Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту ВлДетали машинВ»


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


    1. Требуемая мощность двигателя

Ртр=3,286 кВт

Ртр = Р3/общ= 3/0,913 = 3,286 кВт

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р3 тАУ мощность на тихоходном валу


    1. Выбираем эл. двигатель по П61.

Рдв= 4 кВт

4А132 8У3 720 min-1


4А100S2У3 2880 min-1

4А100L4У3 1440 min-1

4А112МВ6У3 955 min-1

4А132 8У3 720 min-1


    1. Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:

uобщ = 10,47

uобщ= nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*) = 10,47

nдв тАУ число оборотов двигателя

3 = 68,78 min-1

n3 тАУ число оборотов на тихоходном валу редуктора

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

W3 тАУ угловая скорость тихоходного вала


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

uрем = 2,094

uрем = uобщ/ uз = 10,47/ 5 =2,094


    1. Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал -вал двигателя:

1 = nдвиг =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 тАУ момент вала двигателя


2 вал тАУ тихоходный привода - быстроходный редуктора

2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1

W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c

T2 = T1*uрем*р = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

3 = 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/cT Н*м
172075,643,666
2343,8436,187,779
368,787,22455,67

2.Расчет ременной передачи.

2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:

D1 = (115тАж135)

P1 тАУмощность двигателя

n1 тАУобороты 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 Vокр1 20 м/с


2.3 Определяем диаметр большего шкива D2и согласуем с ГОСТ:

D2 = uрем *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 aрем для плоских ремней:

aрем= 1000 мм

(D1+D2) aрем 2,5(D1+D2)

675 aрем 1687,5


2.5 Находим угол обхвата ремня :

  1800-((D2-D1)/ aрем)*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*aрем +(/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =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

  4тАж5 c-1


2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:

[GF] = GFo*C*CV*C*C = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

GFo тАУпо табл П11 GFo = 2,06-14,7*/Dmin /Dmin = 0,03

[GF] = 1,058 Мпа

C -коэф. угла обхвата П12 : C= 0,965

CV тАУкоэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752

Cp тАУкоэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1

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

GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа


2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

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

Ft = 2T1/D1 Ft тАУокружная сила T1 тАУмомент вала дв.

Ft = 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 3Ft

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 180тАж220 НВ 240.280

G= 420 Мпа G= 600 Мпа

NHo = 107 NHo = 1,5*107

G=110 Мпа G=130 Мпа

Для реверсивной подачи

NFo = 4*106 NFo = 4*106


3.2 Назначая ресурс передачи tч 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G= G*KHL = 420 МПа G= G*KFL = 110 МПа

для шестерни:

G= G*KHL = 600 МПа G= G*KFL = 130 МПа


3.3 Определения параметров передачи:

Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

ba = 0,2тАж0,8 коэф. ширины колеса ba = 0,4

bd = 0,5ba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 KH 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:

aw = 180 мм

aw Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7 = 0,1679 м

по ГОСТу aw = 180 мм


m = 2,5 мм

3.4 Определяем нормальный модуль mn:

m = (0,01тАж0,02)aw = 1,8..3,6 мм по ГОСТу


= 150

3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба :

= 8тАж200 принимаем = 150

Находим кол-во зубьев шестерни Z1:

Z1 = 23

Z1 = 2aw*cos/[m(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z1 = 23

Z2 = 115

Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115


Находим точное значение угла :

= 160 35/

cos = m*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583


mt = 2,61 мм

3.6 Определяем размер окружного модуля mt:

mt = m/cos =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм


3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерня колесо

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

da1 = d1+2m = 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2+2m = 300+5 = 305 мм

df1 = d1-2,5m = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2-2,5m = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d1 = 60 мм d2 = 300 мм

da1 = 65 мм da2 = 305 мм

df1 = 53,75 мм df2 = 293,75 мм



3.8 Уточняем межосевое расстояние:

aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм


3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = a*aw = 0,4*180 = 72 мм

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


Vп= 1,08 м/с

3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:

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

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности


Ft = 3,04*103 Н

3.11 Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н

Fa = 906,5 H

Осевая сила Fa:

Fa = Ft*tg = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H

Fr = 1154,59 H

Радиальная (распорная) сила Fr:

Fr = Ft*tg/cos = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H


3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

ZH 1,7

ZH 1,7 при = 160 36/ по таб. 3

= 1,64

ZM = 274*103 Па1/2 по таб. П22

[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos = 1,64

Ze = 0,7

ZM = 274*103 Па1/2

Ze = == 0,78

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

по таб. П25 KH = 1,05

по таб. П24 KH = 1,05

KH = 1,11

по таб. П26 KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KH*KH *KHV = 1,11

GH = 371,84 МПа


3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа


3.14 Определяем коэф.

по таб. П25 KF = 0,91

по таб. 10 KF = 1,1

KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03

KF = 1,031

Коэф. нагрузки:

KF = KF * KF * KFV = 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 Y3,94 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:

GF = YF*Y*KF*Ft/(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

dВ1= 28 мм

4.1 Быстроходный вал

d = 32 мм

d = 2,62*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ1= 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:

dВ2= 50 мм

d = 54 мм

d = 4,88*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ2= 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 (1,5тАж1,7) d = 90тАж102 мм

lст = 75 мм

длина ступицы lcт (0,7тАж1,8) d = 42тАж108 мм

0 = 7мм

толщина обода 0 (2,5тАж4)m = 6,25тАж10 мм

е = 18 мм

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e (0,2тАж0,3)b2 = 14,4тАж21,6 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 [GИ]-1 при [n] = 2,2 K = 2,2 и kри = 1:

[GИ]-1 = 72,7 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] K)] kри = 72,7 МПа

YB = 849,2 H


4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости 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

4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H


4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = 15,27Н*м

MA = MB = 0

M= 42,46Н*м

M= YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27Н*м

M= YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46Н*м

(MFrFa)max= 42,46 H*м



в плоскости xOz:

M= 76Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a1 = 1520*0,05 = 76Н*м

MFt = 76 H*м



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


Ми =87,06 Н*м

4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 5,71МПа

Ми = = 87,06 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/d= 5,71МПа

Gэ111 = 8,11 МПа

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


4.8 Gэ111== 8,11 МПа


4.9 Тихоходный вал:

G-1 = 219,3 МПа

Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа

G-1 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа


4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K = 2,2 и kри = 1:

[GИ]-1 = 45,3 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] K)] kри = 45,3 МПа

YB = 2022,74 H


4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости 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

4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H


4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = -40,85Н*м

MA = MB = 0

M= 95,07Н*м

M= YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85Н*м

M= YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07Н*м

(MFrFa)max= 95,07 H*м



в плоскости xOz:

M= 71,44Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44Н*м

MFt = 71,44 H*м



Крутящий момент T = T3= 455,67 Н*м


Ми =118,92 Н*м

4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 7,28МПа

Ми = = 118,92 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/d= 7,28МПа

Gэ111 = 28,83 МПа

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

4.12 Gэ111== 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 0,025aw+1тАж5 мм = 4,5+1тАж5 мм


1 = 8 мм

5.2 Толщина стенки крышки корпуса 1 0,02aw+1тАж5 мм = 3,6+1тАж5 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 (2тАж2,5) = 18тАж22,5 мм

С = 8 мм


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

dф = 18 мм


5.6 Диаметр фундаментных болтов dф (1,5тАж2,5) = 13,5тАж22,5 мм

К2 = 38 мм


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

dk = 10 мм


5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk (0,5тАж0,6)dф

1 = 12 мм


5.9 Толщина пояса крышки 1 1,51 = 12 мм


K = 30 мм

5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K1 = 25 мм

K 3dk = 3*10 = 30 мм

dkп=12 мм


5.11 Диаметр болтов для подшипников dkп 0,75dф = 0,75*18 = 13,5 мм


5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

d= d = 10 мм

dп (0,7.1,4) = 6,3тАж12,6 мм


5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8тАж16 мм


dkc = 8 мм

5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна

dkc = 6тАж10 мм


dпр = 18 мм

5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла

dпр (1,6тАж2,2) = 14,4тАж19,8 мм


y = 9 мм

5.16 Зазор y:

y (0,5тАж1,5) = 4,5тАж13,5 мм


y1 = 20 мм

5.17 Зазор y1:

y= 35 мм

y1 (1,5тАж3) = 13,5тАж27 мм

y= (3тАж4) = 27тАж36 мм


5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l1 = 50 мм

l2 = 85 мм

l1 (1,5тАж2)dB1 = 42тАж56 мм

l2 (1,5тАж2)dB2 = 75тАж100 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 2dп, 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 = 8тАж18 мм

l=15 мм

осевой размер глухой крышки подшипника

l 8тАж25 мм


a2 = 47 мм

5.20 Тихоходный вал:

a2 y+0,5lст= 9+0,5*75 = 46,5 мм

а1 = 50 мм

быстроходный вал

a1 l+0,5b1 = 12+0,5*75 = 49,5 мм


ВР = 335 мм

L= 470 мм

НР = 388 мм

5.21 Габаритные размеры редуктора:

ширина ВР

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

Длина Lp

L 2(K1++y1)+0,5(da2+da1)+aw = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм

Высота НР

НР1+y1+da2+y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм


6. Расчет шпоночных соединений.


6.1 Быстроходный вал dB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку bh = 87

l = 45мм

l = 37 мм

l = l1-3тАж10 мм = 45 мм

l = l-b = 45-8 = 37 мм


допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 100тАж150 МПа

Gсм 4,4T2/(dlh) = 53,25 МПа < [Gсм]

Выбираем шпонку 8745 по СТ-СЭВ-189-75


6.2 Тихоходный вал dB2= 50 мм по П49 подбираем шпонку bh = 149

l = 80 мм

l = 66 мм

l = l2-3тАж10 мм = 80 мм

l = l-b = 80-14 = 66 мм


допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 60тАж90 МПа

Gсм 4,4T3/(dВ2 lh) = 67,5 МПа

Выбераем шпонку 14980 по СТ-СЭВ-189-75


6.3 Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку bh = 1811

l = 70 мм

l = 52 мм

l = lст-3тАж10 мм = 70 мм

l = l-b = 70-18 = 52 мм


допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

Gсм 4,4T3/(d2 lph) = 58,4 МПа < [Gсм]

Выбераем шпонку 181170 по СТ-СЭВ-189-75


7.Расчет подшипников

7.1 Быстроходный вал

FrA = 1580,17 H

Fa = 906,5 H

FrB = 1741,13 H

FrA = = 1580,17 H

FrB = = 1741,13 H

Т.к. FrB >FrA то подбор подшипников ведем по опоре В


7.2 Выбираем тип подшипника т.к.

(Fa/FrB)*100% = (1580,17/1741,13)*100% = 52,06% > 20тАж25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники


7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H


7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. SA< SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 42,62 H то

FaA = SA = 418,38 H и FaB = SA+Fa = 1324,88 H (расчетная)


Lh = 15*103 часов

7.5 Долговечность подшипника Lh:

Lh = (12тАж25)103 часов

V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45

Kб = 1,6 П46

Кт = 1 П47

При FaB/VFrB = 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

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-52Lh)1/ = 24,68 кН


7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии

d = 35 мм

D = 80 мм

Tmax = 23 мм

С = 47,2 кН

пр> 3,15*103 min-1


7.8 Тихоходный вал

FrA = 1750,97 H

Fa = 906,5 H

FrB = 2530,19 H

FrA = = 1750,97 H

FrB = = 2530,19 H

Т.к. FrB >FrA то подбор подшипников ведем по опоре В


7.9 Выбираем тип подшипника т.к.

(Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83 % > 20тАж25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники


7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H


7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. SA< SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 265,8 H то

FaA = SA = 597,3 H и FaB = SA+Fa = 1500,2 H (расчетная)


7.12 При FaB/VFrB = 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 Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, = 10/3

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-53Lh)1/ = 13,19 кН


7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии

d = 55 мм

D = 100 мм

Tmax = 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 Vk=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.

Вместе с этим смотрят:


11-этажный жилой дом с мансардой


14-этажный 84-квартирный жилой дом


16-этажный жилой дом с монолитным каркасом в г. Краснодаре


180-квартирный жилой дом в г. Тихорецке


2-этажный 3-секционный 18-квартирный жилой дом в г. Мирном