Скачать:  poyasnilka.zip [598,3 Kb] (cкачиваний: 0)  

 

 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Прикладная механика»

тема: «Привод механизма передвижения мостового крана»

Тех. задание 2

Вариант 14

 

 

 

 

 

Содержание

1.Введение…………………………………………………………………………...3

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……..…………..4

3. Расчет открытой передачи ………………………………………………………8

4. Расчет закрытой передачи……………………………………………………....17

5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников….……….26

6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов………………………..28

7. Проверочный расчет подшипников.……………………………………………33

8. Конструирование зубчатых колес……………………...……………………….35

9. Конструирование корпуса редуктора.………………………………………….36

10. Уточненный расчет валов.……………………………………………………..37

11. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………….41

12Выбор муфты………………………………………………………………….…43

13. Смазывание. Выбор сорта масла……………………………………………...44

14. Сборка редуктора………..……………………….…………………………….45

15. Заключение.……………………………..………………………………………46

Список использованной литературы……………………………………………...47

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Привод механизма передвижения мостового крана

 

Рис.1 Кинематическая схема привода к мешалке:

1-двигатель;

2-упругая втулочно-пальцевая муфта;

3-цилиндрический редуктор;

4-цилиндрическая зубчатая передача;

5-рельс;

6-колесо;

I, II, III, IV- валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

1.ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

 

 

 

 

.

 

 

 

 

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Конструктивные размеры и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода зависят от типа электродвигателя, его мощности, частоты вращения вала.

Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины.

При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД).

2.1 Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:

где - КПД закрытой передачи

КПД открытой передачи

- коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения.

- КПД подшипников скольжения.

- коэффициент, учитывающий потери в муфте.

2.2 Мощность рабочей машины:

2.3 Требуемая мощность электродвигателя:

2.4 По требуемой мощности Р_тр=5,68 кВт выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый по ГОСТ 15150-69 [Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»] с синхронной частотой вращения n_cинх = 1000 об/мин, n_ном =870 об/мин, типоразмер 4AМ132M6Y3 с параметрами P_дв =7,5 кВт.

2.5 Частота вращений приводного вала рабочей машин

;

где скорость тягового органа, м/с; D-диаметр барабана ,мм.

2.6 Определяем передаточное число привода при заданной номинальной мощности P_номпринимая U_зп=4;

; ;

2.7 Передаточные число цепной передачи u_оп =3,5

К кинематическим параметрам привода относятся вращения и угловая скорость, к силовым – мощность и вращающий момент.

2.8 Частота вращения валов:

Двигатель: n_ном=870 об/мин

Быстроходного: n₁= n_ном=870 об/мин

Тихоходного: n₂= n₁/u_зп=217,5 об/мин

Рабочей машины: n_рм=n₂/u_оп=62,14 об/мин

2.9 Угловая скорость валов:

Двигателя: ω_ном=91 1/с

Быстроходный: ω₁= ω_ном=91 1/с

Тихоходного: ω₂= ω₁/ u_зп=22,75 1/с

Рабочей машины: ω_рм= ω₂/ u_оп=6,5 1/с

2.10 Вращающие моменты на:

Двигателе:

На быстроходном валу:

На тихоходном валу:

Момент рабочей машины:

2.11 Мощности на валах:

Мощность двигателя:

Мощность на быстроходном валу:

Мощность на тихоходном валу:

Мощность рабочей машины:

Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя: 4AМ132M6Y3 Pном=7,5 кВт; nном=870 об/мин
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	открытая		двигателя	редуктора		Приводной рабочей машины
					Быстроходный	тихоходный
Передаточное число U	4	3,5	Расчетная мощность P, кВт	5,68	5,45	5,18	4,87
			Угловая скорость w, 1/C	91	91	22,75	6,5
КПД	0,97	0,95	Частота вращения n, об/мин	870	870	217,5	62,14
			Вращающий момент T, Н*м	62,4	60	228	750,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙПЕРЕДАЧИ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками; для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 248,5; для колеса - сталь 45Л, термическая обработка - улучшение, но твердость на 27,5 единиц ниже НВ 221.

3.1. Определение допускаемых контактных напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса.

3.1.1. Для шестерни:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, находим по [2, табл 3.3] интепролированием:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_H01,то K_HL=1

 

 

По[2,табл 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

3.1.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу выносливости, находим [2,табл3.3]интерполированием:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_H02то K_HL=1

По [2,табл 3.1]определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных контактных напряжений:

3.2. Определение допускаемых напряжений изгиба:

3.2.1. Для шестерни:

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_F0то K_FL=1

По [2,табл3,1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

выбираем наименьшее из полученных напряжении изгиба:

3.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_F0то K_FL=1

По [2,табл 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

Элемент передачи	Марка материала	Dпред Sпред	Термообработка	HB	𝜎B	𝜎T	𝜎-1	[𝜎]H	[σ]F
					Н/мм2
Шестерня	45	315	У	248,5	780	540	335	____	____
Колесо	45Л	200	У	221	680	440	285	464,8	170,7

 

3.3. Проектный расчет.

3.3.1. К_а – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач – К_а=49,5

коэффициент ширины венца колеса:

передаточное число открытой передачи:

вращающий момент на валу рабочей машины: [2, табл 2.5];

допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом:

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев:

Межосевое расстояние:

3.3.2. К_m – вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_m=6,8

делительный диаметр колеса:

ширина венца колеса:

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

Модуль зацепления:

В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличивается на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

3.3.3. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

3.3.4. Определяем число зубьев шестерни:

3.3.5. Определяем число зубьев колеса:

3.3.6. Определяем фактическое передаточное число:

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

3.3.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

3.3.8. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

 

3.4. Проверочный расчет.

3.4.1. Проверим межосевое расстояние:

3.4.2. Проверим пригодность заготовок колес:

3.4.3. Проверим контактные напряжения:

К – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436

Окружная сила в зацеплении:

K_Ha– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач: K_Ha=1.K_Hv– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [2, табл. 4.3]Окружная скорость колес:

Степень точности передачи – 9. K_Hv=1,05

Вычислим контактное напряжение:

Сравним контактные напряжения:

т.к. получена недогрузка не более 15%, следовательно, условие прочности соблюдается.

3.4.4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

K_Fa– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Fa=1.

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес:

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи: [2,табл. 4.3]

коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Рассчитаем напряжение изгиба зубьев и шестерни:

т.к. напряжение изгиба получилось значительно меньше допустимого, значит, условие прочности выполняется.

3.5. Рассчитаем силы в зацеплении открытой передачи:

Силы	Значения сил на:
	Шестерне, Н	Колесе, Н
Окружная
Радиальная

 

Проектный расчет
Параметр			Значение	Параметр			Значение
Межосевое расстояние aw мм			250	Угол наклона зубьев,			0
Модуль зацепления m мм			4
Ширина зубчатого венца шестерни b1 мм колеса b2 мм			59 55	Диаметр шестерни:   делительный d1 мм вершин зубьев da1 мм впадин зубьев df1 мм			112 120 102,4
Число зубьев шестерни Z1 колеса Z2			28 97
Вид зубьев			прямые	Диаметр колеса:   делительный d2 мм вершин зубьев da2 мм впадин зубьев df2 мм			388 396 378,4
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения			Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения 𝜎н Н/мм2		464,8			401,69
Напряжения изгиба Н/мм2		192			75,6
		170,7			71,5

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками; для шестерни сталь 40Х, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 285,5; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 37 единиц ниже НВ 248,5.

4.1. Определение допускаемых контактных напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса.

4.1.1. Для шестерни:

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу выносливости, находим по[2, табл. 3.3] интерполированием:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_H0,то K_HL=1

По [2, табл. 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_H0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

4.1.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, находим по [2, табл. 3.3]интерполированием:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_H0то K_HL=1

По[2, табл. 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_H0:

допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных контактных напряжений:

4.2. Определение допускаемых напряжений изгиба:

4.2.1. Для шестерни:

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_F0то K_FL=1

По [2, табл. 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

4.2.2. Для колеса:

Число циклов перемены напряжений, соответствующеепределу выносливости:

число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

т.к. N>N_F0то K_FL=1

По [2, табл. 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

выбираем наименьшее из полученных напряжений изгиба:

Элемент передачи	Марка материала	Dпред Sпред	Термообработка	HB	𝜎B	𝜎T	𝜎-1	[𝜎]H	[σ]F
					Н/мм2
Шестерня	40Х	125	У	285,5	900	750	410	____	____
Колесо	45	80	У	248,5	780	540	335	514,3	191,9

 

4.3. Проектный расчет.

4.3.1. К_а – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач – К_а=43

коэффициент ширины венца колеса:

передаточное число закрытой передачи:

вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом:

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев:

Межосевое расстояние:

4.3.2. К_m – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m=5,8;

делительный диаметр колеса:

ширина венца колеса:

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом:

Модуль зацепления:

Округляем значение модуля m до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

4.3.3. Определим угол наклона зубьев:

4.3.4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Округлим до целого числа:

4.3.5.Уточним действительную величину зубьев шестерни и колеса:

4.3.6. Определяем число зубьев шестерни:

4.3.7. Определяем число зубьев колеса:

4.3.8. Определяем фактическое передаточное число:

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

4.3.9.Определяем фактическое межосевое расстояние:

4.3.10. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

 

4.4. Проверочный расчет.

4.4.1. Проверим межосевое расстояние:

4.4.2. Проверим пригодность заготовок колес:

4.4.3. Проверим контактные напряжения:

К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376

Окружная сила в зацеплении:

K_Ha– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.Окружная скорость колес:

Степень точности передачи – 9.

K_Hv– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи: K_Hv=1,03

Вычислим контактное напряжение:

Сравним контактные напряжения:

т.к. получена недогрузка не более 15%, следовательно, условие прочности соблюдается.

4.4.4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

K_Fa– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. K_Fa=1

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес:

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи:

коэффициенты формы зуба шестерни и колеса: ;

коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Рассчитаем напряжение изгиба зубьев и шестерни:

т.к. напряжение изгиба получилось значительно меньше допустимого, значит, условие прочности выполняется.

4.5. Рассчитаем силы в зацеплении открытой передачи:

Силы	Значения сил на:
	Шестерне, Н	Колесе, Н
Окружная
Радиальная
Осевая

Проектный расчет
Параметр			Значение	Параметр			Значение
Межосевое расстояние aw мм			125	Угол наклона зубьев			10,2631
Модуль зацепления m мм			2
Ширина зубчатого венца шестерни b1 мм колеса b2 мм			49 45	Диаметр шестерни:   делительный d1 мм вершин зубьев da1 мм впадин зубьев df1 мм			50,8 54,8 46
Число зубьев шестерни, Z1 колеса, Z2			25 98
Вид зубьев			косые	Диаметр колеса: делительный d2 мм вершин зубьев da2 мм впадин зубьев df2 мм			200 204 195,2
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения			Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения н Н/мм2		514,3			450,8
Напряжения изгиба Н/мм2		220,5			97,49
		191,9			90,46

 

 

 

 

 

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допуска­емым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Быстроходного: Н·м.

Тихоходного: Н·м

Ступень вала и ее размеры d; l		Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1, мм
	l1, мм
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2, мм
	l2, мм
3-я под шестерню, колесо	d3, мм
	l3, мм	l3 определяем графически на эскизной компоновке
4-я под подшипник	d4, мм
	l4, мм

 

 

 

7.2 Предварительный выбор подшипников.

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Схема установки
Цилиндрическая косозубая	Б	№209 45х85х19	легкая	Враспор
	Т	№210 50х90х20	легкая

 

 

 

 

 

 

6. ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

6.1.Ведущий вал.

F_м=968 H; F_t1=2280 H; F_r1=843 H; Fa1=413 H; l_b/2=0,005548м; d₁/2=0,025м;l_м=0,1325м.

6.1.11.Вертикальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

2.Горизонтальная плоскость.

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси. У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

М_к=М_z=F_t1·d₁/2=60 H·м

4.Определим суммарные радиальные реакции, Н:

.

5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М₂ =

М₃ = М_у3=128,26 Н·м

 

6.2. Ведомый вал.

F_t2=2280 H; F_r2=843 H; F_a2=413 Н; F_t3=1175 H; F_r3=426,5 H;

d₂/2=0,1 м; l_t/2=0,056 м; l_оп=0,08654 м.

6.2.1. Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

Участок1:

при

при

Участок2:

при

при

Участок3:

при

при

2.Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

Реакции определены верно.

б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

Участок1:

при

при

Участок2:

при

при

Участок3:

при

при

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

М_к=М_z=F_t2·d₂/2=228 H·м

4.Определим суммарные радиальные реакции, Н:

.

5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М₂ =

М₃ =

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

7.1. Проверяем пригодность подшипника 209 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Угловая скорость вала w=91 1/c. Осевая сила в зацеплении F_a=413 Н. Реакции в подшипниках R₁=2319,1 Н,R₂=1111,1 Н. Характеристика подшипников: С_r= 33,2 кН; Х=0,56; е=0,21; Y=2,11; V=1; K_б=1,3; К_Т=1; С₀= 18,6 кН. Требуемая долговечность подшипниковL_h = 20000ч.

а) Определяем отношение:

где

б) Определяем отношение

и по [2, табл. 9.2] интерполированием находим e=0,21, Y=2,11.

в) По отношению выбираем формулу для определения R_E:

R_E=(ХVR_r1+ YR_a) K_бK_T=(0,56·1·2319,1+2,11·413)1,3·1=2821,2H.

г) Определяем динамическую грузоподъемность

таким образом, расчетная грузоподъемность C_rp C_r.

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

L_1oh= ч >L_h

7.2. Проверяем пригодность подшипника 210 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Угловая скорость вала w=22,75 1/c.. Осевая сила в зацеплении F_a=413 Н. Реакции в подшипниках R₁=2083,2 Н,R₂=943,4 Н. Характеристика подшипников: С_r= 35,1 кН; Х=0,56; е=0.21; Y= 2,11; V=1; K_б=1,3; К_Т=1; С₀= 19,8 кН. Требуемая долговечность подшипников L_h = 20000 ч

а) Определяем отношение:

где

б) Определяем отношение

и [2, табл. 9.2] интерполированием находим e=0,21, Y=2,11.

в) По отношению выбираем формулу для определения R_E:

R_E=(ХVR_r2+ YR_a) K_бK_T=(0,56·1·943,4+2,11·413)1,3·1=1819,6 H.

г) Определяем динамическую грузоподъемность

таким образом, расчетная грузоподъемность C_rp C_r.

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника

L_1oh= ч >L

Вал	Подшипник	Размеры dxDxT, мм	Динамическая грузоподъемность, Н		Долговечность, ч
			Crp	Cr	L10h	Lh
Б	209	45х85х19	28609	33200	31254,68	20000
Т	210	50х90х20	11624,2	35100	550624	20000

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. КОНСТРУРОВАНИЕ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

 

Элемент	Размер	Значение
Обод	Диаметр наибольший
	Толщина
	Реклама