Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2, 3 p рад/c вращения этого вала.

    1. Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.
    Определяем общий h привода
    hобщ= 0, 913
    hобщ = hр*hп2*hз = 0, 96*0, 992*0, 97 =0, 913
    h- КПД ременной передачи
    h- КПД подшипников
    h- КПД зубчатой цилиндрической передачи
    Требуемая мощность двигателя
    Ртр=3, 286 кВт
    Ртр = Р3/hобщ = 3/0, 913 = 3, 286 кВт
    Ртр - требуемая мощность двигателя
    Р3 – мощность на тихоходном валу
    Выбираем эл. двигатель по П61.
    Рдв = 4 кВт
    4А132 8У3720 min-1
    4А100S2У32880 min-1
    4А100L4У31440 min-1
    4А112МВ6У3955 min-1
    4А132 8У3720 min-1
    Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:
    uобщ = 10, 47
    uобщ = nдв/n3 = 720*0, 105/(2, 3*p) = 10, 47
    nдв – число оборотов двигателя
    n3 = 68, 78 min-1
    n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора
    n3 = W3/0, 105 = 2, 3*p/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*hр = 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 = p*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 Ј 20 м/с

2. 3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ: D2 = uрем *D1*(1-e) = 2, 094*225*(1-0, 015) = 464, 08 мм

    D2 = 450 мм
    e -коэф. упругого скольжения
    по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм
    2. 4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней:
    aрем= 1000 мм
    (D1+D2) Ј aрем Ј 2, 5(D1+D2)
    675 Ј aрем Ј 1687, 5
    2. 5 Находим угол обхвата ремня j:
    j » 1800-((D2-D1)/ aрем)*600
    j = 166, 50
    j » 1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13, 20 = 166, 50

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

2. 6 Определяем длину ремня L:
L = 3072, 4 мм

L = 2*aрем +(p/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 n:
    n = 2, 579 c-1
    n = V/L = 8, 478/3, 0724 = 2, 579 c-1
    n Ј 4…5 c-1
    2. 8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:

[GF] = GFo*Cj*CV*Cp*Cg = 1, 62*0, 965*0, 752*1*0, 9 = 1, 058 Мпа GFo –по табл П11 GFo = 2, 06-14, 7*d/Dmind/Dmin = 0, 03

    [GF] = 1, 058 Мпа
    Cj -коэф. угла обхвата П12 : Cj = 0, 965
    CV –коэф. скорости CV = 1, 04-0, 0004*V2 = 0, 752
    Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1

Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0, 9 GFo = 2, 06-14, 7*0, 03 = 1, 62 Мпа

2. 9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b*d = Ft/[GF] = 388, 09/(1, 058*106) = 0, 0003668 м2 = 366, 8 мм2 Ft = 2T1/D1Ft –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 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 » 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…220НВ 240...280
    G= 420 МпаG= 600 Мпа
    NHo = 107NHo = 1, 5*107
    G=110 МпаG=130 Мпа
    Для реверсивной подачи
    NFo = 4*106NFo = 4*106

3. 2 Назначая ресурс передачи tч і 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 і 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 МПаG= G*KFL = 110 МПа
    для шестерни:
    G= G*KHL = 600 МПаG= G*KFL = 130 МПа
    3. 3 Определения параметров передачи:
    Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес
    Yba = 0, 2…0, 8 коэф. ширины колеса Yba = 0, 4
    Ybd = 0, 5Yba*(uз+1) = 0, 5*0, 4*(5+1) = 1, 2
    по П25 KHb » 1, 05 и так найдем межосевое расстояние aw:
    aw = 180 мм
    aw і 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
    b = 150
    3. 5 Обозначаем угол наклона линии зуба b:
    b = 8…200 принимаем b = 150
    Находим кол-во зубьев шестерни Z1:
    Z1 = 23

Z1 = 2aw*cosb/[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 b:
    b = 160 35/
    cosb = 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/cosb =2, 5/cos160 35/ = 2, 61 мм

3. 7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса: шестерняколесо

d1 = mt*Z1 = 2, 61*23 = 60 ммd2 = mt*Z2 = 2, 61*115 = 300 мм

da1 = d1+2mn = 60+2*2, 5 = 65 ммda2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм df1 = d1-2, 5mn = 60-2, 5*2, 5 = 53, 75 ммdf2 = d2-2, 5mn = 300-2, 5*2, 5 = 293, 75 мм d1 = 60 ммd2 = 300 мм

    da1 = 65 ммda2 = 305 мм
    df1 = 53, 75 ммdf2 = 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 = ya*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 = p*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*tgb = 3, 04*103*tg160 36/ = 906, 5 H
    Fr = 1154, 59 H
    Радиальная (распорная) сила Fr:
    Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154, 59 H

3. 12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев: ZH » 1, 7

    ZH » 1, 7 при b = 160 36/ по таб. 3
    ea = 1, 64
    ZM = 274*103 Па1/2по таб. П22
    ea »[1, 88-3, 2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1, 64
    Ze = 0, 7
    ZM = 274*103 Па1/2
    Ze = == 0, 78

eb = b2*sinb/(pmn) = 72*sin160 36//3, 14*2, 5 = 2, 62 > 0, 9

    по таб. П25KHb = 1, 05
    по таб. П24KHa = 1, 05
    KH = 1, 11
    по таб. П26KHV = 1, 01
    коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *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
    3. 14 Определяем коэф.
    по таб. П25KFa = 0, 91
    по таб. 10KFb = 1, 1
    KFV = 3KHV-2 = 3*1, 01-2 = 1, 03 KFV = 1, 03
    KF = 1, 031
    Коэф. нагрузки:
    KF = KFa * KFb * KFV = 0, 91*1, 1*1, 03 = 1, 031
    Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
    Z= 26, 1
    Z= 131
    Z= Z1/cos3b = 23/0, 9583 = 26, 1
    Z= Z2/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
    Yb = 0, 884
    Найдем значение коэф. Yb:
    Yb = 1-b0/1400 = 0, 884
    3. 15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn) = 3, 77*0, 884*1, 031*3040/(72*2, 5) = 58 МПа
4. Расчет валов.

Принимаем [tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35 dВ1= 28 мм

    4. 1 Быстроходный вал
    d = 32 мм
    d і = 2, 62*10-2 мпринимаем 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 і = 4, 88*10-2 мпринимаем 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
    d0 = 7мм
    толщина обода d0 » (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 Ks = 2, 2 и kри = 1: [GИ]-1 = 72, 7 МПа

    [GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] 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/pd= 5, 71 МПа
    Gэ111 = 8, 11 МПа
    tк = 16T2/(pd) = 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 Ks = 2, 2 и kри = 1: [GИ]-1 = 45, 3 МПа

    [GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] 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/pd= 7, 28 МПа
    Gэ111 = 28, 83 МПа
    tк = 16T3/(pd) = 16*318, 47/(3, 14*0, 0553) = 13, 95 МПа
    4. 12 Gэ111== 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, 025aw+1…5 мм = 4, 5+1…5 мм

d1 = 8 мм

5. 2 Толщина стенки крышки корпуса d1 » 0, 02aw+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
dф = 18 мм

5. 6 Диаметр фундаментных болтов dф » (1, 5…2, 5)d = 13, 5…22, 5 мм К2 = 38 мм

5. 7 Ширина нижнего пояса корпуса К2 і 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, 5d1 = 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)d = 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 і (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
    y1 = 20 мм
    5. 17 Зазор y1:
    y= 35 мм
    y1 » (1, 5…3)d = 13, 5…27 мм
    y= (3…4)d = 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+d+y1)+0, 5(da2+da1)+aw = 2(25+9+20)+0, 5(305+60)+ 180 = 470 мм Высота НР

НР » d1+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 bґh = 8ґ7 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 8ґ7ґ45 по СТ-СЭВ-189-75

6. 2 Тихоходный вал dB2= 50 мм по П49 подбираем шпонку bґh = 14ґ9 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 14ґ9ґ80 по СТ-СЭВ-189-75

6. 3 Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку bґh = 18ґ11 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 18ґ11ґ70 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
    a = 10/3
    7. 6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника
    Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/a = 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
    a = 10/3

7. 13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1, 6, Кт = 1, a = 10/3 Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n3Lh)1/a = 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 которойVk=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.