Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»





Содержание:



Введение (характеристика, назначение).

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.



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.

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



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



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



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



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



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*м





в плоскости xOz:

M= 76 Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*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 = 5,71 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*м





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*м





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.