X / = X / / = 20 мм
розмір X »2dп, приймаємо X / = X / / = 2d = 2 * 10 = 20 мм
l = L
= 35 мм
l = L
= 12 мм
розмір l = L
»1,5 T
= 1,5 * 23 = 35,5 мм
l = L
= 8 ... 18 мм
l = 15 мм
осьовий розмір глухий кришки підшипника
l »8 ... 25 мм
a2 = 47 мм
Тихохідний вал:
a2 »y +0,5 lст = 9 +0,5 * 75 = 46,5 мм
а1 = 50 мм
швидкохідний вал
a1 »l +0,5 B1 = 12 +0,5 * 75 = 49,5 мм
ВР = 335 мм
Lp = 470 мм
НР = 388 мм
Габаритні розміри редуктора:
ширина ВР
ВР »l2 + l +2,5 T
+2 Y + lст + l
+ L1 = 85 +35 + 2,5 * 23 +18 +75 +15 +50 = 335,5 мм
Довжина Lp
Lp »2 (K1 + d + y1) +0,5 (da2 + da1) + aw = 2 (25 +9 +20) +0,5 (305 +60) + 180 = 470 мм
Висота НР
НР » d 1 + y1 + da2 + y + T = 8 +20 +305 +35 +20 = 388 мм
6. Розрахунок шпонкових з'єднань
Швидкохідний вал dB1 = 28 мм по П49 підбираємо шпонку b 'h = 8' 7
l = 45мм
lp = 37 мм
l = l1-3 ... 10 мм = 45 мм
lp = lb = 45-8 = 37 мм
допустимі напруження зминання [Gсм]:
[Gсм] = 100 ... 150 МПа
Gсм »4,4 T2 / (dlph) = 53,25 МПа <[Gсм]
Вибираємо шпонку 8 '7' 45 по СТ-РЕВ-189-75
Тихохідний вал dB2 = 50 мм по П49 підбираємо шпонку b 'h = 14' 9
l = 80 мм
lp = 66 мм
l = l2-3 ... 10 мм = 80 мм
lp = lb = 80-14 = 66 мм
допустимі напруження зминання [Gсм]:
[Gсм] = 60 ... 90 МПа
Gсм »4,4 T3 / (dВ2 lph) = 67,5 МПа
Вибираємо шпонку 14 '9' 80 по СТ-РЕВ-189-75
Маточина зубчастого колеса d2 = 60 мм по П49 підбираємо шпонку b 'h = 18' 11
l = 70 мм
lp = 52 мм
l = lст-3 ... 10 мм = 70 мм
lp = lb = 70-18 = 52 мм
допустимі напруження зминання [Gсм]:
Gсм »4,4 T3 / (d2 lph) = 58,4 МПа <[Gсм]
Вибираємо шпонку 18 '11' 70 по СТ-РЕВ-189-75
7. Розрахунок підшипників
Швидкохідний вал
FrA = 1580,17 H
Fa = 906,5 H
FrB = 1741,13 H
FrA = = 1580,17 H
FrB = = 1741,13 H
Оскільки FrB> FrA то підбір підшипників ведемо по опорі У
Вибираємо тип підшипника тому (Fa / FrB) * 100% = (1580,17 / 1741,13) * 100% = 52,06%> 20 ... 25% то приймаємо радіально-упорні роликопідшипники
Визначаємо осьові складові реакції підшипників при е = 0,319 для середньої серії при d = 35 мм:
SA = 0,83 e * FrA = 0,83 * 0,319 * 1580,17 = 418,38 H
SB = 0,83 e * FrB = 0,83 * 0,319 * 1741,13 = 461 H
За таблиці 5 знаходимо сумарні осьові навантаження: тому SA <SB й Fа = 906,5> SB-SA = 42,62 H то FaA = SA = 418,38 H і FaB = SA + Fa = 1324,88 H (розрахункова)
Lh = 15 * 103 годин
Довговічність підшипника Lh:
Lh = (12 ... 25) 103 годин
V = 1 тому обертається внутрішнє кільце П45
Kб = 1,6 П46
Кт = 1 П47
При FaB / VFrB = 1324,88 / 1 * 1741,13 = 0,76> e = 0,319 за таб. П43 приймаємо
X = 0,4
Y = 1,881
n = n2 = 343,84 min-1
a = 10 / 3
Обчислимо динамічну вантажопідйомність підшипника
Стор = (XVFrB + YFaB) KбKт (6 * 10-5n2Lh) 1 / a = 24,68 кН
За таб. П43 остаточно приймаємо підшипник 7307 середньої серії
d = 35 мм
D = 80 мм
Tmax = 23 мм
С = 47,2 кН
Nпр> 3,15 * 103 min-1
Тихохідний вал
FrA = 1750,97 H
Fa = 906,5 H
FrB = 2530,19 H
FrA = = 1750,97 H
FrB = = 2530,19 H
Оскільки FrB> FrA то підбір підшипників ведемо по опорі У
Вибираємо тип підшипника тому (Fa / FrB) * 100% = (906,5 / 2530,19) * 100% = 35,83%> 20 ... 25% то приймаємо радіально-упорні роликопідшипники
Визначаємо осьові складові реакції підшипників при е = 0,411 для легкої серії при d = 55 мм:
SA = 0,83 e * FrA = 0,83 * 0,411 * 1750,97 = 597,3 H
SB = 0,83 e * FrB = 0,83 * 0,411 * 2530,19 = 863,1 H
За таблиці 5 знаходимо сумарні осьові навантаження:
тому що SA <SB й Fа = 906,5> SB-SA = 265,8 H то
FaA = SA = 597,3 H і FaB = SA + Fa = 1500,2 H (розрахункова)
При FaB / VFrB = 1500,2 / 1 * 2530,19 = 0,523> e = 0,411 за таб. П43 приймаємо
X = 0,4
Y = 1,459
n3 = 59,814 min-1
a = 10 / 3
Обчислимо динамічну вантажопідйомність підшипника при Lh = 15 * 103часов, V = 1, Kб = 1,6, Кт = 1, a = 10 / 3
Стор = (XVFrB + YFaB) KбKт (6 * 10-5n3Lh) 1 / a = 13,19 кН
За таб. П43 остаточно приймаємо підшипник 7211 легкої серії
d = 55 мм
D = 100 мм
Tmax = 23 мм
С = 56,8 кН
Nпр> 4 * 103 min-1
8. Вибір мастила
Для тихохідних і середньошвидкісних редукторів мастила зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса у масляну ванну кратера, обсяг якої Vk = 0,6 Р3 = 1,8 л. V = 1,08 м / с.
Масло І-100А, яке заливається в кратер редуктора з таким розрахунком, щоб зубчасте колесо занурилося в масло не більше ніж на висоту зуба.