МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І
НАУКИ РФ
Курганський державний університет
Кафедра «Деталі машин»
Контрольна робота
Завдання 6 Варіант 1
Дисципліна «Деталі машин»
Студент / Орлов О.С. / Група
ТС-2638с Спеціальность_________________
Керівник __________________/
Крохмаль М.М. /
Комісія __________________/_____________/
__________________/_____________/
Дата захисту _________
Оцінка _________
Курган, 2009
Зміст
Завдання № 4
Завдання № 5
Завдання № 6
Додаток
Література
Завдання № 4
Розрахувати клиноременную передачу. Потужність на ведучому валу Р
1 = 10кВт, кутові швидкості шківів ω
1 = 77 з
-1 і ω
2 = 20 с
-1, режим
роботи - спокійний, кут нахилу лінії центрів до горизонту 30
▫. Режим роботи - тризмінний, навантаження - спокійна.
4.1. Передаточне число.
u = ω
1 / ω
2 = 77/20 = 3,85.
4.2.
Вибір перерізу ременя.
За табл. 55 стор.87 / 2 / виберемо перетин D.
За табл. 56 і 57 стор.88 / 2 / вибираємо його характеристики:
W
p = 27 мм, W = 32 мм, А = 1,38 мм
2, Т = 19 мм, d
plmin = 315 мм, L
p = 3150 -
15000 мм , M
пм = 0,6 кг / м.
4.3 Діаметри шківів.
d
p 1 = 1,1 * d
plmin = 1,1 * 315 = 346,5 мм.
Приймемо за табл. 58 стор.89 / 2 / d
p 1 = 355 мм.
d
p 2 = u * d
p 1 = 3,85 * 355 = 1367 мм. Приймемо за табл. 58 стор.89 / 2 / d
p 2 = 1370 мм.
4.4 Уточнення передавального відносини з урахуванням відносного ковзання
ζ = 0,01.
u
ф = d
p 2 / [d
p 1 * (1-ζ)] = 1370 / [355 * (1-0,01)] = 3,9.
4.5 Оцінка помилки передавального відношення.
(Uu
ф / u) *
100% = (3,85-3,9 / 3,85) * 100% = 1,3% <5%.
4.6 Міжосьова відстань.
a
min = 0,55 * (d
p1 + d
p2) + T = 0,55 * (d
p1 + d
p2) + T = 0,55 * (355 +1370) +19 = 968 мм.
a
max = d
p 1 + d
p 2 = 355 +1370 = 1725 мм.
Приймемо а = 1000 мм.
4.7
Розрахункова довжина ременя.
L
p = 2 * a + π * (d
p1 + d
p2) / 2 + (d
p2-d p1) 2 / 4a == 2 * 1000 + π * (355 +1370) / 2 + (1370-355)
2 / 4 * 1000 = 4967 мм.
Приймемо L
p = 5000 мм.
4.8 Уточнене міжосьова відстань.
а = 0,25 * {(L
p-x) + [(L
p-x) 2-2y] 0,5} = 0,25 * {(5000-2710) + [(5000-2710)
2 -2 * 1030225]
0,5} = 1019 мм.
Тут x = π * (d
p1 + d
p2) / 2 = π * (355 +1370) / 2 = 2710; y = (d
p2-d p1) 2 = (1370-355)
2 = 1030225.
Приймемо а =
1020 мм .
4.9 Кут обхвату.
α
1 = 180
▫ -57
▫ * (d
p 2-d p 1) / a = 180
▫ -57
▫ * (1370-355) / 1020 = 123,3
▫. 4.10 Коефіцієнти для визначення
розрахункової потужності:
коефіцієнт довжини ременя по табл. 59 стор.91 / 2 /: З
L = 0,98;
коефіцієнт режиму роботи з табл. 60 стр.92 / 2 /: З
p = 1,4;
коефіцієнт кута обхвату по табл. 61 стр.92 / 2 /: З
α = 0,82;
коефіцієнт числа ременів по табл. 62 стр.92 / 2 /: З
z = 0,95.
4.11 Розрахункова потужність передається одним ременем.
Р
р = Р
о * З
L * З
p / С
α = 8,29 * 0,98 * 1,4 / 0,9 = 12,6 кВт.
Тут Р
о = 8,29 кВт - номінальна потужність по табл. 55 стор.87 / 2 /.
4.12 Число ременів.
Z = Р
1 / (Р
р * З
z) = 18 / (12,6 * 0,95) = 1,5. Приймемо Z = 2.
4.13 Швидкість ременя.
V = ω
1 * d
р1 / 2000 = 77 * 355/2000 = 13,7 м / с.
4.14 Сила попереднього напруження галузі ременя.
F
0 = 850 * Р
1 * З
р * З
L / (Z * V * C
α) + θ * V
2, де θ - коефіцієнт, що враховує відцентрову силу по табл. 59 стор.91 / 2 / приймемо θ = 0,6.
F
0 = 850 * 18 * 1,4 * 0,98 / (2 * 13,7 * 0,82) +0,6 * 13,7
2 = 1050 Н = 1,05 кН.
4.15 Окружна сила
F
t = P
1 * 1000 / V = 18 * 1000/13, 7 = 1300 Н = 1,3 кН.
4.16 Максимальна напруга у ремені
σ
max = σ
p + σ
н, де σ
p = F
0 / А + F
t / (2 * Z * A) + ρ * V
2 / 1000000 == 1050 / 4,76 +1300 / (2 * 2 * 4,76) + 1200 * 13, 7
2 / 1000000 = 3 МПа.
Тут ρ = 1200 кг / м
2. σ
н = 2 * (Е
н * У) / d
р1 = 2 * 678/355 = 4 МПа.
Тут твір (Е
н * У) = 678 для ременя перерізу В.
σ
max = 3 +4 = 7 МПа.
4.17 Сила, що діє на вали.
F
в = 2 * F
0 * Z * sin (α
1 / 2) = 2 * 1,05 * 1 * sin (123, / 2) = 1,8 кН.
4.18 Робочий ресурс передачі.
L
h = N
оц * L
p / (60 * π * d
1 * n
1) * (σ
-1 / σ
max) * C
u, де N
оц - Цісла циклів, витримується ременем за
стандартом, за табл. 63 стр.92 / 2 / N
оц = 4,7 * 10
6; σ
-1 = 9 МПа - межа витривалості матеріалу ременя;
C
u = 1,5 * (u)
1 / 3 -0,5 = 1,5 * (3,85)
1 / 3 -0,5 = 1,9 - коефіцієнт враховує передавальне відношення.
L
h = 4,7 * 10
6 * 5000 / (60 * π * 355 * 735) * (9 / 7) * 1,9 = 614 ч.
Тут n
1 = 30 * ω
1 / π = 30 * 77 / π = 735 об. / хв. - Частота обертання провідного шківа.
Завдання № 5
Розрахувати черв'ячну передачу ручної талі. Вага вантажу, що піднімається F = 15 кН, зусилля робітника на тяговий ланцюг F
р = 150 Н, діаметр тягового
колеса D
тк = 300 мм, діаметр зірочки D
з = 120 мм, термін служби редуктора t
h = 18000 ч. Режим роботи - короткочасний.
1.1. Визначення загального ККД редуктора.
η = η
ч * η
п m, де η
год - ККД черв'ячної передачі (η
ч = 0,7 ... 0,8, приймемо η
ч = 0,7);
η
п - ККД однієї пари підшипників кочення (η
п = 0,99 ... 0,995, приймемо η
з = 0,99);
m - число пар підшипників кочення (m = 2).
η
про = 0,7 * 0,99
2 = 0,69.
1.2. Визначення частот обертання валів
n 1 = 60000 * V р / (π * D з) = 60000 * 1 / (π * 120) = 159 об. / хв.
Тут V
р - швидкість руху вантажу. Приймемо V
р = 1 м / с.
n 2 = n 1 / u = 159/32 = 5 об. / хв.
Тут u - передавальне відношення черв'ячної передачі. Приймемо u = 32.
Швидкість руху вантажу V
г = π * D
тк * n
2 / 60000 = π * 300 * 5 / 60 000 = 0,1 м / с.
1.3. Потужності на валах.
Р
2 = F * V
г = 15 * 0,1 = 1,5 кВт.
Р
1 = Р
2 / η = 1,5 / 0,69 = 2,2 Вт
1.5. Визначення крутних моментів на валах.
Т
1 = 9550 * Р
1 / n
1 = 9550 * 1,5 / 159 = 90 Н * м.
Т
2 = 9550 * Р
2 / n
2 = 9550 * 2,2 / 5 = 4202 Н * м.
2.
Розрахунок черв'ячної передачі
2.1. Вихідні дані для розрахунку.
a) Крутний момент на валу черв'ячного колеса Т
2 = 4202 Н * м;
b) Передаточне число u = 32;
c) частота обертання черв'яка n
+1 = 159 об. / хв.
2.2. Визначення числа витків черв'яка і числа зубів черв'ячного колеса.
Виберемо з табл.25 стор.50 / 2 /: Z
1 =
1. Z
2 = u * Z
1 = 32 * 1 = 32.
2.3.
Вибір матеріалу.
Визначимо очікувану швидкість ковзання
V
I S = 4,5 * n
1 * Т
2 1 / 3 / 10
4 = 4,5 * 159 * 4202
1 / 3 / 10
4 = 1,2 м / с.
З урахуванням швидкості ковзання вибираємо з табл.26 стор.51 / 2 /:
для черв'яка - сталь 45,
термообробка - покращення НВ350;
для черв'ячного колеса - чавун СЧ15, межа міцності σ
в = 315 МПа.
2.4. Вибір допустимих напружень
Вибираємо з табл.27 стор.52 / 2 /: [σ
H] 2 = 110 МПа.
2.5. Визначення попереднього значення коефіцієнта діаметра.
q
I = 0,25 * Z
2 = 0,25 * 32 = 8.
2.6. Визначення орієнтовного міжосьової відстані.
a
I w = 610 * (Т
2 * До
β * До
V / [σ
Н] 2 2) 1 / 3, де К
β - коефіцієнт нерівномірності навантаження,
До
V - коефіцієнт динамічного навантаження.
Для попереднього розрахунку приймемо До
β * До
V = 1,4.
a
I w = 610 * (4202 * 1,4 / 110
2) 1 / 3 = 480 мм.
2.7. Попереднє значення модуля.
m
I = 2 * a
I / (Z
2 + q
I) = 2 * 480 / (32 +8) = 24 мм.
Вибираємо з табл.28 стор.53 / 2 /: m = 20 мм, q = 8.
2.8. Міжосьова відстань.
а = m * (Z
2 + q) / 2 = 20 * (32 +8) / 2 = 400 мм.
Приймемо а
w = 400 мм.
2.9. Коефіцієнт зміщення X = а
w / m-0, 5 * (Z
2 + q) = 400/20-0, 5 * (32 +8) = 0.
2.10. Відхилення передавального числа.
Δu = | (uZ
2 / Z
1) / u | * 100% = | (32-32/1) / 32 | * 100% = 0 <5%.
2.11. Перевірочний розрахунок за контактним напруженням.
2.11.1. Кут підйому витка черв'яка.
γ = arctg (Z
1 / q) = arctg (1 / 8) = 7,1
о. 2.11.2. Швидкість відносного ковзання в полюсі зачеплення.
V
S = π * d
1 * n
1 / (60000 * cosγ),
де d
1 = m * q = 20 * 8 = 160 мм.
V
S = π * 160 * 159 / (60000 * cos7, 1) = 1,3 м / с.
2.11.3. Коефіцієнт динамічного навантаження.
Вибираємо з табл.29 стор.54 / 2 /: K
V = 1 для ступеня точності 7.
2.11.4. Коефіцієнт нерівномірності навантаження.
До
β = 1 + (Z
2 / θ)
3 * (1-X),
де θ = 72 - коефіцієнт деформації черв'яка, вибраний з табл.30 стор.55 / 2 /;
X - коефіцієнт, що враховує
характер зміни навантаження (для постійного навантаження). X = 0.
До
β = 1 + (32/72)
3 * (1-0,66) = 1,03.
2.11.5.
Розрахункові контактні напруги.
σ
Н 2 = 5300 * [{Z
2 / (q +2 * X) / a
w} 3 * K
β * K
V * T
2] 0,5 / [Z
2 / (q +2 * X)] =
= 5300 * [{32 / (8 +2 * 0) / 400}
3 * 1,03 * 1 * 4202]
0,5 / [32 / (8 +2 * 0)] = 87 МПа <[σ
H] 2 = 110 МПа.
2.12 .. Перевірочний розрахунок по напруженням вигину.
2.12.1. Еквівалентне число зубів колеса
Z
V2 = Z
2 / cos
3 γ = 32/cos
3 7,1 = 33.
2.12.2. Коефіцієнт форми зуба.
Вибираємо з табл.31 стор.55 / 2 /: Y
F 2 = 1,71.
2.12.3. Напруження згину в зубах черв'ячного колеса.
σ
F2 = 1,5 * T
2 * Y
F2 * K
V * До
β * cosγ * 1000 / (q * m
3 * Z
2) <[σ
F], [Σ
F] - допустимі напруження згину.
[Σ
F] = 0,08 * σ
в = 0,08 * 315 = 25 МПа.
σ
F2 = 1,5 * 1019 * 1,71 * 1 * 1,03 * cos7, 1 * 1000 / (8 * 20
3 * 32) = 8,2 МПа <[σ
F] = 25 МПа.
2.13.
Геометричний розрахунок передачі.
Діаметри ділильних кіл:
черв'яка - d
1 = m * q = 20 * 8 = 160 мм,
колеса - d
2 = m * Z
2 = 20 * 32 = 640 мм.
Діаметри кіл вершин:
черв'яка - d
а1 = d
1 +2 * m = 160 +2 * 20 = 200 мм,
колеса - d
а2 = d
2 +2 * m = 640 +2 * 20 = 680 мм.
Висота головки витків черв'яка: h
f одна = 1,2 * m = 1,2 * 20 = 24 мм.
Діаметри кіл западин:
черв'яка - d
f 1 = d
1 -2 * h
f 1 = 160-2 * 24 = 112,
колеса - d
f 2 = d
2 -2 * m * (1,2 + X) = 640-2 * 20 * (1,2 +0) = 592 мм.
Найбільший діаметр черв'ячного колеса:
d
aW = d
a 2 +6 * m / (Z
1 +2) = 680 +6 * 20 / (2 +2) = 710 мм.
Ширина вінця черв'ячного колеса: b
2 = 0,75 * d
a 1 = 0,75 * 200 = 150 мм.
Радіус виїмки
поверхні вершин зубів черв'ячного колеса:
R = 0,5 * d
1-m = 0,5 * 160-20 = 60 мм.
Перевірка міжосьової відстані:
a
w = 0,5 * m * (q + Z
2 +2 * X) = 0,5 * 20 * (8 +32 +2 * 0) = 400 мм.
Довжина нарізаної частини черв'яка:
b
1 = (11 +0,06 * Z
2) * m = (11 +0,06 * 32) * 20 = 258,4 мм. Приймемо b
1 = 260 мм.
2.14. Дані для контролю взаємного положення різнойменних профілів черв'яка.
Ділильна товщина по хорді витка:
S
a1 = 0,5 * π * m * cosγ = 0,5 * π * 20 * cos7, 1 = 31,2 мм.
Висота до хорди витка:
h
a 1 = m +0,5 * S
a 1 * tg [0,5 * arcsin (S
a1 * sin
2 γ / d
1)] =
= 20 +0,5 * 31,2 * tg [0,5 * arcsin (31,2 * sin
лютого 7,1 / 160)] = 20,02 мм.
2.15. Зусилля в зачепленні черв'ячної передачі.
2.15.1. Окружна сила черв'ячного колеса і осьова сила черв'яка
F
t 2 = F
a 1 = 2 * T
2 / d
2 =
2 * 4202 * 1000/640 = 13 * 1000 Н * м = 13 Н * мм.
2.15.2. Окружна сила черв'яка і осьова сила черв'ячного колеса
F
t1 = F
a2 = F
t2 * tg (γ + ρ) = 13 * tg (7,1 +2,2) = 2,1 * 1000 Н * м = 2,1 Н * мм.
Тут ρ - кут тертя. Вибираємо з табл.34 стор.59 / 2 / ρ = 2,2.
2.15.3. Радіальні сили черв'ячного колеса і черв'яка
F
r 2 = F
r +1 = 0,37 * F
t 2 = 0,37 * 13 = 4,8 * 1000 Н * м = 4,8 Н * мм.
2.16.
Тепловий розрахунок черв'ячної передачі.
Для відкритих ручних черв'ячних передач тепловий розрахунок не потрібно.
2.17. Розрахунок черв'яка на жорсткість.
Стріла прогину і умова достатньої жорсткості:
f = L
3 * (F
t1 2 + F
r1 2) 0,5 / (48 * E * I
пр) <[f],
де L - відстань між серединами опор черв'яка,
L = (0,9 ... 1,0) * d
2 = (0,9 ... 1,0) * 640 = (576 ... 640) мм, приймемо L = 640 мм;
E - модуль пружності сталі, Е = 2,1 * 10
5 МПа,
I
пр - приведений момент інерції перерізу черв'яка,
I
пр = π * d
f1 4 * (0,375 +0,625 * d
a1 / d
f1) / 64 =
= Π * 112
4 * (0,375 +0,625 * 200/112) / 64 = 11,5 * 10
6 мм
4; [F] - допустима стріла прогину, [f] = m/200 = 20/200 = 0,1 мм.
f = 640
3 * (13000
2 +4800
2) 0,5 / (48 * 2,1 * 10
5 * 11,5 * 10
6) = 0,03 мм <[f] = 0,1 мм.
Завдання № 6
За даними завдання № 5 розрахувати вал черв'ячного колеса редуктора і підібрати для нього за ГОСТом підшипники кочення. Відстанню між підшипниками задатися.
1. Проектний розрахунок.
Орієнтовний розрахунок валу проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням ([τ]
кр = 20 МПа).
Діаметр вільного кінця вала:
d
з = (Т / 0,2 [τ]
кр) 1 / 3 = (4202 * 1000 / 0,2 * 20)
1 / 3 = 102 мм. Приймемо d
с = 100 мм.
Діаметр валу під підшипниками приймемо d
п = 110 мм.
Діаметр валу під колесом приймемо d
к = 115 мм.
Діаметр буртика валу приймемо d
б = 120 мм.
2. Перевірочний розрахунок.
Зусилля, що діють на вал:
F
t = 13 кН, F
r = 4,8 кН, F
а = 2,1 кН, F = 15 кН, Т = 4202 кН * мм,
Приймемо, що нормальні напруження від вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні від
крутіння - по отнулевому.
Визначимо реакції опор (див.
малюнок 1).
Реакції
опори А:
R
Ax * 300 - F
t * 150 = 0;
R
Ax = F
t / 2 = 13 / 2 = 6,5 кН;
R
Ay * 300 - F
r * 150 + F
а 1 * d/2- F * 200 = 0;
R
Ay = (F
r * 150-F
а 1 * d / 2 + F * 200) / 300 = (4,8 * 150 - 2,1 * 640 / 2 +15 * 200) / 300 = 10,2 кН ;
Реакції опори В:
R
У x * 300 - F
t * 150 = 0;
R
У x = F
t / 2 = 13 / 2 = 6,5 кН;
R
У y * 300 - F * 500 + F
r * 150 + F
а1 * d / 2 = 0;
R
У y = (F * 500-F
r * 150-F
а1 * d / 2) / 300 = (15 * 500-4,8 * 150-2,1 * 640 / 2) / 300 = 20,5 кН ;
Малюнок 1.
Розрахункова схема вала
Перевірка:
ΣХ = 0; F
t - R
Ax-R У x = 0; 13-6,5-6,5 = 0;
ΣY = 0; F
r - R
Ay + R
У y - F
м = 0; 4,8-10,2 +20,5-15 = 0;
Умови рівноваги виконуються, отже розрахунок реакцій виконаний вірно.
Визначимо сумарний згинальний момент в місці посадки зубчастого колеса і в перетині посадки підшипника В.
М
з = (М
х 2 + М
у 2) 1 / 2, Де М
х і М
у - згинальні моменти в площинах х та у.
М
хчк = R
Ах * 100 = 6,5 * 150 = 975 кН * мм;
М
УЧК = R
Ау * 100 = 10,2 * 150 = 1530 кН * мм.
М
счк = (975
2 +1530
2) 1 / 2 = 1814 кН * мм.
М
ХВ = 0;
М
уВ = F * 200 = 15 * 200 = 3000 кН * мм.
М
св = (3000
2 +0
2) 1 / 2 = 3000 кН * мм.
Небезпечним є перетин посадки підшипника В, тому що в ньому згинальний момент має більше значення, а діаметр - менше
де W - осьовий момент опору перерізу.
Осьовий момент опору небезпечногоперетину:
W = π * d
3 / 32 = π * 110
3 / 32 = 113 650 мм
3. Полярний момент опору в небезпечному перерізу:
W
к = π * d
3 / 16 = π * 110
3 / 16 = 227 300 мм
3. Амплітуда нормальних напружень в небезпечному перерізі:
σ
α = М
с / W = 3000000/113650 = 26,4 МПа.
Умова міцності:
n = ((1 / n
σ) 2 + (1 / n
τ) 2) -0,5> [n],
де n
σ і n
τ - запаси міцності вала по нормальних і дотичних напруженнях;
[N] = 1,75 - дозволений запас міцності.
n
σ = σ
-1 / (до
σ * σ
α * ε
σ -1 + ψ
σ * σ
m), де σ
-1 = 0,43 * σ
в - межа витривалості матеріалу вала за нормальними напруженням при симетричному циклі (див. табл.1 стор.79 / 4 /).
σ
-1 = 0,43 * 800 = 344 МПа.
до
σ = 1,8 - ефективний коефіцієнт концентрації напруг,
ε
σ -1 = 0,82 - коефіцієнт, що враховує діаметр валу;
ψ
σ = 0,2 - коефіцієнт, що враховує асиметрію циклу для вуглецевих сталей;
σ
m = F
a / (π * d
2 / 2) = 2100 / (π * 105
2 / 2) = 0,1 МПа - середнє значення напруги, при навантаженні валу осьової сили.
n
σ = 344 / (1,8 * 26,4 * 0,82 +0,2 * 0,1) = 8,8.
n
τ = τ
-1 / (до
τ * τ
α * ε
τ -1 + ψ
τ * τ
m), де τ
1 = 0,6 * σ
-1 = 0,6 * 344 = 206,4 МПа - межа витривалості матеріалу валу по дотичним напруженням при симетричному циклі;
до
τ = 1,7 - ефективний коефіцієнт концентрації напруг,
τ
α = 0,5 * Т
2 / W
к = 0,5 * 4202000/227300 = 9,2 МПа - амплітудне значення напруг;
ε
τ 1 = 0,7 - коефіцієнт, що враховує діаметр валу;
ψ
τ = 0,1 - коефіцієнт, що враховує асиметрію циклу для вуглецевих сталей;
σ
m = 0,1 МПа.
n
τ = 206,4 / (1,7 * 9,2 * 0,7 +0,1 * 0,1) = 18,8.
n = ((1 / 8, 8)
2 + (1 / 18, 8)
2) -0,5 = 8> [n] = 1,75.
Умова міцності виконується, отже, вал міцний.
3. Розрахунок підшипників кочення редуктора
На валу редуктора використані конічні роликопідшипники легкої серії 7226А ГОСТ 27365-87. Динамічна вантажопідйомність підшипників З = 660 кН,
статистична вантажопідйомність С
0 = 600 кН, е = 0,435 (див. табл. 18.33 стор 319 / 1 /).
Визначимо сумарні радіальні реакції опор:
R
А = (R
Ах 2 + R
А y 2) 0,5 = (6,5
2 +10,2
2) 0,5 = 12,1 кН.
R
В = (R
Вх 2 + R
У y 2) 0,5 = (6,5
2 +20,5
2) 0,5 = 21,5 кН.
Еквівалентна навантаження:
Р
екв = (V * X * R + Y * A) * До
б * К
т, де Х = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив радіальної сили (обраний за співвідношенням F
a / [V * R] = 2,1 / [1 * 12,1] = 0,17 <е = 0,435);
Y = 0 - коефіцієнт, що враховує вплив осьової сили;
V = 1 - коефіцієнт, що враховує, яке колесо обертається;
А - осьове навантаження.
А
В = 0,83 * е * R
В = 0,83 * 0,435 * 21,5 = 7,8 кН.
А А = А
В + F
a = 7,8 +2,1 = 9,9 кН.
К = 1 - коефіцієнт безпеки;
До
т = 1 - температурний коефіцієнт.
Р
Еквал = (1 * 1 * 8,6 +0 * 9,9) * 1 * 1 = 8,6 кН.
Р
еквВ = (1 * 1 * 3,8 +0 * 7,8) * 1 * 1 = 3,8 кН.
Перевіримо підшипник А як найбільш навантажений на довговічність.
Довговічність підшипників:
L = (С / Р
екв) m, де m = 10 / 3 показник довговічності підшипників (для шарикопідшипників).
L = (660 / 8,6)
10 / 3 = 2 * 10
6 млн. об.
Довговічність підшипника в годинах:
L
h = 10
6 * L/60 * n = 10
6 * 2 * 10
6 / 60 * 5 = 6,7 * 10
9 год
Довговічність підшипників більше 5000 годин, отже підшипники задовольняють умові довговічності.
Література
1. Дунаєв П.Ф. Льоліком О.П. Деталі машин.
Курсове проектування: Учеб. посібник для машинобуд. технікумів. - М.: Вищ. шк., 1984. - 336 с., Іл.
2. Ратманов Е.В. Розрахунок механічних передач: Навчальний посібник. - Курган: Вид-во Курганського держ. ун-ту, 2007. - 115 с.
3. Цехновіч Л.І., Петриченко І.П. Атлас конструкцій редукторів: Учеб. посібник. - 2-е вид., Перераб. і доп. - К.: Вища шк. 1990. - 151 с.: Іл.
4. Чернін І.М. та ін
Розрахунки деталей машин. Мінськ, «Вишейш. школа », 1974. 592 с, з іл.