Расчет редуктора (работа 1)

Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту “Детали машин”

Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P>3> = 3 кВт и W>3> = 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>п>2>*>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 >= Р>3>/h>общ>> >= 3/0,913 = 3,286 кВт

Р>тр >- требуемая мощность двигателя

Р>3> – 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>/n>3 >= 720*0,105/(2,3*p) = 10,47

n>дв >– число оборотов двигателя

n>3> = 68,78 min-1

n>3> – число оборотов на тихоходном валу редуктора

n>3 >= W>3>/0,105 = 2,3*p/0,105 = 68,78 min-1

W>3> – 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:

n>1> = n>двиг> =720 min-1 W>1> = 0,105*n>1> = 0,105*720 =75,6 рад/c

T>1> = P>треб>/W>1> = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м

T>1> – момент вала двигателя

2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора

n>2> = n>1>/u>рем> = 720/2,094 = 343,84 min-1

W>2> = 0,105*n>2> =0,105*343,84 = 36,1 рад/c

T>2> = T>1>*u>рем>*h>р >= 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

n>3> = n>2>/u>з> = 343,84/5 = 68,78 min-1

W>3> = 0,105*n>3> =0,105*68,78 = 7,22 рад/c

T>3> = Р>тр>/W>3> = 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 D>1> по формуле Саверина:

D>1 >= (115…135)>>

P>1> –мощность двигателя

n>1> –обороты двигателя

V> >= 8,478 м/с

D>1> = 225 мм

D>1> = 125*>>=221,39 мм по ГОСТу принимаем

2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

V> >= p*D>1>*n>1>/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 D>2>> >и согласуем с ГОСТ:

D>2 >= u>рем> *D>1>*(1-e) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

D>2> = 450 мм

e -коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D>2> = 450 мм

2.4 Выбираем межосевое расстояние a>рем> для плоских ремней:

a>рем>= 1000 мм

(D>1>+D>2>) £ a>рем> £ 2,5(D>1>+D>2>)

675 £ a>рем> £ 1687,5

2.5 Находим угол обхвата ремня j:

j » 1800-((D>2>-D>1>)/ a>рем>)*600

j = 166,50

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

j = 166,50 т.к. j ³ 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.

2.6 Определяем длину ремня L:

L = 3072,4 мм

L = 2*a>рем> +(p/2)*(D>1>+D>2>)+(D>2>-D>1>)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>min>d/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 >= 2T>1>/D>1>F>t> –окружная сила T>1> –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 >³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений N>HE> = N>FE> = 60t>ч>*n>3 >³ 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 >³ 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 Z>1>:

Z>1 >= 23

Z>1 >= 2a>w>*cosb/[m>n>(u>з>+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z>1 >= 23

Z>2> = 115

Тогда Z>2> = u>з>*Z>1> = 5*23 = 115

Находим точное значение угла b:

b = 160 35/

cosb = m>n>*Z>1>(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

d>1> = m>t>*Z>1> = 2,61*23 = 60 ммd>2> = m>t>*Z>2> = 2,61*115 = 300 мм

d>a1> = d>1>+2m>n> = 60+2*2,5 = 65 ммd>a2> = d>2>+2m>n> = 300+5 = 305 мм

d>f1> = d>1>-2,5m>n> = 60-2,5*2,5 = 53,75 ммd>f2> = d>2>-2,5m>n> = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d>1> = 60 ммd>2> = 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 >= (d>1>+d>2>)/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 b>2> = 72 мм для колеса, b>1> = 75 мм

V>п>> >= 1,08 м/с

3.10 Определение окружной скорости передачи V>п>:

V>п>> >= p*n>2>*d>1>/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 Па1/2по таб. П22

e>a>> >»[1,88-3,2(1/Z>1>+1/Z>2>)]cosb = 1,64

Z>e> = 0,7

Z>M> = 274*103 Па1/2

Z>e> = > >=>>= 0,78

e>b> = b>2>*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>>= Z>1>/cos3b = 23/0,9583 = 26,1

Z>>= Z>2>/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>/(b>2>m>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 ³ > >= 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 ³ > >= 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

d>0> = 7мм

толщина обода d>0>> >» (2,5…4)m>n> = 6,25…10 мм

е = 18 мм

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e » (0,2…0,3)b>2> = 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>a>d>1>/4a>1> = 849,2 H

Y>A> = F>r>/2-F>a>d>1>/4a>1> = 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>*a>1> = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M>>= Y>В>*a>1> = 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>*a>1> = 1520*0,05 = 76 Н*м

M>Ft >= 76 H*м

4.6.4 Крутящий момент T = T>2> = 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> = 16T>2>/(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>a>d>2>/4a>2> = 2022,74 H

Y>A> = F>r>/2-F>a>d>2>/4a>2> = -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>*a>2> = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

M>>= Y>В>*a>2> = 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>*a>2> = 1520*0,047 = 71,44 Н*м

M>Ft >= 71,44 H*м

Крутящий момент T = T>3> = 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> = 16T>3>/(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

d>1> = 8 мм

5.2 Толщина стенки крышки корпуса d>1> » 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

К>2> = 38 мм

5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К>2 >³ 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>

s>1> = 12 мм

5.9 Толщина пояса крышки s>1> » 1,5d>1> = 12 мм

K = 30 мм

5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K>1> = 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> ³ (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

y>1> = 20 мм

5.17 Зазор y>1>:

y>>= 35 мм

y>1> » (1,5…3)d = 13,5…27 мм

y>>= (3…4)d = 27…36 мм

5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l>1> = 50 мм

l>2> = 85 мм

l>1> » (1,5…2)d>B1> = 42…56 мм

l>2> » (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, D>1> = 80 мм, T>>= 23 мм

d = d>> = 55 мм, D>2> = 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

a>2> = 47 мм

5.20 Тихоходный вал:

a>2> » y+0,5l>ст>= 9+0,5*75 = 46,5 мм

а>1> = 50 мм

быстроходный вал

a>1> » l>>+0,5b>1> = 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> » l>2>+ l>>+2,5T>>+2y +l>ст>+ l>>+l>1> = 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм

Длина L>p>

L>p> » 2(K>1>+d+y>1>)+0,5(d>a2>+d>a1>)+a>w> = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм

Высота Н>Р>

Н>Р> » d>1>+y>1>+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 = l>1>-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> » 4,4T>2>/(dl>p>h) = 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 = l>2>-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> » 4,4T>3>/(d>В2> l>p>h) = 67,5 МПа

Выбераем шпонку 14´9´80 по СТ-СЭВ-189-75

6.3 Ступица зубчатого колеса d>2>= 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> » 4,4T>3>/(d>2> 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 = n>2 >= 343,84 min-1

a = 10/3

7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

С>тр> = (XVF>rB>+YF>aB>)K>б>K>т>(6*10-5n>2>L>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

n>3 >= 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>б>K>т>(6*10-5n>3>L>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>=0,6Р>3> =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.