МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ РОСІЇ
УФИМСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ НАФТОВОЇ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА ГІРСЬКОЇ І ПРИКЛАДНОЇ МЕХАНІКИ
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Оцінка			Режиму
			Оформлення
			Захисту

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА
до курсової роботи з прикладної механіки

Група		Підпис	П.І.Б.	Дата
Студент
Консультант			В.К. Загорський
Загальна оцінка проекту

УФА 2002
Зміст
Завдання ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. стор 3
1. Кінематичний і силовий розрахунок приводу .... ... ... ... ... ... ... ... .. ... ... ... .. Стор 4
2. Матеріали та термічна обробка коліс ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... Стор 5
3. Вибір допустимих напружень при розрахунку циліндричних
зубчастих передач ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... стор 6

4. Методика розрахунку закритою циліндричної передачі ... ... ... ... ... ... ... .. стор 7

5. Розрахунок діаметра валів ... ... ... ... ... ... .. ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ..... стор 10
6. Матеріали валів і осей ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... Стор.11
7. Розрахункові схеми валів ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. стор.11
8. Розрахунки на міцність ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... Стор.12
9. Підшипники кочення ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... Стор.20
10. Підбір кришок підшипників ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ...... стор.23
11. Специфікація ... ... ... ... .... .... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .. Стор.25
Список літератури ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... стор.28

					НТУ1. 300100.
Змін.	Лист	№ докум.	Підпис.	Дата
Розробник.					Пояснювальна записка	Літера			Лист	Листів
Перевірив		Загорський
						УГНТУ
Н.конт.
Утв.

Вибір електродвигуна. Привід - пристрій для приведення в дію двигуном різних машин. При передачі потужності від двигуна до споживача мають місце втрати в елементах приводу: у ремінної і ланцюгової передачах, у зубчастих зчепленнях, в підшипниках на валах. Всі ці втрати повинні бути враховані при виборі електродвигуна, щоб була забезпечена необхідна для споживача потужність.
1.1 К. п. д. Приводи
,
де -К. п. д. редуктора; -К. п. д. відкритої передачі;
,
де - К. п. буд зубчастого зачеплення; m - число зачеплень в редукторі;
- К. п. буд одного вала; n - кількість валів в редукторі.
У даному випадку = 0,99, = 0,96 є дві пари підшипників і два зачеплення, тоді

1.2 Розрахункова потужність двигуна
. ,
де Нм-крутний момент на вихідному валу приводу;
об / хв-частота обертання вихідного валу приводу.
,
де -Швидкість обертання валу.
Тоді кВт і
кВт.
; Нм.
 
 
 
1.3 Передаточне відношення приводу
.
Необхідно підібрати так, щоб передавальне відношення приводу
лежало в межах 2,5 ... 4. Вибирається асинхронний двигун 4А80В4 кВт. Синхронна частота обертання об / хв. Асинхронна частота обертання об / хв.
Тоді .

Номер валу	n об / хв	U	N кВт		Т Нм
1	1415	-	1,245	0,94	8,4
2	429,75	3,29	1,17	0,94	26

Таблиця 1

 

2. Матеріали та термічна обробка
зубчастих коліс

Вибір матеріалу зубчастих коліс залежить від вимог, що пред'являються до розмірів і масі передач, а також від потужності, окружної швидкості і необхідної точності виготовлення коліс.
Основним матеріалом для виготовлення зубчастих коліс більшості машин є сталі. У залежності від твердості сталеві зубчасті колеса діляться на дві групи.
Перша група - колеса з твердістю <НВ 350. Застосовуються в мало-і средненагруженних передачах. Матеріалами для коліс цієї групи служать вуглецеві стали 45, 65, 50Г, 65Г, леговані сталі 40Х, 40ХН, 40ХГР та ін Термообробка-поліпшення виробляється до нарізування зубів. Колеса з твердістю <НВ 350 добре прірабативаются і не схильні до крихкому руйнуванню. Для рівномірного зносу зубів і кращої їх прірабативаемості твердість шестерні повинна бути на 20 ... 25НВ більше твердості колеса. Колеса з твердістю <НВ 350 широко використовуються в мало-і средненагруженних передачах, в умовах індивідуального і дрібносерійного виробництва.
Друга група - колеса з твердістю>; НВ350 (при твердості Ю НВ350 твердість матеріалу вимірюється за шкалою Роквелла: 10 НВ = 1 HRC). Застосовуються у важко навантажених передачах. Висока твердість робочих поверхонь зубів досягається об'ємної та поверхневої загартуванням, цементацією. Ці види термообробки дозволяють в декілька разів підвищити навантажувальну здатність передачі порівняно з поліпшеними сталями.
В якості матеріалу вибираємо сталь ст.45 (поліпшення).
З довідкових даних знаходимо твердість по Брі Нелю:

3. Вибір допустимих напружень при розрахунку циліндричних і конічних зубчастих передач

Експериментом встановлено, що контактна міцність робочих поверхонь зубів визначається в основному твердістю цих поверхонь. Допустимі контактні напруження для розрахунків на витривалість при тривалій роботі , Де - Межа контактної витривалості поверхонь зубів, відповідний базовому числа циклів зміни напруг За експериментальними значеннями, наведених у таблиці, знаходимо = 2HB +70 МПа.
МПа.
- Коефіцієнт безпеки; у зв'язку з поступовим процесом пошкодження поверхні і зниженою небезпеки аварії машин коефіцієнт призначають невеликим: = 1,1 при неоднорідній структурі матеріалу.
- Коефіцієнт довговічності, що враховує вплив строку служби та режиму навантаження передачі: .
Для нормалізованих коліс = 2,6. Базове число циклів визначається твердістю робочих поверхонь зубів. З довідкових даних знаходимо для твердості поверхонь зубів до 200HB циклів.
- Еквівалентне число циклів зміни напруги. При постійному навантаженні визначається за формулою
,
де n - частота обертання того з коліс, за матеріалом якого визначають напруга, що допускається, об / хв. -Довговічність передачі.
млн. циклів.
млн. циклів.
При ;


Розрахунок ведуть за меншим значенням з отриманих для шестерні і колеса. Зважаючи незначного впливу на величину допустимого напруги в розрахунку не враховані розміри, шорсткість поверхні і окружна швидкість коліс.

3.1 Допустимі напруги вигину

Допустимі напруги вигину для розрахунку на витривалість при тривалій роботі , Де - Базовий межа витривалості зубів по зламу від напружень вигину, відповідний базовому числа циклів зміни напруг . Базове число циклів зміни напружень згину = .
По таблиці знаходимо експериментальне значення = HB +260;


- Коефіцієнт безпеки. Рекомендується приймати для литих заготовок S _F = 1,7.
Y _N - коефіцієнт довговічності. При твердості робочих поверхонь HB 350

Еквівалентне число циклів при постійному навантаженні N _FE = 60 L _h.
N ^ш _FE = 60 6000 = 254,7 млн. циклів,
N ^до _FE = 60 6000 = 77,355 млн. циклів.
млн. циклів.
Для тривало працюючих передач при N _FE> N _{F lim b} Y _N = 1.0.

4. Методика розрахунку закритою циліндричної передачі

4.1 Вибрати коефіцієнти ширини зубчастого вінця щодо діаметра і щодо модуля .
Таблиця 2

Параметр	Розташування шестерні щодо опор	Твердість раб. поверх. зубів
		H 1 і H 2 HB350	H 1 і H 2> HB350
	Симетричне	0,8 - 1,4	0,4 - 0,9
	Несиметричне	0,6 - 1,2	0,3 - 0,6
	Консольне	0,3 - 0,4	0,20 - 0,25
	Для редукторів з досить жорсткими валами	Не більше 25 - 30	Не більше 15 - 20

= 1, = 30.
4.2 Визначити попереднє значення коефіцієнта ширини вінця щодо міжосьової відстані:

4.3 Вибрати числа зубів коліс:

Z ₁ = 30; Z ₂ = 30
Для першої ступені редуктора Z ₁ = 20 ... 30, для другої - 17 ... 24. Мінімально допустимий число зубів шестерні при Х = 0 Z _min = 17. Після округлення Z до цілих чисел слід перевірити фактичне передавальне число U = Z ₂ / Z _1.
U = 99/30 = 3,3.
4.4 Визначити коефіцієнт концентрації навантаження за таблицею:
Таблиця 3

Розташування шестерні щодо опор	Твердість поверхні зубів колеса НВ
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2	1,4
Симетричне	<350 > 350	1.01 1.01	1.02 1.02	1.03 1.04	1.04 1.07	1.07 1.16	1.11 1.26
Несиметричне	<350 > 350	1.03 1.06	1.05 1.12	1.07 1.20	1.12 1.29	1.19 1.48	1.28 -
Консольне, опори- Шарикопідшипникові	<350 > 350	1.08 1.22	1.17 1.44	1.28 -	- -	- -	- -
Консольне, опори- ролікоподшіпніковие	<350 > 350	1.06 1.11	1.12 1.25	1.19 1.45	1.27 -	- -	- -

= 1.55.
4.5 Визначити попередньо міжосьова відстань:
, Де Ка - допоміжний коефіцієнт; Ка = 49,5 для прямозубой і Ка = 43,0 для косозубой передачі.

4.6 Визначити модуль коліс:
, Де - Кут нахилу зубів по ділильному циліндра.

Модуль m _n округлюється до найближчого стандартного:
Таблиця 4

Ряди	Модуль, мм
1-й	1; 1.25; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5, 6, 8, 10, 12, 16: 20; 25;
2-й	1.125; 1.375; 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7; 9; 11; 14; 18;

m _n = 1.
Окружний модуль m _t можна визначити за формулою
= 1,064.
4.7 Уточнити фактичне міжосьова відстань:
= 68,64 мм.

4.8 Уточнити коефіцієнт ширини зубчастого вінця:

4.9 Визначити робочу ширину вінця зубчастої передачі і округлити до цілого числа:

4.10 Визначити ділильні (початкові) діаметри коліс (з точністю до сотих часток):

Отримані параметри коліс в процесі проектування і розробки креслень можуть бути змінені; після визначення остаточно прийнятих розмірів виробляється перевірочний розрахунок передачі.
4.11 Визначити геометричні розміри зубчастих коліс:
· Діаметр вершин зубів:

· Діаметр западин зубчастих коліс:

4.12 Попередній (орієнтовний) розрахунок валу
Попередній (орієнтовний) розрахунок валу виробляється при виконанні ескізної компонування і ведеться за умовним розрахунком на кручення. Цю форму розрахунку обирають тому, що ще не визначені розміри валу по довжині і не можуть бути обчислені згинальні моменти.
З умови міцності на кручення

звідки (4.1)
де Т - крутний момент, Н * мм;
[ ] - Умова, напруга, що допускається при крученні, МПа.
Так як в розрахунку не враховується вигин, то значення [ ] Вибираються заниженими: [ ] = 15 ... 30 МПа.

За обчисленому діаметру підбирають підшипники і визначають відстань між опорами, визначають всі сили, що діють на вал, потім складають розрахункову схему вала.
 

5. Розрахунок діаметра валів

ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ
Вали-деталі призначені для передачі обертального моменту вздовж своєї осі і для підтримки обертових деталей машин. Вали обертаються в підшипниках. Так як передача крутних моментів пов'язана з виникненням сил, наприклад, сил на зубах коліс, сил напруги ременів і т.д., вали схильні до дії не тільки крутних моментів, але також поперечних сил і згинальних моментів.
Осі призначені для підтримки обертових деталей і на відміну від валів не передають корисного крутного моменту. Опорні частини валів називають цапфами або шийками.
Форма вала по довжині визначається розподілом навантаження і, умовами технології виготовлення і збірки. Епюри згинальних моментів по довжині валів, як правило, непостійні.
Крутний момент зазвичай передається по всій довжині валу. Тому за умовою міцності припустимо і доцільно конструювати вали змінного перерізу, що наближаються до форми тел рівного опору. Практично вали виконують ступінчастими. Ця форма є зручною у виготовленні і складанні; уступи валів можуть сприймати великі осьові сили. Бажано, щоб кожна насаджується на вал нероз'ємні деталь вільно (без натягу) проходила по валу до своєї посадкової поверхні щоб уникнути пошкодження поверхонь.

6. Матеріали валів і осей

 
Для валів і осей без термообробки застосовують вуглецеві сталі; ст.5, ст.6; дня валів з термообробкою - сталі 45, 40Х.Бистроходние вали, що працюють у підшипниках ковзання, виготовляють зі сталей 20. 20Х, 12ХН3А. Цапфи цих валів цементують для підвищення зносостійкості.

Таблиця 5

Механічні характеристики матеріалів

			Механічні характеристики, МПа					Коефіцієнт
Марки стали	Діаметр заготовки, мм	Твердість НВ (Не нижче)
45, ст6	будь-який	200	500	280	150	250	150	0
45, СГБ	<80	270	900	650	380	380	230	0,05
40Х	будь-який	200	73.0	500	280	320	210	0.05
40Х	<80	270	900	750	450	410	240	0,05
40ХН	будь-який	240	820	650	390	360	210	0,05
40ХН	<200	270	900	750	450	420	250	0,05
20Х	<120	197	650	400	240	900	160	0
12ХНЗА	<L20	260	950	700	490	420	210	0,05

Вали піддають токарній обробці та подальшому шліфуванню посадочних поверхонь.
Торці валів для полегшення посадки деталей, щоб уникнути обмятій пошкодження рук робітників, виконують з фасками.

Вали розраховують, як балки на шарнірних опорах. Для валів, що обертаються в підшипниках кочення, встановлених по одному на опорі, ця схема забезпечує отримання досить точних результатів. Сили на вали передаються через насаджені на них деталі: зубчасті колеса, зірочки, шківи, ​​муфти і т.д. При простих розрахунках приймають, що насаджені на вал деталі передають зосереджені сили і моменти на середні своєї ширини, і ці перетини валу приймають за розрахункові. У дійсності сили взаємодії між маточинами і валами розподілені по всій довжині маточин. Для більшості валів сучасних швидкохідних машин вирішальне значення має опір втоми. Втомні руйнування складають до 40 ... 50% випадків виходу з ладу валів.
Для тихохідних валів із нормалізованих, поліпшених і загартованих з високим відпусткою сталей, що обмежують критерієм може бути статична несуча здатність при пікових навантаженнях. Для валів з крихких і малопластична матеріалів при ударних навантаженнях і низьких температурах обмежують критерієм є опір крихкому руйнуванню.

Вали випробовують дію напруг вигину і кручення, осі - тільки напруги вигину. Постійні за величиною і напрямком сили викликають в нерухомих осях постійні напруги, а в обертових осях і валах - напруження, що змінюються по симетричному знакозмінним циклу.

8.1 Основний (наближений) розрахунок валу

Основний (наближений) розрахунок валу полягає в обчисленні згинальних і крутних моментів у характерних перерізах валу, будують епюри цих моментів.

Для вхідного валу.

Дано:
Т = 8,4 кНмм, d = 32 мм, Ft = 2T / d = 2 * 8,4 / 26 = 0,525 кH. Fr = Fttg20/cos = 525 * 0.36397/.936939 = 203 H.
Матеріали валу: ст. 45 покр.
МПа, МПа, МПа.

Рішення.

При дії навантажень на вал в різних площинах їх розкладають на дві взаємно перпендикулярні площини, за одну з яких приймається площину дії однієї з сил.
Вертикальна площина.

;

реакції визначені, вірно
Визначаються згинальні моменти у вертикальній площині

кНмм, кНмм кНмм

кНмм

  кНмм.
Будується епюра .

Горизонтальна площина.
;

Н.

Визначаються згинальні моменти у горизонтальній площині
кНмм, кНмм.
Будується епюра .

Для визначення сумарного згинального моменту складають геометрично згинальні моменти М ^В і М ^Г у взаємно перпендикулярних площинах за формулою

Максимальний сумарний згинальний момент
кНмм.
кНмм.
Будується епюра .

Небезпечне перетин визначається дно до епюр моментів, розмірами перерізів валу і концентрацією напружень. За розміром перерізу валу небезпечне перетин вибирається біля шестерні. За епюрі сумарного моменту визначається момент у небезпечному перерізі, h = 14 мм:
кНмм.
Остаточно діаметр валу в небезпечному перерізі визначається за еквівалентним моменту, що дорівнює геометричній сумі сумарного згинального й крутного моменту по третій теорії міцності.
кНмм.
кНмм.
Будуємо епюру еквівалентного моменту.

МПа
[Б і] ш, Мпа-допустима напруга вигину по симетричному циклу навантажування,
бв - тимчасовий опір матеріалу (табл. 1).

Отриманий діаметр вала потрібно округлити в більший бік до найближчого значення з ряду нормальних лінійних розмірів.
Вибирається d = 17 мм.

Для вихідного валу.

Дано:
Т = 26 кНмм, d = 105,35 мм, Ft = 2T / d = 2 * 26/105, 35 = 0,494 кH.
Fr = Ft * tg20/сщи = 0,514 * 036394 / 0,93969 = 0,191 кH.
кH.
Матеріали валу: ст.45 покр.:
МПа, МПа,
МПа,

Рішення.
Вертикальна площина.

,

кНмм,

Н,

, Отже, реакції визначені правильно.
Визначаються згинальні моменти у вертикальній площині

кНмм. кНмм,

кНмм.

Будується епюра .

 
Горизонтальна площина

,

Н.

кНмм.
  кНмм.

Будується епюра .

Для визначення сумарного згинального моменту складають геометрично згинальні моменти М ^В і М ^Г у взаємно перпендикулярних площинах за формулою

Максимальний сумарний згинальний момент
кНмм.
Будується епюра .

Вибирається небезпечне перетин там, де діє максимальний згинальний момент.
Остаточно діаметр валу в небезпечному перерізі визначається за еквівалентним моменту, що дорівнює геометричній сумі сумарного згинального й крутного моменту по третій теорії міцності.
кНмм.
Будуємо епюру еквівалентного моменту.

МПа.
[Б і] ш, Мпа-допустима напруга вигину по симетричному циклу навантажування, бв - тимчасовий опір матеріалу (табл. 1).

Отриманий діаметр вала потрібно округлити в більший бік до найближчого значення з ряду нормальних лінійних розмірів.
Остаточно приймаємо d = 20 мм.

8.2 Уточнений розрахунок валу на витривалість

Розрахунки валу на витривалість є перевірочними і виконуються
після визначення форми і розмірів валу в результаті попереднього розрахунку і розробки ескізної компонування.
Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності в небезпечних перерізах, відповідно дно до епюр моментів, з урахуванням концентраторів напружень. Розміри валу, отримані при проектному розрахунку, можуть бути змінені в результаті проведеного уточненого розрахунку.
Розміри валу вважаються обраними оптимально, якщо дійсні коефіцієнти запасу міцності по перетинах відповідають рекомендованим межам (n = 1,5 .... 3.0). Збільшення запасу міцності проти рекомендованого може бути пов'язано або з вимогами жорсткості валу, або з необхідністю збільшення діаметра вала під підшипники. При розрахунку на витривалість вважають, що постійні за величиною і напрямком сили передач викликають в обертових валах змінні напруги вигину, що змінюються по симетричному циклу.
Для вхідного валу.
 
Перевірку на втомну міцність роблять за величиною коефіцієнта запасу міцності:
де - Коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях відповідно.
При симетричному циклі навантаження

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням, якщо привід працює без зупинок тривалий час, визначають
за формулою
де - Межа текучості матеріалу валу, МПа (в та6л2.1).
Якщо пристрій з частими зупинками (то нульовий цикл), то

межі витривалості стандартних зразків відповідно при згині і крученні. МПа.
напруги вигину і кручення в небезпечних перерізах вала, МПа;
ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і крученні;
коефіцієнти впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу валу, - Коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу
Напруження в небезпечних перерізах визначають за формулами:
; ; Де - Результуючий згинальний момент, Н.мм;
Т-крутний момент, Н.мм;
Wнетто, W рнетто - осьовий і полярний моменти опору перерізів валу без урахування шпоночной канавки.


де d - діаметр вала в небезпечному перерізі, мм;
МПа;
МПа;




Тоді коеф. Запасу міцності дорівнює

Діаметр валу залишаємо = 17 мм., Не зменшуємо.
 
Для вихідного вал
По діаметру валу вибирається призматична шпонка вхh = 6х6.
 


де d - діаметр вала в небезпечному перерізі, мм;
Ь і t - розміри шпоночной канавки, мм.
МПа;
МПа;
З таблиці. перебувають


Тоді коеф. Запасу міцності дорівнює

Так як запас міцності більше трьох, можна діаметр валу зменшити до 15 мм., Але діаметр валу зменшувати не будемо, залишимо під підшипник і тоді діаметр валу залишаємо d = 20 мм.
По діаметру валу вибирається призматична шпонка вхh = 6х6.
 

Тоді коеф. Запасу міцності дорівнює

Отже залишаємо діаметр валу в небезпечному перерізі d = 20 мм.
Таблиця 6
Ефективні коефіцієнти концентрації напружень для валів у місці шпоночной канавки при вигині і кручення

Бв, МПа	Кб	К,
500	1.6	1.4
600	1.76	1.54
700	1.9	1.7
800	2.01	1.88
900	2.15	2.05
1000	2.26	2.22

Таблиця 7
Значення коефіцієнтів впливу абсолютних розмірів

	Вуглецева сталь		Легована сталь
Діаметр валу, мм	,
15	0.95	0.87	0.87
20	0.92	0.83	0.83
30	0.88	0.77	0.77
40	0.85	0.73	0.73
50	0.81	0.70	0.70
70	0.76	0.67	0.67
100	0.70	0.62	0.62

9. Підшипники кочення
Попередньо вибираються кулькові радіально - завзяті однорядні підшипники ТИП 36103, особливо легка серія.

Підшипники кочення це опори, що використовують в основі тертя кочення.

Будь-який підшипники кочення складається із зовнішньої і внутрішньої обойми, тіл кочення і сепараторів. Підшипники кочення це групи деталей стандартизовані у світовому масштабі. Підшипники кочення в залежності від форми тіл кочення можуть бути кульковими і роликовими. Основні переваги підшипників тіл кочення: малі витрати мастильних матеріалів, висока несуча здатність на одиницю ширини, малі моменти тертя, мале тепловиділення.

Відповідно до критеріїв працездатності підшипники розраховуються на втомне викрашеваніе.
, Де L - число мільйонів обертів до появи ознак втоми; С-динамічна вантажопідйомність - це таке навантаження, яке витримує підшипник при млн. обертів; Fпр-наведена навантаження враховує Fr і Fx.
Fпр = (хккFp + yFx) кбкт, де x, y-коеф. приведення відповідно радіальної і осьової навантаження; кк = 1,-коеф. кільця, враховує обертання зовнішньої обойми; кб-коеф. безпеки, враховує динамічність навантаження; кт-температурний коеф., при Т <100 З дорівнює 1.
При підшипник розраховується тільки на радіальне навантаження.
е = Fx / Co, Сo-статична вантажопідйомність.
При проектуванні завдання вибору підшипника зводиться до розрахунку його довговічності.
, В годинах.
Розрахунок підшипників

Для валу-шестерні.
Вихідні дані: х = 1, , N = 1415 об / хв, необхідна довговічність підшипників L 10 h = 3000 год
Максимальні довгостроково діючі сили:
H,
Н, розрахунок ведеться тільки для однієї опори Н.

Попередньо приймаємо кулькові радіальні підшипники особливо легкої серії 103.
Для цих підшипників з табл. знаходимо, що Сr = 5700 Н, З _{Про r} = 4100 Н.
приймаємо X = 0,45, Y = 1,33, е = 0,41.





Приймаються = 1 температура роботи підшипника менше 100 ° С.
Кк = 1, , . Н.

Для більш навантаженої опори.



млн. об.
годин.
Оскільки базова довговічність більше необхідної, то підшипник придатний. Вибираються кулькові радіально - упорний однорядні підшипники ГОСТ 8338-75 особливо легкої серії.

d, мм	D, мм	В, мм	С, кН	Со, кН
17	35	10	5,71	3,58

Для окремого валу.
Вихідні дані: х = 0,45, , N = 429,75 об / хв, необхідна довговічність підшипників L 10 h = 3000 год
Максимальні довгостроково діючі сили:
Н, Н.

Попередньо приймаємо кулькові радіальні підшипники легкої серії 204.
Для цих підшипників з табл. знаходимо, що Сr = 5700 Н, З _{Про r} = 4100 Н.
приймаємо X = 1, Y = 0.
Приймаються = 1 температура роботи підшипника менше 100 ° С.
Кк = 1. Н.
млн. об. годин.
Оскільки базова довговічність більше необхідної, то підшипник придатний. Вибираються кулькові радіально - завзяті однорядні підшипники ГОСТ 8338-75 легкої серії.

D, мм	D, мм	В, мм	r, мм	С, кН	Со, кН
20	47	14	1,5	10	6,3

10. Підбір кришок підшипників
 

Для даних підшипників вибираються кришки закритого і відкритого типу.
Кришки підшипників виготовляють з чавуну марки СЧ-21. Розрізняють кришки підшипників прівертние і заставні.
Форма кришки залежить від конструкції опори вала. Найчастіше торець валу не виступає за межі підшипника. Тому зовнішня поверхня кришки плоска.
Опорні поверхні під головки кріпильних болтів необхідно частіше всього обробляти. Обробляють або безпосередньо ті місця, на які спираються головки гвинтів, або весь пасок на торці в зоні розташування головок гвинтів. З точки зору точності і швидкості краще токарна обробка, чим обробка опорних поверхонь на свердлильному верстаті.
При установки в кришці підшипника манжетної ущільнення передбачають 2-3 отвори діаметром 3 ... 4 мм для виштовхування зношеної манжети. У деяких конструкціях отвір у кришці під манжетное ущільнення роблять наскрізним.
Найчастіше фланці кришок виконують круглої форми; зазвичай форма кришки повинна відповідати платика корпусної деталі, до якої кришка прикручується. При цьому розмір а визначається можливістю установки гвинта кріплення кришки до корпусу. З метою зниження витрати металу при виготовленні, як самої кришки, так і корпусних деталі, фланці прівертних кришок іноді виготовляють неправильної форми, скорочуючи розмір а фланця на ділянках між отворами під Венти кріплення. Ще більше зниження рас