43559

Детали машин. Проектирование привода к конвейеру по схем

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Выбор эл. двигателя и кинематический расчет. Расчет ременной передачи. Расчет редуктора. Расчет валов. Расчет элементов корпуса редуктора. Расчет шпоночных соединений. Расчет подшипников. Выбор смазки. Спецификация на редуктор.

Русский

2015-01-15

413 KB

41 чел.

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

  1.  Требуемая мощность двигателя

Ртр=3,286 кВт

Ртр = Р3/общ = 3/0,913 = 3,286 кВт

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р3 – 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 – число оборотов двигателя

n3 = 68,78 min-1

n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора

n3 = W3/0,105 = 2,3*/0,105 = 68,78 min-1   

W3 – 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:

n1 = 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 – момент вала двигателя

2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора

n2 = 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

n3 = 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/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 Vокр1  20 м/с

2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и 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

  4…5 c-1

2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:

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

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

[GF] = 1,058 Мпа

C -коэф. угла обхвата П12 : C = 0,965

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

Cp –коэф. 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 –окружная сила   T1 –момент 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 180…220     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 = 0,2…0,8  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

mn = 2,5 мм

3.4 Определяем нормальный модуль mn:

mn = (0,01…0,02)aw = 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 = 2aw*cos/[mn(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 = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583  

mt = 2,61 мм

3.6 Определяем размер окружного модуля mt:

mt = mn/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+2mn = 60+2*2,5 = 65 мм  da2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм

df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2-2,5mn = 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 b2 = 72 мм для колеса, b1 = 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/(mn) = 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 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:

GF = YF*Y*KF*Ft/(b2mn) = 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 (1,5…1,7) d = 90…102 мм

lст = 75 мм

длина ступицы lcт  (0,7…1,8) d = 42…108 мм

0 = 7мм

толщина обода 0 (2,5…4)mn = 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 [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 = 15,27 Н*м

MA = MB = 0

M= 42,46 Н*м

M= YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M= YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м

(MFrFa)max= 42,46 H

в плоскости xOz:

M= 76 Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*м

MFt = 76 H

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

Ми =87,06 Н*м

4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 5,71 МПа

Ми = = 87,06 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/d= 5,71 МПа

Gэ111 = 8,11 МПа

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

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 = -40,85 Н*м

MA = MB = 0

M= 95,07 Н*м

M= YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

M= YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м

(MFrFa)max= 95,07 H

в плоскости xOz:

M= 71,44 Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44 Н*м

MFt = 71,44 H

Крутящий момент T = T3 = 455,67 Н*м

Ми =118,92 Н*м

4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 7,28 МПа

Ми = = 118,92 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/d= 7,28 МПа

Gэ111 = 28,83 МПа

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

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+1…5 мм = 4,5+1…5 мм 

1 = 8 мм

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

s =14 мм

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s  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

dф = 18 мм

5.6 Диаметр фундаментных болтов dф  (1,5…2,5) = 13,5…22,5 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  (0,5…0,6)dф 

s1 = 12 мм

5.9 Толщина пояса крышки s1  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) = 6,3…12,6 мм   

5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

dkc = 8 мм

5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна

dkc =  6…10 мм

dпр = 18 мм

5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла

dпр  (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)dB1 = 42…56 мм  

l2  (1,5…2)dB2 = 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  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 = 8…18 мм

l=15 мм

осевой размер глухой крышки подшипника

l 8…25 мм

a2 = 47 мм

5.20 Тихоходный вал:

a2  y+0,5lст= 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

Lp= 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

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

Высота НР

НР  1+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

lp = 37 мм

l = l1-3…10 мм = 45 мм

lp = l-b = 45-8 = 37 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 100…150 МПа

Gсм  4,4T2/(dlph) = 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

lp = 66 мм

l = l2-3…10 мм = 80 мм

lp = l-b = 80-14 = 66 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 60…90 МПа

Gсм  4,4T3/(dВ2 lph) = 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

lp = 52 мм

l = lст-3…10 мм = 70 мм

lp = 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% > 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:

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 = (12…25)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*10-5n2Lh)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

nпр > 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 % > 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:

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

n3 = 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*10-5n3Lh)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

nпр > 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.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

78511. Основные типы аппаратных сетевых устройств: назначение, принципы функционирования, характеристики 28 KB
  Поэтому адаптеру необходим буфер для временного хранения данных прибывающих от компьютера или из сети в то время когда адаптер занят формированием кадра и его подготовкой к обработке. Концентратор обычно имеет несколько портов к которым с помощью отдельных физических сегментов кабеля подключаются конечные узлы сети компьютеры. Концентратор объединяет отдельные физические сегменты сети в единую разделяемую среду доступ к которой осуществляется в соответствии с протоколов локальных сетей. Приемопередатчики трансиверы и повторители...
78512. Технологии удаленного доступа и глобальных сетевых связей 37 KB
  Понятие удаленного доступа к сети включает различные типы и варианты подсоединения одиночных компьютеров либо малых домашних или офисных сетей к территориально отдаленным крупным сетям. Подключение к глобальной сети может осуществляться одним из способов: удаленный доступ по коммутируемой телефонной линии. Наиболее развитыми но не единственными сетями такого типа являются так называемые сети с интегральными услугами ISDN цифровые сети с интегральными услугами в которых не только осуществлен переход к полностью цифровой форме передачи...
78513. Назначение и функции операционных систем, их архитектурные типы, классификация и основные семейства 27.5 KB
  ОС – это комплекс управляющих и обрабатывающих программ, который, с одной стороны, выступает как интерфейс между пользователем и аппаратными компонентами вычислительных машин и вычислительных систем, а с другой стороны предназначен для эффективного управления вычислительными процессами
78514. Операционные системы: концепции и механизмы управления процессами и ресурсами 38 KB
  Функциями ОС по управлению памятью являются: отслеживание свободной и занятой памяти выделение памяти процессам и освобождение памяти при завершении процессов вытеснение процессов из оперативной памяти на диск когда размеры основной памяти не достаточны для размещения в ней всех процессов и возвращение их в оперативную память когда в ней освобождается место а также настройка адресов программы на конкретную область физической памяти. Так как во время трансляции в общем случае не известно в какое место оперативной памяти будет загружена...
78515. Операционные системы: управление файлами и файловые системы 28.5 KB
  Файловая система NTFS. Файл в системе NTFS это не просто линейная последовательность байтов как в системе FT. Отличительными свойствами ФС NTFS являются: Поддержка больших файлов и больших дисков объемом до 264 байт. Структура тома раздела NTFS: Все пространство тома NTFS представляет собой либо файл либо часть файла.
78516. Основные характеристики и особенности организации современных операционных систем 26.5 KB
  Типы ОС: общие специальные и специализированные бортовой автокомпьютер CISCO управление коммутаторами и маршрутизаторами Общая характеристика Windows XP. Windows XP объединяет в себе лучшие качества предыдущих версий Windows: надежность стабильность и управляемость от Windows 2000 простой и понятный интерфейс а также технологию Plug Ply от Windows 98. В Windows XP появился новый более эффективный интерфейс пользователя включающий новые возможности группировки и поиска документов новый внешний вид возможность быстрого...
78517. Основные задачи системного администрирования и их практическая реализация 33 KB
  Важнейшей сферой профессиональной деятельности специалистов в области информационных технологий является управление администрирование функционированием ОС как отдельных компьютеров так и их групп объединенных в вычислительные сети. Системное администрирование в общем случае сводится к решению следующих основных задач: управление и обслуживание пользователей вычислительной системы создание и поддержка учетных записей пользователей управление доступом пользователей к ресурсам; управление и обслуживание ресурсов вычислительной системы ...
78518. Понятие, назначение и основные принципы организации распределенной обработки информации. Архитектура, свойства и характеристики распределенных систем 29.5 KB
  Понятие назначение и основные принципы организации распределенной обработки информации. Под распределенной обработкой информации понимается комплекс операций с информацией проводимый на независимых но связанных между собой ВМ предназначенных для выполнения общих задач. Возможность взаимодействия вычислительных систем при реализации распределенной обработки информации определяют как их способность к совместному использованию данных или к совместной работе с использованием стандартных интерфейсов. Целью распределенной обработки информации...
78519. Концепции и механизмы практической реализации распределенной обработки информации 27 KB
  Концепции и механизмы практической реализации распределенной обработки информации. Одним из исторически первых механизмов реализации распределенной обработки информации является механизм удаленного вызова процедур RPC который поддерживает синхронный режим коммуникаций между двумя прикладными модулями клиентом и сервером. RPC реализует в распределенной среде принципы традиционного структурного программирования. Применение объектно-ориентированного подхода способствует значительному усовершенствованию механизмов организации распределенной...