Детали машин. Проектировка приводной станции ленточного конвеера

Заключение

По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?1 = 0,975

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?2 = 0,975

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

? = ?1 · ?2 · ?подш.3 · ?муфты2(2.1)

где ?подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.

???????муфты = 0,98 - КПД одной муфты.

Подставляя, получим:

? = 0,975 · 0,975 · 0,993 · 0,982 = 0,886

Угловая скорость на выходном валу будет:

?вых. = (2.2)

Подставляя соответствующие значения, получаем:

?вых. = = 14,815 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = (2.3)

После подстановки имеем:

Pтреб. = = 6,772 кВт

В таблице 24.7[3] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4АМ132S4У3 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт. Коэффициент перегрузки Кп=Кпуск.=2,2. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1455 об/мин,

Угловая скорость:

?двиг. = (2.4)

В итоге получаем:

?двиг. = = 152,367 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. = (2.5)

После подстановки получаем:

uобщ. = = 10,285

Суммарное передаточное число редуктора :

uред. = 10,285

По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора, выполненного по разветвлённой схеме, для тихоходной передачи получаем передаточное число:

u2 = 0.88 · (2.6)

Подставляя, получим:

u2 = 0.88 · = 2,822

Примем u2 = 2,8

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

u1 = (2.7)

Подставляя, получим:

uред. = = 3,673

Примем u1 = 3,55

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.

Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?подш. · ?(муфты 1) = 6,772 · 103 · 0,99 · 0,98 = 6570,194 Вт

P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 6570,194 · 0,975 · 0,99 = 6341,88 Вт

P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 6341,88 · 0,975 · 0,99 = 6121,5 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = = = 43120,846 Н·мм

T2 = = = 147760,485 Н·мм

T3 = = = 399341,118 Н·мм

По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 4АМ132S4У3 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью Pдвиг.=7,5 кВт. Коэффициент перегрузки Кп=Кпуск.=2,2. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1455 об/мин,

Таблица 2.2. Передаточные числа и КПД передач.

Таблица 2.3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах.

2 Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 3.1

2.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 230

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 210

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

[?H] = (3.1)

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

?H lim b = 2 · HB + 70(3.2)

?H lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;

?H lim b (колесо) = 2 · 210 + 70 = 490 МПа;

[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.

KHL = ,(3.3)

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 17000000;

NH = 60 · n · c · t?(3.4)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 1454,998 об./мин.; n(колеса) = n2 = 409,859 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- t? - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:

t? = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(3.5)

- Lг=10 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,8 - коэффициент годового использования;

- kс=0,66 - коэффициент суточного использования.

t? = 365 · 10 · 3 · 8 · 0,8 · 0,66 = 46252,8 ч.

Тогда:

NH(шест.) = 60 · 1454,998 · 1 · 46252,8 = 4037863889,664

NH(кол.) = 60 · 409,859 · 1 · 46252,8 = 1137427581,312

В итоге получаем:

КHL(шест.) = = 0,402

Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1

КHL(кол.) = = 0,496

Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ ?H1 ] = = 481,818 МПа;

для колеса [ ?H2 ] = = 445,455 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ ?H ] = [ ?H2 ] = 445,455 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,25 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:

?ba = = 0,25, (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

aw = Ka · (u1 + 1) · (3.6)

aw = 49.5 · (3,55 + 1) · = 150,005 мм.

где для прямозубых колес Кa = 49,5, передаточное число передачи u1 = 3,55; T2 = 147760,485 Н·мм - момент на колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw = 140 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

mn = (0.01...0.02) · aw мм, для нас: mn = 1,4...2,8 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 2 мм.

Задаемся суммой зубьев:

?Z = z1 + z2 = = = 140

Числа зубьев шестерни и колеса:

z1 = = = 30,769(3.7)

Принимаем: z1 = 31

z2 = ?Z - z1 = 140 - 31 = 109(3.8)

Угол наклона зубьев ? = 0o.

Основные размеры шестерни и колеса:

Рис. 3.2

диаметры делительные:

d = (3.9)

d1 = = = 62 мм;

d2 = = = 218 мм.

Проверка: aw = = = 140 мм.

диаметры вершин зубьев:

da = d + 2 · mn(3.10)

da1 = d1 + 2 · mn = 62 + 2 · 2 = 66 мм;

da2 = d2 + 2 · mn = 218 + 2 · 2 = 222 мм.

ширина колеса: b2 = ?ba · aw = 0,25 · 140 = 35 мм;(3.11)

ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 35 + 5 = 40 мм;(3.12)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

?bd = = = 0,645(3.13)

Окружная скорость колес будет:

V = = = 4,723 м/c;(3.14)

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KHb · KHa · KHv.(3.15)

Коэффициент KHb=1,064 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHv=1,05 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

KH = 1,064 · 1 · 1,05 = 1,117

2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:

?H = (3.16)

?H = =

= 415,713 МПа. ? [?H]

Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:

окружная:

Ft1 = Ft2 = = = 1390,995 Н,(3.17)

радиальная:

Fr1 = Fr2 = Ft1 · = 1390,995 · = 506,281 Н;(3.18)

осевая:

Fa1 = Fa2 = F t1 · tg(?) = 1390,995 · tg(0o) = 0 Н.(3.19)

Коэффициент перегрузки привода Кп = 2,2. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:

?max = ?H · = 415,713 · = 616,602,(3.20)

оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:

[?Hпр] = 3,1 · ?t2 = 3.1 · 390 = 1209 МПа.(3.21)

?max < [?Hпр]

Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.

2.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:

?F = ? [?F](3.22)

Здесь коэффициент нагрузки KF = KF? · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF? = 1,131, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=1,45. Таким образом коэффициент KF = 1,131 · 1,45 = 1,64. Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни: Zv1 = = = 31(3.23)

у колеса: Zv2 = = = 109(3.24)

Тогда: YF1 = 3,8; YF2 = 3,596

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[?F] = .(3.25)

KFL - коэффициент долговечности.

KFL = ,(3.26)

где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;

NF = 60 · n · c · t?(3.27)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 1454,998 об./мин.; n(колеса) = n2 = 409,859 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- t? - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

t? = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(3.28)

- Lг=10 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,8 - коэффициент годового использования;

- kс=0,66 - коэффициент суточного использования.

t? = 365 · 10 · 3 · 8 · 0,8 · 0,66 = 46252,8 ч.

Тогда:

NF(шест.) = 60 · 1454,998 · 1 · 46252,8 = 4037863889,664

NF(кол.) = 60 · 409,859 · 1 · 46252,8 = 1137427581,312

В итоге получаем:

КFL(шест.) = = 0,316

Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL(кол.) = = 0,39

Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

Для шестерни: ?oF lim b = 414 МПа;

Для колеса : ?oF lim b = 378 МПа.

Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:

[SF] = [SF]' · [SF]".(3.29)

где для шестерни [SF]' = 1,75 ;

[SF]' = 1 ;

[SF(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75

для колеса [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1 .

[SF(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [?F1] = = 236,571 МПа;

для колеса: [?F2] = = 216 МПа;

Находим отношения :(3.30)

для шестерни: = = 62,256

для колеса: = = 60,067

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса:

?F2 = = = 117,19 МПа

?F2 = 117,19 МПа < [?f] = 216 МПа.

Условие прочности выполнено.

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Таблица 3.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

3 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 4.1

3.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 40ХН

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 280

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 230

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

[?H] = (4.1)

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

?H lim b = 2 · HB + 70(4.2)

?H lim b (шестерня) = 2 · 280 + 70 = 630 МПа;

?H lim b (колесо) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;

[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.

KHL = ,(4.3)

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни NH0(шест.) = 26400000; для стали колеса NH0(кол.) = 17000000;

NH = 60 · n · c · t?(4.4)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n2 = 409,856 об./мин.; n(колеса) = n3 = 146,377 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- t? - продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.:

t? = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(4.5)

- Lг=10 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,8 - коэффициент годового использования;

- kс=0,66 - коэффициент суточного использования.

t? = 365 · 10 · 3 · 8 · 0,8 · 0,66 = 46252,8 ч.

Тогда:

NH(шест.) = 60 · 409,856 · 1 · 46252,8 = 1137419255,808

NH(кол.) = 60 · 146,377 · 1 · 46252,8 = 406220766,336

В итоге получаем:

КHL(шест.) = = 0,534

Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1

КHL(кол.) = = 0,589

Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ ?H3 ] = = 572,727 МПа;

для колеса [ ?H4 ] = = 481,818 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ ?H ] = [ ?H4 ] = 481,818 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,25 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ?ba = = 0,25, (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

aw = Ka · (u2 + 1) · (4.6)

aw = 49.5 · (2,8 + 1) · = 193,999 мм.

где для прямозубых колес Кa = 49,5, передаточное число передачи u2 = 2,8; T3 = 399341,118 Н·мм - момент на колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw = 180 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

mn = (0.01...0.02) · aw мм, для нас: mn = 1,8...3,6 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 2 мм.

Задаемся суммой зубьев:

?Z = z3 + z4 = = = 180

Числа зубьев шестерни и колеса:

z3 = = = 47,368(4.7)

Принимаем: z3 = 47

z4 = ?Z - z3 = 180 - 47 = 133(4.8)

Угол наклона зубьев ? = 0o.

Основные размеры шестерни и колеса:

Рис. 4.2

диаметры делительные:

d = (4.9)

d3 = = = 94 мм;

d4 = = = 266 мм.

Проверка: aw = = = 180 мм.

диаметры вершин зубьев:

da = d + 2 · mn(4.10)

da3 = d3 + 2 · mn = 94 + 2 · 2 = 98 мм;

da4 = d4 + 2 · mn = 266 + 2 · 2 = 270 мм.

ширина колеса: b4 = ?ba · aw = 0,25 · 180 = 45 мм;(4.11)

ширина шестерни: b3 = b4 + 5 = 45 + 5 = 50 мм;(4.12)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

?bd = = = 0,532(4.13)

Окружная скорость колес будет:

V = = = 2,017 м/c;(4.14)

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

KH = KHb · KHa · KHv.(4.15)

Коэффициент KHb=1,053 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHv=1,05 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

KH = 1,053 · 1 · 1,05 = 1,106

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:

?H = (4.16)

?H = =

= 451,388 МПа. ? [?H]

Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:

окружная:

Ft3 = Ft4 = = = 3143,84 Н,(4.17)

радиальная:

Fr3 = Fr4 = Ft3 · = 3143,84 · = 1144,264 Н;(4.18)

осевая:

Fa3 = Fa4 = F t3 · tg(?) = 3143,84 · tg(0o) = 0 Н.(4.19)

Коэффициент перегрузки привода Кп = 2,2. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:

?max = ?H · = 451,388 · = 669,517,(4.20)

оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:

[?Hпр] = 3,1 · ?t4 = 3.1 · 440 = 1364 МПа.(4.21)

?max < [?Hпр]

Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:

?F = ? [?F](4.22)

Здесь коэффициент нагрузки KF = KF? · KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF? = 1,103, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=1,25. Таким образом коэффициент KF = 1,103 · 1,25 = 1,379. Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни: Zv3 = = = 47(4.23)

у колеса: Zv4 = = = 133(4.24)

Тогда: YF3 = 3,672; YF4 = 3,584

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[?F] = .(4.25)

KFL - коэффициент долговечности.

KFL = ,(4.26)

где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;

NF = 60 · n · c · t?(4.27)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n2 = 409,856 об./мин.; n(колеса) = n3 = 146,377 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- t? - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

t? = 365 · Lг · C · tc · kг · kс(4.28)

- Lг=10 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,8 - коэффициент годового использования;

- kс=0,66 - коэффициент суточного использования.

t? = 365 · 10 · 3 · 8 · 0,8 · 0,66 = 46252,8 ч.

Тогда:

NF(шест.) = 60 · 409,856 · 1 · 46252,8 = 1137419255,808

NF(кол.) = 60 · 146,377 · 1 · 46252,8 = 406220766,336

В итоге получаем:

КFL(шест.) = = 0,39

Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL(кол.) = = 0,463

Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

Для шестерни: ?oF lim b = 504 МПа;

Для колеса : ?oF lim b = 414 МПа.

Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:

[SF] = [SF]' · [SF]".(4.29)

где для шестерни [SF]' = 1,75 ;

[SF]' = 1 ;

[SF(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75

для колеса [SF]' = 1,75 ;

[SF]" = 1 .

[SF(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [?F3] = = 288 МПа;

для колеса: [?F4] = = 236,571 МПа;

Находим отношения :(4.30)

для шестерни: = = 78,431

для колеса: = = 66,008

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса:

?F4 = = = 172,643 МПа

?F4 = 172,643 МПа < [?f] = 236,571 МПа.

Условие прочности выполнено.

Таблица 4.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Таблица 4.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

4 Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [?к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв ? (5.1)

4.1 Ведущий вал

dв ? = 22,227 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 32 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 40 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d3 = 45 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 40 мм.

4.2 2-й вал

dв ? = 33,509 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 35 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 45 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d3 = 45 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 35 мм.

4.3 Выходной вал

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм(6.1)

5.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(6.2)

dступ = (1,5...1,8) · 45 = 67,5...81 мм. Принимаем dступ = 68 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(6.3)

Lступ = (0,8...1,5) · 45 = 36...67,5 мм. Принимаем длину ступицы: Lступ50 мм.

Толщина обода:

?о = (2,5...4) · mn(6.4)

?о = (2,5...4) · 2 = 5...8 мм,

здесь: mn = 2 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем: ?о = 8 мм.

Толщина диска:

С = (0,2...0,3) · b2(6.5)

C = (0,2...0,3) · 35 = 7...10,5 мм, здесь b2 = 35 мм - ширина зубчатого венца.

Принимаем: С = 10 мм.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 10 = 8 мм(6.6)

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Da2 - 2 · (2 · mn + ?o)(6.7)

Dобода = 222 - 2 · (2 · 2 + 8) = 198 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (198 + 68) = 133 мм???134 мм.(6.8)

Диаметр отверстий:

Dотв. = = = 32,5 мм???32 мм.(6.9)

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм(6.10)

5.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(6.11)

dступ = (1,5...1,8) · 45 = 67,5...81 мм. Принимаем dступ = 68 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(6.12)

Lступ = (0,8...1,5) · 45 = 36...67,5 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b3 = 50 мм.

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм(6.13)

5.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8) · dвала(6.14)

dступ = (1,5...1,8) · 65 = 97,5...117 мм. Принимаем dступ = 98 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5) · dвала(6.15)

Lступ = (0,8...1,5) · 65 = 52...97,5 мм. Принимаем длину ступицы: Lступ65 мм.

Толщина обода:

?о = (2,5...4) · mn(6.16)

?о = (2,5...4) · 2 = 5...8 мм,

здесь: mn = 2 мм - модуль нормальный. Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем: ?о = 8 мм.

Толщина диска:

С = (0,2...0,3) · b4(6.17)

C = (0,2...0,3) · 45 = 9...13,5 мм, здесь b4 = 45 мм - ширина зубчатого венца.

Принимаем: С = 14 мм.

Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 14 = 11,2 мм???11 мм.(6.18)

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Da4 - 2 · (2 · mn + ?o)(6.19)

Dобода = 270 - 2 · (2 · 2 + 8) = 246 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (246 + 98) = 172 мм???173 мм.(6.20)

Диаметр отверстий:

Dотв. = = = 37 мм(6.21)

Фаска:

n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм(6.22)

6. Выбор муфт

6.1 Выбор муфты на входном валу привода

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.

Рис. 7.1

Диаметры соединяемых валов:

d(эл. двиг.) = 38 мм;

d(1-го вала) = 32 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 43,121 Н·м

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 43,121 = 64,681 Н·м(7.1)

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 1455 об./мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-32-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).

Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

?см. = (7.2)

?см. = = 0,561 МПа ? [?см] = 1,8МПа,

здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.

Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

?и = (7.3)

?и = = 14,432 МПа ? [?и] = 80МПа,

здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.

Радиальная сила, с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал, равна:

Fм = С?r · ?r,(7.4)

где: С?r = 5400 Н/мм - радиальная жёсткость данной муфты; ?r = 0,3 мм - радиальное смещение. Тогда:

Fм = 5400 · 0,3 = 1620 Н.

6.2 Выбор муфты на выходном валу привода

Так как соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации должна строго выдерживаться, то допустима установка жёсткой фланцевой муфты. Достоинство данного типа муфт: высокая технологичность, простота и низкая стоимость изготовления. Выбор фланцевой муфты производится в зависимости от диаметров соединяемых валов и расчётного передаваемого крутящего момента.

Рис. 7.2

Диаметры соединяемых валов:

d(выход. вала) = 50 мм;

d(вала потребит.) = 50 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 399,341 Н·м

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 399,341 = 599,012 Н·м(7.5)

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Выбираем муфту фланцевую 630-50-1-50-1 ГОСТ 20761-80 (по табл. 11.1[1]).

Проведём проверку болтовых соединений фланцевой муфты на срез. Размеры болтов и их количество в стандарте не указаны. Будем руководствоваться рекомендациями на стр. 273[1].

Диаметр стержня болта:

dб ? 0,08 · dmax = 0,08 · 50 = 4 мм.(7.6)

Округляя до ближайшего значения по ГОСТу получим dб = 6 мм.

Число болтов, поставленных без зазора, при расчётном передаваемом крутящем моменте Tр?1000 Н·м примем z=4.

Окружная сила, приходящаяся на один болт, будет:

Ft = 1860,285 Н(7.7)

где Do = 161 мм - диаметр окружности расположения болтов.

Напряжение среза болта:

?ср = 65,794 МПа ? [?ср] = 90 МПа.(7.8)

Условие прочности выполняется.

Номинальная радиальная нагрузка, приложенная к посадочной поверхности выходного конца вала, должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" для тихоходного вала:

Fм = 250 · = 250 · = 4995,88 Н, (7.9)

где T3 = 399,341 Н·м - момент, передаваемый через муфту.

Таблица 7.1. Муфты.

7. Проверка прочности шпоночных соединений

7.1 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Рис. 8.1

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

?см = (8.1)

?см = = 60,527 МПа ? [?см]

где T2 = 147760,485 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

?ср = (8.2)

?ср = = 15,132 МПа ? [?ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 · [?см] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

7.2 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Рис. 8.2

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

?см = (8.3)

?см = = 60,527 МПа ? [?см]

где T2 = 147760,485 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

?ср = (8.4)

?ср = = 15,132 МПа ? [?ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 · [?см] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

7.3 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Рис. 8.3

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

?см = (8.5)

?см = = 40,419 МПа ? [?см]

где T3 = 399341,118 Н·мм - момент на валу; dвала = 65 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

?ср = (8.6)

?ср = = 8,982 МПа ? [?ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 · [?см] = 0,6 · 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Таблица 8.1. Соединения элементов передач с валами.

8. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:

? = 1.3 · = 1.3 · = 5,811 мм(9.1)

Так как должно быть ? ? 8.0 мм, принимаем ? = 8.0 мм.

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

?1 = 1.5 · ? = 1.5 · 8 = 12 мм(9.2)

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом:

r = 0.5 · ? = 0.5 · 8 = 4 мм.(9.3)

Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом:

R = 1.5 · ? = 1.5 · 8 = 12 мм.(9.4)

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 · ? = 0,8 · 8 = 6,4 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается:

h = (0,4...0,5) · ?(9.5)

Принимаем h = 0,5 · 8 = 4 мм.

Толщина стенки крышки корпуса ?3 = 0,9 · ? = 0,9 · 5,811 = 5,23 мм.(9.6)

Так как должно быть ?3 ? 6.0 мм, принимаем ?3 = 6.0 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 · = 1,25 · = 9,205 мм(9.7)

Так как должно быть d ? 10.0 мм, принимаем d = 10.0 мм.

Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) · d = 0,7 · 10 = 7 мм.(9.8)

Принимаем dшт = 8 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1.25 · d = 1.25 · 10 = 12,5 мм.(9.9)

Принимаем dф = 16 мм.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0 = 2,5 · d = 2,5 · 16 = 40 мм.(9.10)

9. Расчёт реакций в опорах

9.1 1-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx3 = Ft1 = 506,281 H

Fy3 = -F = -1390,995 H

?3 = 180o

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме), выводим:

Rx2 = (10.1)

Rx2 = = -361,629 H

Ry2 = (10.2)

Ry2 = = 993,568 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx4 = (10.3)

Rx4 = = -144,652 H

Ry4 = (10.4)

Ry4 = = 397,427 H

Суммарные реакции опор:

R2 = = = 1057,333 H;(10.5)

R4 = = = 422,933 H;(10.6)

Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):

Fмуфт. = 1620 Н.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме), получаем:

R2муфт. = (10.7)

R2муфт. = = -2730,857 H

Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:

R4муфт. = (10.8)

R4муфт. = = 1110,857 H

9.2 2-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx2 = -Fr2 = -506,281 H

Fy2 = Ft2 = 1390,995 H

?2 = 0o

Fx3 = Ft3 = 1144,264 H

Fy3 = r3 = 3143,84 H

?3 = 180o

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме), выводим:

Rx1 = (10.9)

Rx1 = = -96,076 H

Ry1 = (10.10)

Ry1 = = -2251,104 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx4 = (10.11)

Rx4 = = -541,907 H

Ry4 = (10.12)

Ry4 = = -2283,731 H

Суммарные реакции опор:

R1 = = = 2253,153 H;(10.13)

R4 = = = 2347,145 H;(10.14)

9.3 3-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx2 = -Fr4 = -1144,264 H

Fy2 = -Ft4 = -3143,84 H

?2 = 0o

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме), выводим:

Rx1 = (10.15)

Rx1 = = 457,706 H

Ry1 = (10.16)

Ry1 = = 1257,536 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

Rx3 = (10.17)

Rx3 = = 686,558 H

Ry3 = (10.18)

Ry3 = = 1886,304 H

Суммарные реакции опор:

R1 = = = 1338,242 H;(10.19)

R3 = = = 2007,363 H;(10.20)

Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):

Fмуфт. = 4995,88 Н.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме), получаем:

R1муфт. = (10.21)

R1муфт. = = 3711,225 H

Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:

R3муфт. = (10.22)

R3муфт. = = -8707,105 H

10. Построение эпюр моментов на валах

10.1 Расчёт моментов 1-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

Mмуфт. = 0 Н · мм

M = = = 0 H · мм(11.1)

2 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

Mмуфт. = (11.2)

Mмуфт. = = 194400 H · мм

M = = = 194400 H · мм(11.3)

3 - е с е ч е н и е

Mx = (11.4)

Mx = = 49678,393 H · мм

My = (11.5)

My = = -18081,464 H · мм

Mмуфт. = (11.6)

Mмуфт. = = 138857,15 H · мм

M = = = 191723,794 H · мм(11.7)

4 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

Mмуфт. = (11.8)

Mмуфт. = = 0 H · мм

M = = = 0 H · мм(11.9)

10.2 Эпюры моментов 1-го вала

10.3 Расчёт моментов 2-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

M = = = 0 H · мм(11.10)

2 - е с е ч е н и е

Mx = (11.11)

Mx = = -112555,193 H · мм

My = (11.12)

My = = -4803,816 H · мм

M = = = 112657,659 H · мм(11.13)

3 - е с е ч е н и е

Mx = (11.14)

Mx = = -159861,18 H · мм

My = (11.15)

My = = -37933,468 H · мм

M = = = 164300,167 H · мм(11.16)

4 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

M = = = 0 H · мм(11.17)

10.4 Эпюры моментов 2-го вала

1 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

Mмуфт. = 0 Н · мм

M = = = 0 H · мм(11.18)

2 - е с е ч е н и е

Mx = (11.19)

Mx = = 132041,28 H · мм

My = (11.20)

My = = 48059,088 H · мм

Mмуфт. = (11.21)

Mмуфт. = = 389678,625 H · мм

M = = = 530194,018 H · мм(11.22)

3 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

Mмуфт. = (11.23)

Mмуфт. = = 649464,375 H · мм

M = = = 649464,375 H · мм(11.24)

4 - е с е ч е н и е

Mx = 0 Н · мм

My = 0 Н · мм

Mмуфт. = (11.25)

Mмуфт. = = 0 H · мм

M = = = 0 H · мм(11.26)

Проверка долговечности подшипников

t? = 46252,8 ч.

10.5 1-й вал

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7308 средней серии со следующими параметрами:

d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 66 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 47,5 кН - статическая грузоподъёмность.

? = 12o.

Рис. 12.1

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 1057,333 + 2730,857 = 3788,19 H;(12.1)

Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 422,933 + 1110,857 = 1533,79 H.(12.2)

Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опоры от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,28. Здесь Fa = 0 Н - осевая сила, действующая на вал.

В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,28 · 3788,19 = 880,375 H;(12.3)

S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,28 · 1533,79 = 356,453 H.(12.4)

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

Pa1 = = 880,375 Н.(12.5)

Pa2 = = 880,375 + 0 = 880,375 Н.(12.6)

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт,(12.7)

где - Pr1 = 3788,19 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,232 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3788,19 + 0 · 880,375) · 1,1 · 1 = 4167,009 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 9978,494 млн. об.(12.8)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 114301,191 ч,(12.9)

что больше 46252,8 ч. (срок службы привода), здесь n1 = 1455 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 0,574 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,16.

Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 1533,79 + 2,16 · 880,375) · 1,1 · 1 = 2766,639 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 39081,522 млн. об.(12.10)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 447669,21 ч,(12.11)

что больше 46252,8 ч. (срок службы привода), здесь n1 = 1455 об/мин - частота вращения вала.

2-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307 средней серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 33,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 18 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 12.2

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 2253,153 H;

Pr2 = 2347,145 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт,(12.12)

где - Pr2 = 2347,145 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение 0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 2347,145 + 0 · 0) · 1,1 · 1 = 2581,86 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 2126,259 млн. об.(12.13)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 86462,995 ч,(12.14)

что больше 46252,8 ч. (срок службы привода), здесь n2 = 409,859 об/мин - частота вращения вала.

10.6 3-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 412 тяжелой серии со следующими параметрами:

d = 60 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 150 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 108 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 70 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 12.3

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 1338,242 + 3711,225 = 5049,467 H;(12.15)

Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 2007,363 + 8707,105 = 10714,468 H.(12.16)

Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт,(12.17)

где - Pr2 = 10714,468 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,19.

Отношение 0 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 · 1 · 10714,468 + 0 · 0) · 1,1 · 1 = 11785,915 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 769,452 млн. об.(12.18)

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = 87609,999 ч,(12.19)

что больше 46252,8...