Расчет предшпиндельного вала на прочность.

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Проектирование привода главного движения токарно-винторезного станка
Студент гр. ТМС
Иванов И.Н.
Преподаватель
Торманов С.Я
Энгельс 2011
Оглавление
ОГЛАВЛЕНИЕ .............................................................................................................................................................................2
ВЫБОР ПРОТОТИПА СТАНКА. ............................................................................................. ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ......................................................................................................................................4
ПОСТРОЕНИЕ СТРУКТУРНОЙ СЕТКИ И ГРАФИКА ЧАСТОТ ВРАЩЕНИЯ. ......................................................................................4
РАСЧЕТ ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ В ГРУППОВЫХ ПЕРЕДАЧАХ. ..................................................................................................................5
КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА ПРИВОДА ГЛАВНОГО ДВИЖЕНИЯ. ..................................................................................................6
ПРОВЕРКА КИНЕМАТИЧЕСКОГО РАСЧЕТА .................................................................................................................................7
УРАВНЕНИЯ КИНЕМАТИЧЕСКОГО БАЛАНСА ДЛЯ ВСЕХ СТУПЕНЕЙ СКОРОСТИ: ........................................................................7
ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА...........................................................................................................................................9
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС НА ПРОЧНОСТЬ. ...............................................................................................................................9
РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС. ...................................................................................................................................................12
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ. ........................................................................................................................................13
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ ОПОР И ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ
ПРЕДШПИНДЕЛЬНОГО ВАЛА. ................................................................................................................................................... 14
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ. ......................................................................................................................................17
РАСЧЕТ ПРЕДШПИНДЕЛЬНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ. .............................................................................................................19
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРЕДШПИНДЕЛЬНОГО ВАЛА.............................................................................................................21
ОПИСАНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ. ...............................................................................................................................................24
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ. ...................................................................... ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.
2
Исходные данные:
Тип привода – асинхронный неразделенный
Обрабатываемый материал – сталь с пределом прочности 650 МПа
Глубина резания t = 1,5 мм, подача s = 0,5 мм/об.
Диапазон скоростей резания v = 40-400 м/мин.
Диаметры обработки 50-160 мм.
3
Кинематический расчет привода.
Определяем мощность резания
Определим предварительно мощность электродвигателя главного движения
N гл 
Nэ
 гл
,
где Nэ – полезная мощность резания, ηгл – КПД цепи главного движения.
Мощность резания найдем по формуле из справочника
Nэ 
Pz *V
,
1020 * 60
где Pz – тангенциальная составляющая силы резания. Определим её:
Заданы параметры процесса резания
t = 1,5 мм, s = 0,5 мм/об, v = 400 м/мин.
Силу резания при точении резцом рассчитаем по формуле
Pz  10 * C p * t x * s y * v n * K p ,
Постоянную Ср и показатели степени x, y, n выбираем согласно условию из
справочника (Т-М, с 273). Поправочный коэффициент есть произведение ряда коэффициентов К р  К м р К р К р К р К rр , учитывающих фактические условия
резания. Находим их значения, используя справочник. Кмр – учитывает влияние качества обрабатываемого материала на силовые зависимости;
К мр  (
в
750
) 0, 75  (
650 0,75
)  0,8982 . Поправочные коэффициенты учитывают влия750
ние геометрических параметров режущей части инструмента на составляющие силы резания при обработке стали и чугуна.
4
φ = 45˚,
γ = 10˚,
λ = 0˚,
Кφр =1,0,
Кγр = 1,0,
Кλр = 1,0,
Постоянная Ср = 210, показатели степени x = 1,0, y = 0,75, n = - 0,15.
Тогда тангенциальная составляющая силы резания
Pz  10 * 210 *1.51,0 * 0,50,75 * 400 0,15 * 0,8982  500.6Н .
Мощность резания
Nэ 
Pz * V
 3,56кВт ,
1020 * 60
предварительно принимаем КПД главного привода ηгл = 0,7 – 0,85, тогда требуемая
мощность электродвигателя
N двиг 
N рез


3,5
 4,75кВт. , где
0,75
Принимаем двигатель АИР 100 L4
Определение знаменателя ряда.
  Z 1 R  15 31,25  1,26.
где Z – число скоростей;
R – диапазон регулирования
Расчетную величину знаменателя округляем до стандартного значения (2,
стр. 9). По стандартному знаменателю ряда принимаем частоты вращения (3,
стр.1): 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000; 1250; 1600; 2000;
2500.
Определяем диапазон регулирования
Определяем диапазон регулирования чисел оборотов шпинделя по формуле.
Rn 
nmax 2500

 31,25.
nmin
80
где nmax , nmin - соответственно максимальное и минимальное числа оборотов
шпинделя.
1000  VP
об/мин.
  DMIN
1000  VP

об/мин.
  DMAX
n MAX 
n MIN
3
Построение структурной сетки и графика частот вращения.
Структурная сетка
Z=1х4х2х2=16
i11
i12
i13
i14
P=4
X=1
i22
i21
i32
i31
P=2
X=4
P=2
X=8
n1 n2 n3 n4
n5
n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16
График частот вращения
Наибольшее число клеток, которое может пересекать один луч:
-для понижающих передач: K наиб 
lg 4
lg 4

 6.
lg  lg 1,26
-для повышающих передач: K наиб 
lg 2
lg 2

 3.
lg  lg 1,26
4
n=1410 î á/ ì èí
i
i
0
i
11
12
13
i
14
i
i
22
21
i
i
31
80 100
i
32
125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1 250 1600 2000 2500
Расчет чисел зубьев в групповых передачах.
1) i0 = d1/d2 = 1600/1410 = 1,15 = 90/78
2) i11 = z3/z4 = φ-3 = a1/b1= 1/2;
c1 = a1 + b1 =1+2=3
i12 = z5/z6 = φ-2 = a2/b2= 7/11; c2 = a2 + b2 =7+11=18
i13 = z7/z8 = φ-1 = a3/b3= 4/5;
c3 = a3 + b3 =4+5=9
i14 = z9/z10 = φ0 = a4/b4= 1;
c4 = a4 + b4 =1+1=2
НОК для c1, c2, c3, c4: А=18
где
Sz  A m ,
Sz – сумма чисел зубьев для данной передачи.
А – наименьшее общее кратное для с1, с2, с3, c4.
m – простой множитель.
S z  A  m  18  3  54
S z  a1 54  1

 18
a1  b1 1  2
Z4 
S z  b1 54  2

 36
a1  b1 1  3
S z  a2
54  7

 21
a2  b2 7  11
Z6 
S z  b2 54  11

 33
a2  b2 7  11
S z  a3 54  4

 24
a3  b3 4  5
Z8 
S z  b3 54  5

 30
a3  b3 4  5
Z3 
Z5 
Z7 
5
S z  a4 54  1

 27
a4  b4 1  1
Z9 
Z10 
S z  b4 54  1

 27
a4  b4 1  1
3) i21 = z12/z13 = φ-4 = a5/b5= 2/5; c5 = a5 + b5 =2+5=7
i22 = z10/z11 = φ0 = a6/b6= 1;
c6 = a6 + b6 =1+1=2
НОК для c5, c6: А=14
S z  A  m  14  5  56
Z12 
S z  a5 56  2

 18
a5  b5 2  5
Z13 
S z  b5 56  5

 40
a5  b5 2  5
Z10 
S z  a6 56  1

 28
a6  b6 1  1
Z11 
S z  b6 56  1

 28
a6  b6 1  1
4) i31 = z16/z17 = φ-6 = a7/b7= 1/4;
c7 = a7 + b7 =1+4=5
i32 = z14/z15 = φ2 = a8/b8= 11/7; c8 = a8 + b8 =11+7=18
НОК для c7, c8: А=90
S z  A  m  90 1  90
S z  a7 90  1

 18
a7  b7 1  4
Z17 
S z  b7
90  4

 72
a7  b7 1  4
S z  a8 90  11

 55
a8  b8 11  7
Z15 
S z  b8
90  7

 35
a8  b8 11  7
Z16 
Z14 
Кинематическая схема привода главного движения.
N =4 кВт
n = 1410 об/ мин
6
Проверка кинематического расчета
Уравнения кинематического баланса для всех ступеней скорости:
d1 Z 3 Z12 Z16
об
 

 81,3
d 2 Z 4 Z13 Z17
мин
d Z Z Z
об
n2  nдв  1  5  12  16  101,5
d 2 Z 6 Z13 Z17
мин
d Z Z Z
об
n3  nдв  1  7  12  16  127,2
d 2 Z 8 Z13 Z17
мин
d Z Z Z
об
n4  nдв  1  9  12  16  162,5
d 2 Z10 Z13 Z17
мин
d Z Z Z
об
n5  nдв  1  3  10  16  203,3
d 2 Z 4 Z11 Z17
мин
d Z Z Z
об
n6  nдв  1  5  10  16  254,8
d 2 Z 6 Z11 Z17
мин
Z
d Z Z
об
n7  nдв  1  7  10  16  320,2
d 2 Z 8 Z121 Z17
мин
d Z Z Z
об
n8  nдв  1  9  10  16  406,5
d 2 Z10 Z11 Z17
мин
d Z Z Z
об
n9  nдв  1  3  12  14  508,2
d 2 Z 4 Z13 Z15
мин
d Z Z Z
об
n10  nдв  1  5  12  14  640,1
d 2 Z 6 Z13 Z15
мин
d Z Z Z
об
n11  nдв  1  7  12  14  815,1
d 2 Z 8 Z13 Z15
мин
d Z Z Z
об
n12  nдв  1  9  12  14  1020,6
d 2 Z10 Z13 Z15
мин
d Z Z Z
об
n13  nдв  1  3  10  14  1275,2
d 2 Z 4 Z11 Z15
мин
d Z Z Z
об
n14  nдв  1  5  10  14  1626,92
d 2 Z 6 Z11 Z15
мин
d Z Z Z
об
n15  nдв  1  7  10  14  2044,1
d 2 Z 8 Z11 Z15
мин
d Z Z Z
об
n16  nдв  1  9  10  14  2556,5
d 2 Z10 Z11 Z15
мин
n1  nдв 
Определим предельно допустимое отклонение скорости от стандартного значения:
nдоп  10  1%  101,26  1  2,6%
Для удобства сравнения, сведем полученные данные в таблицу
7
Стандартная частота вращения
Действительная
частота вращения
nСТ, об/мин
nШП , об/мин
80
100
125
160
200
250
315
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
81,3
101,5
127,2
162,5
203,3
254,8
320,2
406,5
508,2
640,1
815,1
1020,6
1275,2
1626,9
2044,1
2556,5
Относительное отклонение
n 
nСТ  n ШП
100%
n ШП
1,59
1,47
1,72
1,53
1,62
1,88
1,62
1,59
1,61
1,57
1,85
2,01
1,97
1,65
2,15
2,21
Допустимое относительное отклонение
nдоп,
%
±2,6
8
Динамический расчет привода.
Выбор расчетной кинематической цепи.
В качестве расчетной частоты вращения выбираем частоту вращения шпинделя,
соответствующую верхней ступени нижней трети ряда скоростей шпинделя. Так как
количество скоростей равно 16 то расчетной частоте соответствует n5=200 об/ мин
Расчетная цепь:
1410 
90 18 28 18
  
78 36 28 72
Расчет зубчатых колес на прочность.
Расчет зубьев на прочность производится по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям.
Для изготовления колес и блоков коробки применим материал – Сталь45 с характеристиками: []И=26 кг/мм2; []Н=100 кг/мм2;
Для стальных прямозубых цилиндрических колес величина модуля рассчитывается по формулам:
mизг  125  3
mкон 
yF  Ni  K
, мм;
Z  m  n   и
3590 (u  1)  N i  K
3
, мм
2
z
u   k  d  n
где
[σ]и; [σ]к – допускаемые напряжения на изгиб и контактную прочность, кг/мм2
(3, стр. 3, табл.4);
Ni = Ni-1· η – номинальная передаваемая мощность, кВт;
η – КПД передачи от двигателя до рассчитываемой шестерни;
n – расчетная частота вращения шестерни, 1/мин;
yF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям;
z – число зубьев шестерни (малого колеса);
u – передаточное число (u ≥ 1);
9
ψm, ψd – коэффициенты ширины зуба;
К – коэффициент нагрузки, учитывающий изменение нагрузки от действия различных факторов по сравнению с номинальной.
1) Блок Б1 (18/36)
N 1  4  0,99  0,99  3,92кВт
Z  18
n  1600 мин 1
YF  4,30
 m  10
 d  1,2
K  1,5
4,30  3,92 1,5
m
 125  3
 2,22 мм
изг
18 10 1600 18
mкон 
3590
(2  1)  3,92 1,5
3
 2,11мм
18
2  60 2 1,2 1600
Принимаем стандартный модуль m = 2,5мм.
2) Блок Б2 (28/28)
N1  4  0,99 2  0,98  0,99  3,8êÂò
Z  28
n  800 ìèí
YF  3,85
1
 m  10
 d  0,8
K  1,5
3,85  3,8 1,5
m
 125  3
 2,19 ìì
èçã
28 10  800 18
mêîí 
3590
(1  1)  3,8 1,5
3
 2,18 ìì
28
1  60 2  0,8  800
Принимаем стандартный модуль m = 2,5 мм.
10
3) Блок Б3 (18/72)
N1  4  0,99 3  0,98 2  0,99  3,77кВт
Z  18
n  200 мин 1
YF  4,30
m 8
 d  1,2
K  1,5
4,30  3,77 1,5
m
 125  3
 2,79 мм
изг
18  8  800 18
mкон 
3590 (4  1)  3,77 1,5
3
 2,49 мм
18
4  60 2 1,2  800
Принимаем стандартный модуль m = 3 мм.
11
Размеры зубчатых колес.
Колеса
18
36
21
33
24
30
28
28
28
18
40
55
35
18
72
Делительный
Диаметр
d
45
90
52,5
82,5
60
75
70
70
70
45
100
165
105
54
216
Диаметр
вершин
da
50
95
57,5
87,5
65
80
75
75
75
50
105
171
111
60
222
Диаметр
впадин
df
38,75
83,75
46,25
76,25
53,75
68,75
63,75
63,75
63,75
38,75
93,75
157,5
97,5
46,5
208,5
Ширина
венца
b
25
25
25
25
25
25
25
25
25
25
25
24
24
24
24
Межосевое
расстояние
А
67,5
70
135
12
Определение диаметров валов.
Первоначально диаметры валов рассчитывают без учета изгибающих моментов
из условия прочности на кручение:
d  160  3
d I  160  3
3,92
 21,6 мм
1600
d II  160  3
3,8
 26,9 мм =>
800
d III  160  3
3,77
 26,8 мм =>
800
d IV  160  3
3,58
 41,9 мм
200
N
n
=> dпI = 25 мм;
dпII = 30 мм;
dпIII = 30 мм;
=> dпIV = 45 мм.
13
Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и
крутящих моментов предшпиндельного вала.
Определение реакций опор.
Крутящий момент:
T
N III


N III  60 3,58 103  60

 170,9 Н  м
2   n
2    200
Силы в зацеплении:
А) Цилиндрическая передача
Ftц1 
2  10 3  T 2  10 3  170,9

 3418Н
d
100
Frц1  Ftц  tg  3418  tg 20  1244 Н
Б) Цилиндрическая передача
Ftц 2 
2  10 3  T 2  10 3  170,9

 2071,5Н
d
165
Frц 2  Ftц  tg  2071,5  tg 20  753,9 Н
Вертикальная плоскость
М
А
0
Frц1  0,22  Frц 2  0,365  Rbx  0,51  0
Frц1  0,22  Frц 2  0,365
 1076,2 Н
0,51
RBх 
М
В
0
Rах  0,51  Frц 2  0,145  Frц1  0,29  0
Rах 
Frц 2  0,145  Frц1  0,29
 921,7 Н
0,51
Проверка:
-RAx + Frц1 + Frц2 - RBx =-921,7+1244+753,9-1076,2=0
14
Горизонтальная плоскость
М
А
0
Ftц1  0,22  Rby  0,51  Ftц 2  0,365  0
RBy 
М
В
Ftц1  0,22  Ftц 2  0,365
0,51
 2957 Н
0
Rаy  0,51  Ftц1  0,29  Ftц 2  0,145  0
RAy 
Ftц1  0,29  Ftц 2  0,145
0,51
Проверка:
 2532,5Н
-RAy+Ftц1-RBy +Ftц2 =-2532,5+3418+2071,5-2958=0
Построение эпюр моментов
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х:
0  z1  0,22
M х1   RAx  z1  921,7  z1
M х1 0  0
M х1 0,22  921,7  0,22  202,8Н  м
M х 2  R Ax  0,22  z 2   Frц1  z 2  202,8  322,3  z 2
0  z2  0,145
M х 2 0  202,8Н  м
M х 2 0,145  202,8  322,3  0,145  156,1Н  м
M х3   RBx  z3  1076,2  z3
0  z1  0,145
M х 3 0  0 H  м
M х 3 0,145  1076,2  0,145  156,1Н  м
Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y:
M y1  R Ay  z1  2532,5  z1
0  z1  0,22
M у1 0  0
M у1 0,22  2532,5  0,22  557,15Н  м
M у 2  R Ay  0,22  z 2   Ftц1  z 2  557,15  885,5  z 2
0  z2  0,145
M у 2 0  557,15Н  м
M у 2 0,145  557,15  885,5  0,145  428,8Н  м
M у 3  RBy  z3  2957  z3
0  z1  0,145
M у 3 0  0 H  м
M у 3 0,145  2957  0,145  428,8Н  м
15
Строим эпюры крутящих моментов
М К  М Z  Ftц  0,108  2071,5  0,0825  170,9 Н  м .
Определяем суммарные радиальные реакции в опорах.
2
2
RA  RAx
 RAy
 921,7 2  2532,52  2695 H
2
2
RB  RBx
 RBy
 1076,22  2957 2  3146,7 H
Определяем суммарный изгибающий момент.
2
2
М D  M XB
 M YB
 202,82  557,152  593H
16
Расчет шпоночных соединений.
Призматические шпонки проверяют на смятие.
 см 
Ft
  см
Асм
Ft  окружная сила, которая действует на шпонку;
Асм – площадь смятия;
[σ]см – допускаемое напряжение смятия:
 см  110  130Н / мм 2
1. Шпонка 10845 (ГОСТ 23360-78)
d=35мм.
t1=6мм
t2=3мм
Ft 
2T 2  170,9  103

 7595,5H
dв
45
 p    b  70  16  54 мм
Aсм  (0,94  h  t1 )   p  (0,94  10  6)  54  189,6 мм 2
 см 
Ft
7595,5

 37,2 Н / мм 2   см
Асм
183,6
Условие прочности выполняется
2. Шпонка 108100 (ГОСТ 23360-78)
d=45мм.
t1=5,5мм
t2=3,8мм
Ft 
2T 2  170,9  10 3

 7595,6 H
dв
50
 p    b  56  14  42 мм
Aсм  (0,94  h  t1 )   p  (0,94  9  5,5)  42  124,32 мм 2
 см 
Ft
7595,6

 61,1Н / мм 2   см
Асм 124,32
Условие прочности выполняется
Условие прочности выполняется
1. Шпонка 14990 (ГОСТ 23360-78)
17
d=48мм.
t1=5,5мм
t2=3,8мм
Ft 
2T 2  170,9  103

 7595,6 H
dв
48
 p    b  56  14  42 мм
Aсм  (0,94  h  t1 )   p  (0,94  9  5,5)  42  124,32 мм 2
 см 
Ft
7595,6

 61,1Н / мм 2   см
Асм 124,32
Условие прочности выполняется
18
Расчет предшпиндельного вала на прочность.
Расчет вала на сопротивление усталости.
S  S S
S2  S2  S 
где [S] – допустимый запас прочности, [S] = 1,2…2,5
Опасным сечением является сечение В.
Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:
a  u 
W
a 
 d3
32
к
WK 
2

103  M 103  593

 140,9МПа
W
4207,1

  353
32
 4207,1мм 3
103  M К 103  170,9

 10,16МПа
2  WК
2  8414,2
 d3

  353
16
16
 m   a  10,16 МПа
 8414,2 мм 3
Вал выполнен из стали Ст45, твердость вала ≥ 240 НВ
Механические характеристики:
 B  780МПа
 T  540МПа
 Т  290МПа
 1  360МПа
 1  200МПа
 Т  0,09
(4, с.185)
Концентратором напряжения является шпонка.
Коэффициент влияния абсолютных размеров Кdτ = 0,81
Кdσ = 0,81
Эффективный коэффициент концентрации напряжений Кσ = 1,55
Кτ = 1,7
Коэффициенты влияния качества поверхности КFτ = 0,935
КFσ = 0,89
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1,7
Коэффициенты снижения предела выносливости:
19
K

1
1
 1,55

K D    
 1 KV  

 1 1,7  1,2
 0,81 0,89 
 K d K F

K

1
1
 1,7

KD    
 1 KV  

 1 1,7  1,28
 0,81 0,935 
 K d K F

Приделы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и
кручения:
 1D 
 1D 
 1

K D
 1
KD
360
 300МПа
1,2
200
 156,3МПа
1,28

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений:
 D 
T
KD
0,09
 0,07МПа
1,28

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
S 
 1D
300

 2,13
 a   D   m  140,9  0,07  0
S 
 1D
156,3

 14,37
 a   D   m  10,16  0,07  10,16
S
S  S
S  S
2
2

2,13  14,37
2,132  14,37 2
 2,85  2,5
Условие прочности выполняется
Расчет вала на статическую прочность.
ST 
T
2
2
 max
 3   max
 S T ,
где [S]T - допустимый запас прочности,
[S]T = 1,3…1,5
 max  K пер   a   m   2,5  140,9  0  352,25 Н
мм 2
 max  K пер   a   m   2,5  10,16  10,16  50,8 Н
мм 2
ST 
540
352,252  3  50,82
 2,1  1,5
Условие прочности выполняется
20
Расчет подшипников предшпиндельного вала
Проверка подшипников заключается в определении долговечности подшипников Lh при обеспечении требуемой грузоподъемности С, и сравнении её с требуемой долговечностью для обеспечения данного типа оборудования Lh треб. То есть,
работоспособные подшипники должны удовлетворять условию:
10 6  C r
Lh  a1  a 23 

60  n  RЕ
m

  Lhттре

Где m – показатель степени, m  3 - для шариковых радиальных подшипников
m  10
3
- для роликовых подшипников
a1 - коэффициент надежности, a1  1
(4, стр. 83)
a 23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его
эксплуатации, a23  0,75
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника тихоходного вала,
n  200об / мин
C r - базовая динамическая грузоподъемность подшипника
Lh - требуемая долговечность,
Lh  12000ч
RE  эквивалентная динамическая нагрузка.
RE   XVRr  YRa K K T
RE  VRr K  K T
при
при
Ra
e
VRr
Ra
e
VRr
21
Схема установки подшипников:
В
А
RA
RB
Рассчитаем опору А:
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Осевая нагрузка подшипника:
Ra  0
Радиальная нагрузка подшипника:
Статическая грузоподъемность:
Коэффициент безопасности:
Rr  2695H
Cor  10,0кH
K   1,15
Температурный коэффициент: KT  1
Коэффициент вращения:
V 1
Ra
0

0e
VRr 1  1633,4
e  0,19
Y 0
X 1
RE  VRr K KT  1  2695  1,15  1  3099,2 H
10 6  Cr
Lh  a1  a23 

60  n  RE
m

10 6
 19500 
  1  0,75 

  15,6  103  12  103
60

200
3099
,
2



3
Назначенный подшипник годен.
22
Рассчитаем опору В:
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Осевая нагрузка подшипника:
Ra  0
Радиальная нагрузка подшипника:
Статическая грузоподъемность:
Коэффициент безопасности:
Rr  3146,7 H
Cor  10,0кH
K   1,15
Температурный коэффициент: KT  1
Коэффициент вращения:
V 1
Ra
0

0e
VRr 1  1633,4
e  0,19
Y 0
X 1
RE  VRr K KT  1  3146,7  1,15  1  3618,7 H
10 6  Cr
Lh  a1  a23 

60  n  RE
m

10 6
 19500 
  1  0,75 

  13,5  103  12  103
60  200  3618,7 

3
Назначенный подшипник годен.
23
Описание системы смазки.
Для подшипников в шпиндельном узле используем циркуляционный способ
смазки. Смазка подается через специальные каналы в корпусе. На зубчатые колеса
смазка так же подается принудительно. Отвод осуществляется через специальные
отверстия в корпусе у нижней опоры шпинделя. Подшипники и зубчатые колеса в
коробке скоростей смазываются разбрызгиванием и масляным туманом. Вязкость
смазки 12-23 сст при 50С. Данной вязкостью обладает масло И-20А.
24