Формула расчета бокового редуктора

Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту “Детали машин”

[image]

Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P₃ = 3 кВт и W₃ = 2,3 p рад/c вращения этого вала.

1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.

Определяем общий h привода

h_общ= 0,913

h_общ = h_р*h_п²_*h_з = 0,96*0,99²*0,97 =0,913

h- КПД ременной передачи

h- КПД подшипников

h- КПД зубчатой цилиндрической передачи

Требуемая мощность двигателя

Р_тр=3,286 кВт

Р_тр = Р₃/h_общ = 3/0,913 = 3,286 кВт

Р_тр - требуемая мощность двигателя

Р₃ – мощность на тихоходном валу

Выбираем эл. двигатель по П61.

Р_дв = 4 кВт

4А132 8У3720 min^-1

4А100S2У32880 min^-1

4А100L4У31440 min^-1

4А112МВ6У3955 min^-1

4А132 8У3720 min^-1

Определяем общее передаточное число редуктора u_общ:

u_общ = 10,47

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

n_дв – 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

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

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 V_окр1 ? 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 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 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. j ? 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 [G_F]:

[G_F] = G_Fo*C_j*C_V*C_p*C_g = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

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

[G_F] = 1,058 Мпа

C_j -коэф. угла обхвата П12 : C_j = 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_g -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C_g = 0,9

G_Fo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа

2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

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

F_t = 2T₁/D₁F_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 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 » 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…220НВ 240..280

G= 420 МпаG= 600 Мпа

N_Ho = 10⁷N_Ho = 1,5*10⁷

G=110 МпаG=130 Мпа

Для реверсивной подачи

N_Fo = 4*10⁶N_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 МПаG= G*K_FL = 110 МПа

для шестерни:

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

3.3 Определения параметров передачи:

K_a = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

Y_ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Y_ba = 0,4

Y_bd = 0,5Y_ba*(u_з+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 K_H_b » 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_n = 2,5 мм

3.4 Определяем нормальный модуль m_n:

m_n = (0,01…0,02)a_w = 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 = 2a_w*cosb/[m_n(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^/

cosb = m_n*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_n/cosb =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:

шестерняколесо

d₁ = m_t*Z₁ = 2,61*23 = 60 ммd₂ = m_t*Z₂ = 2,61*115 = 300 мм

d_a1 = d₁+2m_n = 60+2*2,5 = 65 ммd_a2 = d₂+2m_n = 300+5 = 305 мм

d_f1 = d₁-2,5m_n = 60-2,5*2,5 = 53,75 ммd_f2 = d₂-2,5m_n = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d₁ = 60 ммd₂ = 300 мм

d_a1 = 65 ммd_a2 = 305 мм

d_f1 = 53,75 ммd_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 = y_a*a_w = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b₂ = 72 мм для колеса, b₁ = 75 мм

V_п = 1,08 м/с

3.10 Определение окружной скорости передачи V_п:

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

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*tgb = 3,04*10³*tg16⁰ 36^/ = 906,5 H

F_r = 1154,59 H

Радиальная (распорная) сила F_r:

F_r = F_t*tga/cosb = 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 b = 16⁰ 36^/ по таб. 3

e_a = 1,64

Z_M = 274*10³ Па^1/2по таб. П22

e_a »[1,88-3,2(1/Z₁+1/Z₂)]cosb = 1,64

Z_e = 0,7

Z_M = 274*10³ Па^1/2

Z_e = == 0,78

e_b = b₂*sinb/(pm_n) = 72*sin16⁰ 36^//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25K_H_b = 1,05

по таб. П24K_H_a = 1,05

K_H = 1,11

по таб. П26K_HV = 1,01

коэф. нагрузки K_H = K_H_b*K_H_a *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. П25K_F_a = 0,91

по таб. 10K_F_b = 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_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/cos³b = 23/0,958³ = 26,1

Z= Z₂/cos³b = 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. Y_b:

Y_b = 1-b⁰/140⁰ = 0,884

3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

G_F = Y_F*Y_b*K_F*F_t/(b₂m_n) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G

4. Расчет валов.

Принимаем [t_k]^/ = 25 МПа для стали 45 и [t_k]^// = 20 МПа для стали 35

d_В1= 28 мм

4.1 Быстроходный вал

d = 32 мм

d ? = 2,62*10^-2 мпринимаем 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 мпринимаем 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_c_т » (0,7…1,8) d = 42…108 мм

d₀ = 7мм

толщина обода d₀ » (2,5…4)m_n = 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_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

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 = 15,27 Н*м

M_A = M_B = 0

M= 42,46 Н*м

M= Y_A*a₁ = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M= Y_В*a₁ = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м

(M_FrFa)_max= 42,46 H*м

в плоскости xOz:

M= 76 Н*м

M_A = M_B = 0

M= X_A*a₁ = 1520*0,05 = 76 Н*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 = 5,71 МПа

М_и = = 87,06 Н*м

Значит : G_и = 32M_и/pd= 5,71 МПа

G_э111 = 8,11 МПа

t_к = 16T₂/(pd) = 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 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_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

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 = -40,85 Н*м

M_A = M_B = 0

M= 95,07 Н*м

M= Y_A*a₂ = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

M= Y_В*a₂ = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м

(M_FrFa)_max= 95,07 H*м

в плоскости xOz:

M= 71,44 Н*м

M_A = M_B = 0

M= X_A*a₂ = 1520*0,047 = 71,44 Н*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 = 7,28 МПа

М_и = = 118,92 Н*м

Значит : G_и = 32M_и/pd= 7,28 МПа

G_э111 = 28,83 МПа

t_к = 16T₃/(pd) = 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 » 0,025a_w+1…5 мм = 4,5+1…5 мм

d₁ = 8 мм

5.2 Толщина стенки крышки корпуса d₁ » 0,02a_w+1…5 мм = 3,6+1…5 мм

s =14 мм

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s » 1,5d = 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 » 0,85d = 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 ? 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

s₁ = 12 мм

5.9 Толщина пояса крышки s₁ » 1,5d₁ = 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_k_п=12 мм

5.11 Диаметр болтов для подшипников d_k_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

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)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

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_p= 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_p » 2(K₁+d+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 » d₁+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_p = 37 мм

l = l₁-3…10 мм = 45 мм

l_p = l-b = 45-8 = 37 мм

допускаемые напряжения смятия [G_см]:

[G_см] = 100…150 МПа

G_см » 4,4T₂/(dl_ph) = 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_p = 66 мм

l = l₂-3…10 мм = 80 мм

l_p = l-b = 80-14 = 66 мм

допускаемые напряжения смятия [G_см]:

[G_см] = 60…90 МПа

G_см » 4,4T₃/(d_В2 l_ph) = 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_p = 52 мм

l = l_ст-3…10 мм = 70 мм

l_p = 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

a = 10/3

7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

С_тр = (XVF_rB+YF_aB)K_бK_т(6*10^-5n₂L_h)^1/^a = 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

n_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

n₃ = 59,814 min^-1

a = 10/3

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

С_тр = (XVF_rB+YF_aB)K_бK_т(6*10^-5n₃L_h)^1/^a = 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

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 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.

Формула расчета бокового редуктора

Похожие курсовые работы