Скачать

Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

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 и W₃ = 2,3  рад/c вращения этого вала.

1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.

1. Определяем общий  привода

_общ= 0,913

_общ= _р*_п²_*_з= 0,96*0,99²*0,97 =0,913

- КПД ременной передачи

- КПД подшипников

- КПД зубчатой цилиндрической передачи

2. Требуемая мощность двигателя

Р_тр=3,286 кВт

Р_тр = Р₃/_общ= 3/0,913 = 3,286 кВт

Р_тр - требуемая мощность двигателя

Р₃ – мощность на тихоходном валу

3. Выбираем эл. двигатель по П61.

Р_дв= 4 кВт

4А132 8У3 720 min^-1

4А100S2У3 2880 min^-1

4А100L4У3 1440 min^-1

4А112МВ6У3 955 min^-1

4А132 8У3 720 min^-1

4. Определяем общее передаточное число редуктора u_общ:

u_общ = 10,47

u_общ= n_дв/n₃ = 720*0,105/(2,3*) = 10,47

n_дв – число оборотов двигателя

₃ = 68,78 min^-1

n₃ – число оборотов на тихоходном валу редуктора

₃ = W₃/0,105 = 2,3*/0,105 = 68,78 min^-1

W₃ – угловая скорость тихоходного вала

5. Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи u_з = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно:

u_рем = 2,094

u_рем = u_общ/ u_з = 10,47/ 5 =2,094

6. Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал -вал двигателя:

₁ = 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

₂ = 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*_р = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

₃ = 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= *D₁*n₁/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с

При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при V_окр1 20 м/с

2.3 Определяем диаметр большего шкива D₂и согласуем с ГОСТ:

D₂ = u_рем *D₁*(1-) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

D₂ = 450 мм

 -коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D₂ = 450 мм

2.4 Выбираем межосевое расстояние a_рем 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 :

  180⁰-((D₂-D₁)/ a_рем)*60⁰

 = 166,5⁰

  180⁰-((450-225)/1000)*60⁰ = 180⁰-13,2⁰ = 166,5⁰

 = 166,5⁰ т.к.  150⁰ значит межосевое расстояние оставляем тем же.

2.6 Определяем длину ремня L:

L = 3072,4 мм

L = 2*a_рем +(/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 :

 = 2,579 c^-1

 = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c^-1

  4…5 c^-1

2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение (G_F):

(G_F) = G_Fo*C_*C_V*C*C_ = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

G_Fo –по табл П11 G_Fo = 2,06-14,7*/D_min /D_min = 0,03

(G_F) = 1,058 Мпа

C_ -коэф. угла обхвата П12 : C_= 0,965

C_V –коэф. скорости C_V = 1,04-0,0004*V² = 0,752

C_p –коэф. режима нагрузки П13 : C_p = 1

C_ -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C_ = 0,9

G_Fo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа

2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b* = F_t/(G_F) = 388,09/(1,058*10⁶) = 0,0003668 м² = 366,8 мм²

F_t = 2T₁/D₁ F_t –окружная сила T₁ –момент вала дв.

F_t = 2*43,66/0,225 = 388,09 H

S = 390 мм²

Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину  =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  3F_t

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

N_Ho = 10⁷ N_Ho = 1,5*10⁷

G=110 Мпа G=130 Мпа

Для реверсивной подачи

N_Fo = 4*10⁶ N_Fo = 4*10⁶

3.2 Назначая ресурс передачи t_ч  10⁴ часов находим число циклов перемены напряжений N_HE = N_FE = 60t_ч*n₃  60*10⁴*68,78 = 4,12*10⁷ т.к. N_HE > N_HO и N_FE > N_FO, то значения коэф. долговечности принимаем: K_HL = 1 и K_FL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G= G*K_HL = 420 МПа G= G*K_FL = 110 МПа

для шестерни:

G= G*K_HL = 600 МПа G= G*K_FL = 130 МПа

3.3 Определения параметров передачи:

K_a = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

_ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса _ba = 0,4

_bd = 0,5_ba*(u_з+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 K_H 1,05 и так найдем межосевое расстояние a_w:

a_w = 180 мм

a_w  K_a*(u_з+1)= 25800*64,92^-7 = 0,1679 м

по ГОСТу a_w = 180 мм

m = 2,5 мм

3.4 Определяем нормальный модуль m_n:

m = (0,01…0,02)a_w = 1,8...3,6 мм по ГОСТу

 = 15⁰

3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба :

 = 8…20⁰ принимаем  = 15⁰

Находим кол-во зубьев шестерни Z₁:

Z₁ = 23

Z₁ = 2a_w*cos/(m(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 :

 = 16⁰ 35^/

cos = m*Z₁(u_з+1)/2a_w = 2,5*23*6/360 = 0,9583

m_t = 2,61 мм

3.6 Определяем размер окружного модуля m_t:

m_t = m/cos =2,5/cos16⁰ 35^/ = 2,61 мм

3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев d_a, и диаметры впадин d_f шестерни и колеса:

шестерня колесо

d₁ = m_t*Z₁ = 2,61*23 = 60 мм d₂ = m_t*Z₂ = 2,61*115 = 300 мм

d_a1 = d₁+2m = 60+2*2,5 = 65 мм d_a2 = d₂+2m = 300+5 = 305 мм

d_f1 = d₁-2,5m = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм d_f2 = d₂-2,5m = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d₁ = 60 мм d₂ = 300 мм

d_a1 = 65 мм d_a2 = 305 мм

d_f1 = 53,75 мм d_f2 = 293,75 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние:

a_w = (d₁+d₂)/2 = (60+300)/2 = 180 мм

3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = _a*a_w = 0,4*180 = 72 мм

принимаем ₂ = 72 мм для колеса, ₁ = 75 мм

V_п= 1,08 м/с

3.10 Определение окружной скорости передачи V_п:

V_п= *n₂*d₁/60 = 3,14*343,84*60*10^-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности

F_t = 3,04*10³ Н

3.11 Вычисляем окружную силу F_t:

F_t = P_тр/V_п = 3286/1,08 = 3,04*10³ Н

F_a = 906,5 H

Осевая сила F_a:

F_a = F_t*tg = 3,04*10³*tg16⁰ 36^/ = 906,5 H

F_r = 1154,59 H

Радиальная (распорная) сила F_r:

F_r = F_t*tg/cos = 3040*tg20⁰/cos16⁰ 36^/ = 1154,59 H

3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

Z_H 1,7

Z_H 1,7 при  = 16⁰ 36^/ по таб. 3

_= 1,64

Z_M = 274*10³ Па^1/2 по таб. П22

_ (1,88-3,2(1/Z₁+1/Z₂))cos = 1,64

Z_e = 0,7

Z_M = 274*10³ Па^1/2

Z_e = == 0,78

_= b₂*sin/(m) = 72*sin16⁰ 36^//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25 K_H = 1,05

по таб. П24 K_H = 1,05

K_H = 1,11

по таб. П26 K_HV = 1,01

коэф. нагрузки K_H = K_H*K_H *K_HV = 1,11

G_H = 371,84 МПа

3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

G_H=Z_H*Z_M*Z_e=1,7*274*10³*0,78*968,16=351,18 МПа << G_HP=420МПа

3.14 Определяем коэф.

по таб. П25 K_F = 0,91

по таб. 10 K_F = 1,1

K_FV = 3K_HV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 K_FV = 1,03

K_F = 1,031

Коэф. нагрузки:

K_F = K_F * K_F * 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 = 23/0,958³ = 26,1

Z= Z₂/cos³ = 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_ = 0,884

Найдем значение коэф. Y_:

Y_ = 1-⁰/140⁰ = 0,884

3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

G_F = Y_F*Y_*K_F*F_t/(b₂m) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G

4. Расчет валов.

Принимаем (_k)^/ = 25 МПа для стали 45 и (_k)^// = 20 МПа для стали 35

d_В1= 28 мм

4.1 Быстроходный вал

d = 32 мм

d = 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 = 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 l_cт (0,7…1,8) d = 42…108 мм

₀ = 7мм

толщина обода ₀ (2,5…4)m = 6,25…10 мм

е = 18 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 (G_И)_-1 при (n) = 2,2 K_ = 2,2 и k_ри = 1:

(G_И)_-1 = 72,7 МПа

(G_И)_-1 = (G_-1/((n) K_)) k_ри = 72,7 МПа

Y_B = 849,2 H

4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :

Y_A = 305,4 H

Y_B = F_r/2+F_ad₁/4a₁ = 849,2 H

Y_A = F_r/2-F_ad₁/4a₁ = 305,4 H

X_A = X_B = 1520 H

4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

X_A = X_B = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 H

4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = 15,27Н*м

M_A = M_B = 0

M= 42,46Н*м

M= Y_A*a₁ = 305,4*0,05 = 15,27Н*м

M= Y_В*a₁ = 849,2*0,05 = 42,46Н*м

(M_FrFa)_max= 42,46 H*м

в плоскости xOz:

M= 76Н*м

M_A = M_B = 0

M= X_A*a₁ = 1520*0,05 = 76Н*м

M_Ft = 76 H*м

4.6.4 Крутящий момент T = T₂= 87,779 Н*м

М_и =87,06 Н*м

4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент М_и :

G_и = 5,71МПа

М_и = = 87,06 Н*м

Значит : G_и = 32M_и/d= 5,71МПа

G_э111 = 8,11 МПа

_к = 16T₂/(d) = 16*87,779/(3,14*0,05375³) = 2,88МПа

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 G_B = 510 МПа

G_-1  0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа

4.10 Допускаемое напряжение изгиба (G_И)_-1 при (n) = 2,2 K_ = 2,2 и k_ри = 1:

(G_И)_-1 = 45,3 МПа

(G_И)_-1 = (G_-1/((n) K_)) k_ри = 45,3 МПа

Y_B = 2022,74 H

4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :

Y_A = -869,2 H

Y_B = F_r/2+F_ad₂/4a₂ = 2022,74 H

Y_A = F_r/2-F_ad₂/4a₂ = -869,2 H

X_A = X_B = 1520 H

4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

X_A = X_B = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 H

4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = -40,85Н*м

M_A = M_B = 0

M= 95,07Н*м

M= Y_A*a₂ = -869,2*0,047 = -40,85Н*м

M= Y_В*a₂ = 2022,74*0,047 = 95,07Н*м

(M_FrFa)_max= 95,07 H*м

в плоскости xOz:

M= 71,44Н*м

M_A = M_B = 0

M= X_A*a₂ = 1520*0,047 = 71,44Н*м

M_Ft = 71,44 H*м

Крутящий момент T = T₃= 455,67 Н*м

М_и =118,92 Н*м

4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент М_и :

G_и = 7,28МПа

М_и = = 118,92 Н*м

Значит : G_и = 32M_и/d= 7,28МПа

G_э111 = 28,83 МПа

_к = 16T₃/(d) = 16*318,47/(3,14*0,055³) = 13,95МПа

4.12 G_э111== 28,83 МПа< 45,25 МПа

5. Расчет элементов корпуса редуктора.

 = 9 мм

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

5.1 Толщина стенки корпуса  0,025a_w+1…5 мм = 4,5+1…5 мм

₁ = 8 мм

5.2 Толщина стенки крышки корпуса ₁ 0,02a_w+1…5 мм = 3,6+1…5 мм

s =14 мм

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса  1,5 = 13,5 мм

t = 20 мм

5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t  (2…2,5) = 18…22,5 мм

С = 8 мм

5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C  0,85 = 7,65 мм

d_ф = 18 мм

5.6 Диаметр фундаментных болтов d_ф (1,5…2,5) = 13,5…22,5 мм

К₂ = 38 мм

5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К₂  2,1 d_ф = 2,1*18 = 37,8 мм

d_k = 10 мм

5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой d_k (0,5…0,6)d_ф

₁ = 12 мм

5.9 Толщина пояса крышки ₁ 1,5₁ = 12 мм

K = 30 мм

5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K₁ = 25 мм

K  3d_k = 3*10 = 30 мм

d_kп=12 мм

5.11 Диаметр болтов для подшипников d_kп 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) = 6,3…12,6 мм

5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

d_kc = 8 мм

5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна

d_kc = 6…10 мм

d_пр = 18 мм

5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла

d_пр (1,6…2,2) = 14,4…19,8 мм

y = 9 мм

5.16 Зазор y:

y  (0,5…1,5) = 4,5…13,5 мм

y₁ = 20 мм

5.17 Зазор y₁:

y= 35 мм

y₁ (1,5…3) = 13,5…27 мм

y= (3…4) = 27…36 мм

5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l₁ = 50 мм

l₂ = 85 мм

l₁ (1,5…2)d_B1 = 42…56 мм

l₂ (1,5…2)d_B2 = 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^// = 2d= 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 = 46,5 мм

а₁ = 50 мм

быстроходный вал

a₁ l+0,5b₁ = 12+0,5*75 = 49,5 мм

В_Р = 335 мм

L= 470 мм

Н_Р = 388 мм

5.21 Габаритные размеры редуктора:

ширина В_Р

В_Р l₂+ l+2,5T+2y +l_ст+ l+l₁ = 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм

Длина L_p

L 2(K₁++y₁)+0,5(d_a2+d_a1)+a_w = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм

Высота Н_Р

Н_Р₁+y₁+d_a2+y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм

6. Расчет шпоночных соединений.

6.1 Быстроходный вал d_B1= 28 мм по П49 подбираем шпонку bh = 87

l = 45мм

l = 37 мм

l = l₁-3…10 мм = 45 мм

l = l-b = 45-8 = 37 мм

допускаемые напряжения смятия (G_см):

(G_см) = 100…150 МПа

G_см 4,4T₂/(dlh) = 53,25 МПа < (G_см)

Выбираем шпонку 8745 по СТ-СЭВ-189-75

6.2 Тихоходный вал d_B2= 50 мм по П49 подбираем шпонку bh = 149

l = 80 мм

l = 66 мм

l = l₂-3…10 мм = 80 мм

l = l-b = 80-14 = 66 мм

допускаемые напряжения смятия (G_см):

(G_см) = 60…90 МПа

G_см 4,4T₃/(d_В2 lh) = 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

l = 52 мм

l = l_ст-3…10 мм = 70 мм

l = l-b = 70-18 = 52 мм

допускаемые напряжения смятия (G_см):

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

F_rA = 1580,17 H

F_a = 906,5 H

F_rB = 1741,13 H

F_rA = = 1580,17 H

F_rB = = 1741,13 H

Т.к. F_rB >F_rA то подбор подшипников ведем по опоре В

7.2 Выбираем тип подшипника т.к.

(F_a/F_rB)*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:

S_A = 0,83e*F_rA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H

S_B = 0,83e*F_rB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H

7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. S_A< S_B и F_а = 906,5 > S_B-S_A = 42,62 H то

F_aA = S_A = 418,38 H и F_aB = S_A+F_a = 1324,88 H (расчетная)

L_h = 15*10³ часов

7.5 Долговечность подшипника L_h:

L_h = (12…25)10³ часов

V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45

K_б = 1,6 П46

К_т = 1 П47

При F_aB/VF_rB = 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

 = 10/3

7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

С_тр = (XVF_rB+YF_aB)K_бK_т(6*10^-5₂L_h)^1/ = 24,68 кН

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии

d = 35 мм

D = 80 мм

T_max = 23 мм

С = 47,2 кН

_пр> 3,15*10³ min^-1

7.8 Тихоходный вал

F_rA = 1750,97 H

F_a = 906,5 H

F_rB = 2530,19 H

F_rA = = 1750,97 H

F_rB = = 2530,19 H

Т.к. F_rB >F_rA то подбор подшипников ведем по опоре В

7.9 Выбираем тип подшипника т.к.

(F_a/F_rB)*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:

S_A = 0,83e*F_rA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H

S_B = 0,83e*F_rB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H

7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. S_A< S_B и F_а = 906,5 > S_B-S_A = 265,8 H то

F_aA = S_A = 597,3 H и F_aB = S_A+F_a = 1500,2 H (расчетная)

7.12 При F_aB/VF_rB = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по таб. П43 принимаем

X = 0,4

Y = 1,459

₃ = 59,814 min^-1

 = 10/3

7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при L_h = 15*10³часов, V=1, K_б = 1,6, К_т = 1,  = 10/3

С_тр = (XVF_rB+YF_aB)K_бK_т(6*10^-5₃L_h)^1/ = 13,19 кН

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии

d = 55 мм

D = 100 мм

T_max = 23 мм

С = 56,8 кН

_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 V_k=0,6Р₃ =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.