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

17 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

21118. Освіта у другій половині XVII – XVIII ст. 21.54 KB
  періодично то набував то втрачав статус академії доки цей статус не було остаточно затверджено 1701 р. Студенти Київської академії здебільшого йшли до війська пожежі та військова руїна нищили шкільні будинки та надані маєтності. починається новий розквіт діяльності академії який свого апогею досягає на межі століть. У стінах Академії відбуваються численні публічні диспути з різних наук затверджується звичай рекреацій культурномистецьких свят з виставами та іграми приуроченими до завершення навчального року.
21119. Література у другій половині XVII – XVIII ст. 26.69 KB
  Література у другій половині XVII – XVIII ст. Розвиток літератури протягом другої половини XVII першої половини XVIII ст. Так званий леонінський вірш що поширився у XVIII ст. В кінці XVIII ст.
21120. Козацькі літописи (друга половина XVII - XVIII ст.) 17.41 KB
  Літописом Самовидця назвав цей твір Пантелеймон Куліш бо неназваний автор вважається що ним був представник козацької старшини Роман Ракушка став очевидцем подій від початку Визвольної війни і до 1702 р. Цей твір має не лише історіографічну а й значну літературну вартість. Але й недописаний твір складається з чотирьох томів які систематично охоплюють події 16481700 рр. Твір написано емоційно образною книжною українською мовою з використанням народної фразеології поетичних творів українських авторів.
21121. Філософія у другій половині XVII - XVIII ст. Творчість Г. С. Сковороди 17.36 KB
  Сковороди Певний внесок зробив Ф. Феноменальним явищем в історії української культури була творчість Григорія Савича Сковороди 17221794. Характерним для філософської позиції Сковороди є широке використання мови образів символів а не чітких раціоналістичних понять які не в змозі відповідно розкрити сутність філософської та життєвої істини. Тому заклик Сковороди пізнай себе означає в нього пізнати Бога в собі у глибині свого єства.
21122. Архітектура у другій половині XVII - XVIII ст. 18.21 KB
  спостерігається співіснування та переплетіння різних стилів з виразним домінуванням стилю бароко. знаменує розквіт нового своєрідного стилю який носить назву козацьке бароко. Це найменування покликане підкреслити що в Україні архітектура бароко набуває своєрідних мистецьких форм і національного колориту. Однією з перших споруд у стилі козацького бароко була Миколаївська церква на головному міському майдані у Ніжині 16681669 центрі одного з найбільших козацьких полків.
21123. Живопис у другій половині XVII - XVIII ст. 17.62 KB
  Для українського барокового живопису визначальним став виразний вплив фламандської аристократичної школи Рубенса захоплення якою докорінно змінило попередні національні традиції. Разом з тим стилістика українського живопису цього періоду є досить різноманітною і нерівноцінною за майстерністю. Найвідомішими зразками київської школи монументального живопису є розписи Успенського собору й Троїцької надбрамної церкви у КиєвоПечерській лаврі яким притаманні м'яка пастельна форма письма чуттєвість округла плавність ліній що налаштовують...
21124. Музична культура у другій половині XVII - XVIII ст. 20.11 KB
  В КиєвоМогилянській академії існував хор студентів числом до 300 осіб. Відтоді одяг студентів Київської академії став своєрідною уніформою церковних півчих по всій Російській імперії особливо по архієрейських хорах. Березовський почав складати інструментальні композиції ще під час навчання у Київській академії якими вже тоді звернув на себе увагу. Через Глухівську музичну школу він потрапляє до придворної капели а звідти був відправлений до Болонської музичної академії в Італії де навчався у відомого музичного теоретика Мартіні в якого...
21125. Розвиток етнографії та історичної науки наприкінці XVIII - на початку XX ст. 18.19 KB
  князь Микола Цертелєв грузин за походженням проте щирий патріот України опублікував у Петербурзі Попытку собрания старых малороссийских песен збірку українських історичних дум. Це відбилося у працях кількох нащадків старшинських родів які вийшли у відставку з царської служби й присвятили себе опрацюванню та публікації історичних матеріалів слідами козацьких літописців. У зв’язку з необхідністю підтвердити своє шляхетське походження яке повинна була засвідчити спеціальна комісія у Петербурзі так звана Геральдія посилився пошук...
21126. Конструирование. Основные понятия и определения 115 KB
  Основные понятия и определения Конструирование является составной частью процесса разработки СВТ и представляет собой комплекс взаимосвязанных работ при выполнении которых необходимы учет разносторонних требований к конструкции устройства знание технологии. Каждое поколение СВТ имело новый тип элементной базы что изменяло правила и положения теории и практики конструирования. Но характерным всегда являлось и является разбиение конструкции и общей схемы СВТ на отдельные часто повторяющиеся устройства оформляемые в виде элементов...