Проектирование привода (работа 2)

Оглавление

Задание для контрольной работы

1 Определение мощности на приводном валу

2 Выбор электродвигателя

3 Кинематический расчет привода

4 Расчет параметров зубчатых колес

4.1 Определение механических свойств материалов

4.2 Расчет параметров передачи

5 Конструирование валов редуктора

5.1 Расчет диаметров валов

5.2 Расчет шпоночных соединений

5.3 Расчет зубчатой муфты

5.4 Разработка чертежа вала редуктора

6 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1 Определение реакций опор

6.2 Расчет статической прочности вала

6.3 Уточненный расчет прочности вала

7 Подбор подшипников качения

Список использованной литературы

Задание для контрольной работы

Провести проектировочный и проверочный расчет деталей механизма привода на основании его сборочного чертежа. Произвести выбор электродвигателя, расчет соединений, муфт и основных деталей редуктор, а также ориентировочного значения коэффициента полезного действия. Выполнить рабочий чертеж вала.

Кинематическая схема.

Исходные данные:

Долговечность привода t_>Σ>, ч: 11600

Мощность тихоходного вала N_>2>, кВт: 3,3

Частота вращения тихоходного вала n_>2>, мин^-1: 435

Материал вала: сталь 45 с термообработкой улучшением

1 Определение мощности на приводном валу

КПД редуктора:

η = η_>зп> · η_>м> · η_>п>²

η_>зп> = 0,95…0,98; принимаем η_>зп> = 0,98 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_>м> = 0,995 – КПД муфты;

η_>п> = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

η = 0,98 · 0,995 · 0,99² = 0,955

Требуемая мощность двигателя:

N_>1> = N_>2>/ η = 3,3 / 0,955 = 3,46 кВт.

2 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: 4А112МВ6Y3 со следующими характеристиками:

N_>дв> = 4 кВт; n_>дв>^c = 1000 мин^-1; d_>дв> = 38 мм; ψ_>max> = 2,2.

Частота вращения двигателя при номинальной нагрузке:

n_>1> = n_>дв> = n_>дв>^c · (1-s) = 1000 · (1-0,04) = 960 мин^-1, где:

s – коэффициент скольжения, принимаем s = 0,04.

3 Кинематический расчет привода

Передаточное число редуктора:

u = n_>1> / n_>2> = 960 / 435 = 2,2

Принимаем ближайшее стандартное значение (второй ряд): u = 2,24.

Уточним частоту вращения тихоходного вала редуктора:

n_>2> = n_>1> / u = 960 / 2,24 = 429 мин^-1

Угловые скорости вращения валов:

ω_>1> = πn_>1> / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 с^-1;

ω_>2> = πn_>2> / 30 = 3,14 · 429 / 30 = 44,9 с^-1.

Вращающие моменты на валах:

Т_>1> = N_>1> / ω_{> 1}> = 3,46 · 10³ / 100,5 = 34,43 Н·м;

T_>2> = (N_>2> / ω_>
2>) · η = T_>1> · u · η = 34,43 · 2,24 · 0,955 = 73,65 Н·м.

4 Расчет параметров зубчатых колес

4.1 Определение механических свойств материалов

Выбираем для шестерни сталь 45 с термообработкой улучшением НВ 240, а для колеса тоже сталь 45 с термообработкой нормализацией НВ 215.

Примем предварительно: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм, а для колеса до 400 мм. Тогда:

- для материала шестерни: предел текучести σ_>т> = 440 МПа, предел прочности σ_>в> = 780 МПа;

- для материала колеса: предел текучести σ_>т> = 280 МПа, предел прочности σ_>в> = 550 МПа.

По заданной долговечности определяем число рабочих циклов:

- шестерни N_>ц1> = 60 · 960 · 11600 = 6,7 · 10⁸;

- колеса N_>ц2> = 60 · 429 · 11600 = 3 · 10⁸.

Так как N_>ц> > 10⁷ принимаем коэффициент долговечности К_>HL> = 1.

Коэффициент безопасности примем: [n] = 1,15.

При НВ ≤ 350 НВ: σ_>Н>_>limb> = 2 · HB + 70, тогда:

- для шестерни σ_>Н>_>limb>_>1> = 2 · 240 + 70 = 550 МПа

[σ_>H>]_>1> = (σ_>Н>_>limb>_>1> · К_>HL>) / [n] = (550 · 1) / 1,15 = 478,3 МПа

- для колеса σ_>Н>_>limb>_>2> = 2 · 215 + 70 = 500 МПа

[σ_>H>]_>2> = (σ_>Н>_>limb>_>2> · К_>HL>) / [n] = (500 · 1) / 1,15 = 434,8 МПа

4.2 Расчет параметров передачи

Введем коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления k_>H> = 1,2.

Коэффициент ширины колеса: ψ_>ba> = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α_>W> = (u + 1) = (2,24 + 1) = 91,3 мм.

Принимаем α_>W> = 100 мм.

m = (0,01-0,02) α_>W> = 1-2 мм, принимаем m = 1 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_>Σ> = 2 α_>W> / m = 2 · 100 / 1 = 200,

а также отдельно для быстроходной ступени передач:

z_>1> = 2 α_>W> / m(u + 1) = 2 · 100 / 1 · (2,24 + 1) = 61,7; z_>1> = 62

Для тихоходной ступени:

z_>2> = z_>1>u = 61,7 · 2,24= 138,2; z_>2> = 138

Уточняем передаточное число:

u = z_>2> / z_>1> = 138 / 62 = 2,23

Делительные диаметры:

d_>1> = m z_>1> = 1 · 62 = 62 мм

d_>2> = m z_>2> = 1 · 138= 138 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_>a>_>1> = d_>1> + 2m = 62 + 2 · 1 = 64 мм

d_>a>_>2> = d_>2> + 2m = 138 + 2 · 1 = 140 мм

Ширина колеса прямозубой передачи при ψ_>ba> = 0,4:

b_>2> = ψ_>ва> · α_>W> = 0,4 · 100 = 40 мм

Ширина шестерни:

b_>1> = b_>2> + 4 = 40 + 4 = 44 мм

Диаметры окружности впадин:

d_>f>_>1> = d_>1> – 2,5m = 62 – 2,5 · 1 = 59,5 мм

d_>f>_>2> = d_>2> – 2,5m = 138– 2,5 · 1 = 135,5 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψ_>bd> = b_>1> /d_>1> = 44 /62 = 0,71

5 Конструирование валов редуктора

5.1 Расчет диаметров валов

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = ,

где [τ]_>k> – допускаемые напряжения кручения, определяемые механическими свойствами материала вала.

[τ]_>k> = 0,1σ_>т>

Ведущий вал выполним за одно целое с шестерней. В качестве материалов валов возьмем: сталь 45 с термообработкой улучшением.

Тогда для ведущего вала:

[τ]_>k> = 0,1σ_>т> = 0,1 · 440 = 44 МПа

d_>В1> = = 15,8 мм

Так как диаметр вала двигателя d_>дв> = 38 мм, то окончательно берем d_>В1> = 38 мм. Диаметр вала под подшипники принимаем 50 мм.

Для ведомого вала:

[τ]_>k> = 0,1σ_>т> = 0,1 · 440 = 44 МПа

d_>В2> = = 20,3 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø25 мм, под подшипники – Ø35 мм, под колесо - Ø45 мм.

5.2 Расчет шпоночных соединений

Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала:

Ведущий вал:

d_>В1> = 38 мм, берем шпонку: 10х8, t_>1> = 5 мм.

Ведомый вал:

d_>В2> = 25 мм, берем шпонку: 8х7, t_>1> = 4 мм.

d_>В2.1> = 45 мм, берем шпонку: 14х9, t_>1> = 5,5 мм.

Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствии с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки:

l_>р> ≥ (2 · Т · 10³)/( d(h – t_>1>) · [σ_>см>])

Допускаемые напряжения смятия:

[σ_>см>] = σ_>т> / [s],

где [s] – допускаемый коэффициент запаса.

Для шпонок из чистотянутой стали 45Х принимаем σ_>т> = 400 МПа. Принимаем: [s] = 2,3

[σ_>см>] = 400 / 2,3 = 173,9 МПа

Ведущий вал:

l_>р1> = (2 · 34,43 · 10³)/( 38 · (8 – 5) · 173,9) = 3,47 мм

l_>1> = l_>р1> + b = 3,47 + 10 = 13,47 мм

Окончательно берем: l_>1> = 20 мм

Ведомый вал:

l_>р2> = (2 · 73,65 · 10³)/( 25 · (7 – 4) · 173,9) = 11,3 мм

l_>2> = l_>р2> + b = 11,3 + 8 = 19,3 мм

Окончательно берем: l_>2> = 20 мм

l_>р3> = (2 · 73,65 · 10³)/( 45 · (9 – 5,5) · 173,9) = 5,4 мм

l_>3> = l_>р3> + b = 5,4 + 14 = 19,4 мм

Окончательно берем: l_>3> = 20 мм

Ширина колеса 40 мм – шпонка подходит.

5.3 Расчет зубчатой муфты

В приводе будем использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента по критерию:

Т_>расч> = k · Т_>дл.> ≤ Т_>табл.>

Принимаем k = 1, тогда:

Т_>расч> = Т_>1> = 34,43 Н·м

Диаметр муфты:

d_>М> ≥ 10 = 10 = 35 мм

q_>M> = 0,2 – 0,25

k_>М> = 4 – 6 – при твердости 40-50 HRC

Выбираем зубчатую муфту d_>М> = 60 мм, Т = 4000 Н · м.

5.4 Разработка чертежа вала редуктора

Основные размеры вала редуктора были получены в результате его проектирования. Недостающие размеры определим на основании выбранного варианта исполнения.

Вал редуктора спроектирован ступенчатым, это дает ряд преимуществ: удобство сборки; изготовление сопрягаемых деталей в системе отверстия.

Размеры под посадочные места под сопрягаемые детали выберем по их соответствующим размерам и условиям соединений.

Для обеспечения возможности выхода шлифовального камня при обработке

посадочных поверхностей вала введем канавку.

Для обеспечения требований взаимозаменяемости и обеспечения необходимого качества соединений проставим на чертеже допуски на размеры.

Укажем шероховатость обрабатываемых поверхностей. В технических требованиях укажем термообработку.

6 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1 Определение реакций опор

Для проверочного расчета статической и усталостной прочности ступенчатого вала составим его расчетную схему.

Расчетная схема вала.

Геометрические параметры вала определим на основании чертежа:

а = 75 мм; b = 42 мм; с = 42 мм.

Рассмотрим внешние силы, нагружающие быстроходный вал редуктора.

Со стороны муфты от электродвигателя на вал действует крутящий момент Т_>1> и поперечная сила F_>r>; со стороны зацепления окружная сила F_>T> и поперечная R_>0>:

F_>T> = 2T_>1> / d_>1> = 2 · 34,43 · 10³ / 62 = 1111 Н

R_>0> = F_>T> · tgα = 1111 · tg 20° = 404 Н

F_>r> = (0,1 – 0,3)F_>t>,

где F_>t> – окружное усилие, действующее на зубья муфты.

F_>t> = 2T_>1> / d_>М> = 2 · 34,43 · 10³ / 60 = 1148 Н

Принимаем F_>r> = 344,4 Н

Рассмотрим плоскость YOZ:

ΣМ_>Ау> = 0; -R_>By> · (c+b) – R_>0>· b + F_>r> · a = 0

R_>By> = (F_>r> · a – R_>0>· b) / (c+b) = (344,4 · 75 – 404 · 42) / 84 = 105,6 H

ΣМ_>B>_>у> = 0; R_>Ay> · (c+b) + R_>0>· c + F_>r> · (a + b + c) = 0

R_>Ay> = (-F_>r> · (a + b + c) – R_>0>· c) / (c+b) = (-344,4 · 159 – 404 · 42) / 84 = - 854 H

Проверка:

ΣF_>у> = 0; -F_>r> - R_>Ay> – R_>0> - R_>By> = -344,4 + 854 – 404 – 105,6 = 0

Построение эпюры М_>у>:

Участок 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.

М_>у> = - F_>r> · z

М_>у>(0) = 0

М_>у>(0,075) = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

Участок a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

М_>у> = - F_>r> · z - R_>Ay> · (z – a)

М_>у>(0,075) = - F_>r> · z = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

М_>у>(0,117) = -344,4 · 0,117 – (- 854) · (0,117 – 0,075) = -4,4 Н · м

Плоскость XOZ.

ΣМ_>Ах> = 0; -F_>T> · b – R_>Bx> (c + b) =0

R_>Bx> = - F_>T> · b / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н

ΣМ_>Вх> = 0; F_>T> · с + R_>А>_>x> (c + b) =0

R_>А>_>x> = - F_>T> · с / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н

Проверка:

ΣF_>x> = 0; R_>А>_>x> + R_>Bx> + F_>T> = 0

-574 – 574 + 1148 = 0

Построение эпюры М_>х>.

Участок 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.

М_>х>(0) = 0

М_>х>(0,075) = 0 – на этом участке нет изгибающих сил.

Участок a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

М_>х>(0,075) = 0

М_>х>(0,117) = R_>А>_>x> · b = 574 · 0,042 = 24,1 Н · м

Результирующие реакции опор.

R_>A> = = = 1029 H

R_>B> = = = 583,6 H

Построение эпюры М_>z>.

T_>1> = 34,43 Н · м

Участок 0 ≤ z ≤ a + b

M_>z> = - T_>1> = -34,43 Н · м

6.2 Расчет статической прочности вала

На основании эпюр можно сделать следующие выводы.

Опасными сечениями для рассматриваемого вала, которые необходимо проверить на прочность, являются сечения: (z = 0), как наименее жесткое при кручении d_>В1> = 38 мм, а также сечения (z = a) и (z = a + b), где действуют наибольшие изгибающие моменты.

В сечении (z = 0) находится еще и шпоночный паз, ослабляющий его жесткость. Сечение (z = a), где действует изгибающий момент:

М_>а> = = = 25,8 Н·м

И крутящий момент М_>z> = 34,43 Н·м, находится в сложном напряженном состоянии и при этом имеет диаметр, незначительно превышающий наименьший. В сечении (z = a + b) изгибающий момент достигает величины:

М_>а
+>_>b> = = = 24,5 Н·м

Рассчитаем наибольшие напряжения в опасных сечениях.

В сечении (z = 0) нормальные напряжения от осевых сил и изгибающих моментов равны нулю, касательные напряжения τ_>max> определяются крутящим моментом

М_>z> = 34,43 Н·м и полярным моментом сопротивления сечения W_>p> цилиндрического конца вала со шпоночным пазом, глубиной t_>1> = 5 мм.

W_>p> = - = - = 10052 мм³

Тогда наибольшие касательные напряжения:

τ_>max>_>>= М_>z> / W_>p> = 34,43 / 10052 · 10^-9 = 3,4 МПа,

а условие прочности вала в сечении (z = 0):

τ_>max>_>>= 3,4 МПа ≤ [τ]_>k> = 44 МПа

выполняется.

В сечении (z = a) наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента М_>а> = 25,8 Н·м и моментом сопротивления сечения вала.

W_>a> = = = 12266 мм³

σ_>max> = М_>а> / W_>a> = 25,8 / 12266 · 10^-9 = 2,1 МПа,

а наибольшие касательные напряжения этого сечения с полярным моментом:

W_>p> = = = 24532 мм³, равны:

τ_>max>_>>= М_>z> / W_>p> = 34,43 / 24532 · 10^-9 = 1,4 МПа

В качестве допустимых напряжений на изгиб примем:

[σ] = 0,8 · σ_>T> = 0,8 · 440 = 352 МПа

При этом условие статической прочности по приведенным напряжениям выполняется.

σ_>пр> = = = 3,2 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,

В сечении (z = a + b) рассчитаем аналогично, с учетом того, что наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента

М_>а
+>_>b> = 24,5 Н·м и моментом сопротивления сечения вала (с диаметром шестерни по впадинам):

W_>a> = = = 20670 мм³

σ_>max> = М_{>а +}>_>b> / W_>a> = 24,5 / 20670 · 10^-9 = 1,2 МПа

W_>p> = = = 41340 мм³

τ_>max>_>>= М_>z> / W_>p> = 34,43 / 41340 · 10^-9 = 0,8 МПа

Условие статической прочности по приведенным напряжениям выполняется.

σ_>пр> = = = 1,8 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,

6.3 Уточненный расчет прочности вала

Определим усталостные характеристики материала вала – шестерни, изготовленной из стали 45 с улучшением (σ_>т> = 440 МПа, σ_>в> = 780 МПа). При симметричном цикле (R = -1) имеем:

σ_>-1> = 0,43 · σ_>в> = 0,43 · 780 = 335,4 МПа

τ_>-1> = 0,6 · σ_>-1> = 0,6 · 335,4 = 201,2 МПа

При пульсационном цикле (R = 0) имеем:

σ_>0> = 1,6 · σ_>-1> = 1,6 · 335,4 = 536,6 МПа

τ_>0> = 1,6 · τ_>-1> = 1,6 · 201,2 = 321,9 МПа

Рассчитаем коэффициенты, отражающие соотношение пределов выносливости при симметричном и пульсирующем циклах соответственно изгиба и кручения:

ψ_>σ> = (2 · σ_>-1> - σ_>0>) / σ_>0> = (2 · 335,4 – 536,6) / 536,6 = 0,25

ψ_>τ> = (2 · τ_>-1> - τ_>0>) / τ_>0> = (2 · 201,2 – 321,9) / 321,9 = 0,25

Из графика [3] определим коэффициенты влияния абсолютных размеров:

- в сечении (z = 0) при d_>в1> = 38 мм получим ε_>σ> = ε_>τ> = 0,82

- в сечении (z = а) при d_>п1> = 50 мм получим ε_>σ> = ε_>τ> = 0,77.

Зададим коэффициенты шероховатости [3] в зависимости от шероховатости поверхности Ra:

- в сечении (z = 0) при Ra = 1,25 получим k_>σ>ⁿ = k_>τ>ⁿ = 1,1

- в сечении (z = а) при Ra = 2,5 получим k_>σ>ⁿ = k_>τ>ⁿ = 1,2.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим из графика [1]:

- в сечении (z = 0) для концентратора в виде шпоночного паза имеем эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении соответственно

k_>σ> = 2,3 и k_>τ> = 2,1.

- в сечении (z = а) для концентратора в виде посадки с гарантированным натягом подшипника на вал имеем:

k_>σ> / ε_>σ> = 3,9; k_>τ> / ε_>τ> = 1 + 0,6(k_>σ> / ε_>σ> – 1) = 1 + 0,6 · 2,9 = 2,74

Примем коэффициент упрочнения в расчетных сечениях равным k_>у> = 1, поскольку поверхность вала не упрочняется. Рассчитаем коэффициенты перехода:

- для сечения (z = 0):

k_>σ>_>D> = (k_>σ> / ε_>σ> + k_>σ>ⁿ – 1) / k_>у> = (2,3 / 0,82 + 1,1 – 1) / 1 = 2,9

k_>τ>_>D> = (k_>τ> / ε_>τ> + k_>τ>ⁿ – 1) / k_>у> = (2,1 / 0,82 + 1,1 – 1) / 1 = 2,66

- для сечения (z = a):

k_>σ>_>D> = (k_>σ> / ε_>σ> + k_>σ>ⁿ – 1) / k_>у> = (3,9 + 1,2 – 1) / 1 = 4,1

k_>τ>_>D> = (k_>τ> / ε_>τ> + k_>τ>ⁿ – 1) / k_>у> = (2,74 + 1,2 – 1) / 1 = 2,94

Определим коэффициенты долговечности k_>Сσ> и k_>Сτ> [3]. Для этого рассчитаем эквивалентное число циклов при наибольшем значении показателя степени m = 9:

N_>Σ> = 60 · n_>1> · t_>Σ> · = 60 · 960 · 11600 · (1⁹ · 0,1 + 0,8⁹ · 0,25 + + 0,6⁹ · 0,65) = 5,3 · 10⁶

Коэффициент долговечности: k_>Сσ> = = 0,96 < 1, следовательно,

k_>Сσ> = k_>Сτ> = 1.

Поскольку вал не испытывает осевой нагрузки, то будем считать, что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала, изменяются по симметричному циклу, т.е. σ_>m> = 0, амплитуда цикла нормальных напряжений равна наибольшему номинальному напряжению изгиба, соответственно: для сечения (z = 0), σ_>a> = 0 МПа; для сечения (z = a), σ_>a> = σ_>max> = 2,1 МПа

Исходя из неблагоприятных условий примем, что напряжения кручения изменяются по нулевому (пульсирующему) циклу, тогда:

- для сечения (z = 0) τ_>а> = τ_>m> = τ_>max> / 2 = 3,4 / 2 = 1,7 МПа;

- для сечения (z = a) τ_>а> = τ_>m> = τ_>max> / 2 = 1,4 / 2 = 0,7 МПа.

Тогда коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечения

(z = 0):

n_>τ> = τ_>-1> / ((k_>τ>_>D> / k_>Сτ>) · τ_>а> + ψ_>τ> · τ_>m>_>>) = 201,2 / (2,66 · 1,7 + 0,25 · 1,7) = 40,7

Для сечения (z = a) коэффициент запаса прочности определим по нормальным и касательным напряжениям соответственно:

n_>σ> = σ_>-1> / ((k_>σ>_>D> / k_>Сσ>) · σ_>a> + ψ_>σ> · σ_>m>) = 335,4 / (4,1 · 2,1) = 39

n_>τ> = τ_>-1> / ((k_>τ>_>D> / k_>Сτ>) · τ_>а> + ψ_>τ> · τ_>m>_>>) = 201,2 / (2,94 · 0,7 + 0,25 · 0,7) = 90,1

Окончательно получим для сечения (z = a):

n = (n_>σ> · n_>τ>) / = (39 · 90,1) / = 35,8

Поскольку допускаемые значения коэффициента запаса принимают [n] = 1,5 – 2, то условие достаточной прочности n ≥ [n] выполняется.

7 Подбор подшипников качения

Определим ресурс:

Тихоходный вал:

L = (t_>Σ> · 60 · n) / 10⁶ = (11600 · 60 · 435) / 10⁶ = 302,8 млн. об.

Быстроходный вал:

L = (t_>Σ> · 60 · n) / 10⁶ = (11600 · 60 · 960) / 10⁶ = 668,2 млн. об.

Подсчитаем эквивалентные нагрузки:

Р = V · R_>p> · К_>б> · К_>т>

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

К_>б> = 1,3 - 1,5 – коэффициент безопасности;

К_>т> = 1 – температурный коэффициент;

R_>p> – силы возникающие в подшипнике.

Для быстроходного вала:

Р = 1 · 1029 · 1,5 · 1 = 1544 Н

Для тихоходного вала:

Р = 1 · 574 · 1,5 · 1 = 861 Н

Динамическая грузоподъемность:

С = Р , где:

а_>1> = 1 – коэффициент надежности,

а_>2> = 0,7 - 0,8 – обобщенный коэффициент.

Для быстроходного вала:

С = 1544 = 1551 Н

Для тихоходного вала:

С = 861 = 867 Н

Для быстроходного вала: d_>п1> = 50 мм, С = 1551 Н, берем подшипник средней серии №310 (С = 61800 Н). [2]

Для тихоходного вала: d_>п1> = 35 мм, С = 867 Н, берем подшипник легкой серии №207 (С = 25500 Н). [2]

Список использованной литературы

Курсовое проектирование деталей машин. /Под общ. ред. В. Н. Кудрявцева. – Л.: Машиностроение, 1984. – 400с.

Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя. М.: Машиностроение. 1979. Т. 1-3.

Кудрявцев В. Н. Детали машин. Л.: Машиностроение, 1980. 464 с.

Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора. – Л.: Машиностроение. 1983. – 464 с.