Реферат: Привод пластинчатого конвейера

1. Кинематическая схема привода пластинчатого конвейера

1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – цепная передача; 5 – тяговые звездочки; I – вал быстроходный; II, III – валы промежуточные; IV – вал быстроходный; V – вал приводной

2. Выбор электродвигателя

2.1 Мощность привода

/>=/>*/>/103=3200*0,8/103=2,56 кВт

где />, кВт – потребляемая мощность привода (выходная мощность);

/>=3,2 кН – окружная сила (на 2-х звездочках);

/>=0,8 м/с – скорость настила.

2.2 Общий коэффициент полезного действия привода

/>=η2м*η2цил*η4подш=0,9852*0,994*0,972=0,88,

где

ηм=0,985 – КПД муфты

ηцил=0,97 – КПД цилиндров

ηподш=0,99 – КПД опоры вала

2.3 Мощность электродвигателя (требуемая)

/>кВт

где, /> кВт – требуемая мощность электродвигателя;

/>=2,56 кВт – потребляемая мощность привода;

/>=0,88 – общий коэффициент полезного действия привода;

P’эл.дв =2,56/0,88=2,9 кВт

2.4 Частота вращения приводного вала

Nвал=V*6*104/π*Дб =0,8*6*104/3,14*355=43/>

где />, /> – частота вращения приводного вала;

/>=0,8 м/с – скорость настила;

Дб =355 мм – диаметр барабана.

2.5 Частота вращения вала электродвигателя

/>/>

где />, /> – предварительное значение частоты вращения вала электродвигателя;

/>=7,085 /> – частота вращения приводного вала;

/>=94,09 – рекомендуемое значение передаточного числа редуктора;

/>=2,25 – рекомендуемое значение передаточного числа цепной передачи;

2.6 Выбор электродвигателя по каталогу

Принимаем электродвигатель АИР 80А4 с характеристиками: номинальная мощность Р=1,1 кВт, частота вращения вала n=1395 />, диаметр вала dэ=22 мм, длина выходного конца вала l1 =60 мм.

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

3.1 Общее передаточное число привода

где />=1395 /> – частота вращения вала электродвигателя;

/>=7,085 /> – частота вращения приводного вала.

3.2 Разбивка общего передаточного числа по ступеням

/>,

где /> – передаточное число редуктора;

/> – передаточное число цепной передачи;

Передаточное число цепной передачи: />

Передаточное число редуктора: />

Передаточное число тихоходной ступени: />

Передаточное число промежуточной ступени:/>

Передаточное число быстроходной ступени: />

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

4.1 Мощности на валах

/>/>;

/>;

/>/>;

/>.

где /> – мощности на валах редуктора;

/> – коэффициенты полезного действия.

4.2 Частоты вращения валов

/>;

/>/>;

--PAGE_BREAK--

/>/>;

где /> – частоты вращения валов;

/> – передаточные числа.

4.3 Крутящие моменты на валах привода

/>;

где /> – крутящие моменты на валах.

Результаты расчетов сведем в таблицу

Вал

Мощность />

Частота вращения />

Крутящий момент />

1,078

1395

7,406

1,046

257,074

38,858

1,014

59,785

161,975

0,948

15,942

589,462

0,925

7,085

1246,824

5. Расчет ступеней редуктора

5.1 Быстроходная ступень

5.1.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо:

Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

/>, />,

/>.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

/>, />.

Частота вращения вала колеса: />.

Ресурс передачи: />.

Передаточное число: />.

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному

пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:

4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при

действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

продолжение
--PAGE_BREAK--

Так как разница /> и />, то расчетное

допускаемое напряжение:

/>МПа

или /> МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5.1.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

/>.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

/>.

/>, />;

/>;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

/>;

/>.

Коэффициенты нагрузки:

5.1.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: />Н/м.

Частота вращения вала шестерни: />.

Передаточное число ступени: />.

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

/>.

Принимаем />=90 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

/>.

3) Рабочая ширина шестерни:

/>.

4) Модуль передачи:

/>;

/>.

Принимаем />.

5) Минимальный угол наклона зубьев:

/>;

/>.

6) Суммарное число зубьев:

/>.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

/>/>/>.

8) Число зубьев шестерни:

/>;

/>.

9) Число зубьев колеса:

/>.

10) Фактическое передаточное число:

/>.

Ошибка передаточного числа:

/>.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

/>, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

/>.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

/>.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

/>.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

/>.

продолжение
--PAGE_BREAK--

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

/>.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

/>;

/>.

12) Диаметры делительных окружностей:

/>;

/>.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Наружный диаметр заготовки шестерни />.

Толщина сечения обода колеса

/>.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила: />.

Радиальная сила: />.

Осевая сила: />.

5.2 Промежуточная ступень

5.2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо:

Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

/>, />,

/>.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

/>, />.

Частота вращения вала колеса: />.

Ресурс передачи: />.

Передаточное число: />.

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:

4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница /> и />, то расчетное

допускаемое напряжение:

/>МПа

или /> МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

продолжение
--PAGE_BREAK--

5.2.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

/>.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

/>.

/>, />;

/>;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

/>;

/>.

Коэффициенты нагрузки:

5.2.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: />Н/м.

Частота вращения вала шестерни: />.

Передаточное число ступени: />.

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

/>.

Принимаем />=125 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

/>.

3) Рабочая ширина шестерни:

/>.

4) Модуль передачи:

/>;

/>.

Принимаем />.

5) Минимальный угол наклона зубьев:

/>;

/>.

6) Суммарное число зубьев:

/>.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

/>/>/>.

8) Число зубьев шестерни:

/>;

/>.

9) Число зубьев колеса:

/>.

10) Фактическое передаточное число:

/>.

Ошибка передаточного числа:

/>.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

/>, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

/>.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

/>.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

/>.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

/>.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

/>.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

/>;

/>.

12) Диаметры делительных окружностей:

/>;

/>.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

продолжение
--PAGE_BREAK--

Наружный диаметр заготовки шестерни />.

Толщина сечения обода колеса

/>.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила: />.

Радиальная сила: />.

Осевая сила: />.

5.3 Тихоходная ступень

5.3.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо:

Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

/>, />,

/>.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

/>, />.

Частота вращения вала колеса: />.

Ресурс передачи: />.

Передаточное число: />.

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

2) Числа циклов /> перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:

4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость />

б) изгибную выносливость />

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница /> и />, то расчетное допускаемое напряжение:

/>МПа

или /> МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. /> МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5.3.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

/>.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

/>.

/>, />;

продолжение
--PAGE_BREAK--

/>;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

/>;

/>.

Коэффициенты нагрузки:

5.3.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: />Н/м.

Частота вращения вала шестерни: />.

Передаточное число ступени: />.

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

/>.

Принимаем />=160 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

/>.

3) Рабочая ширина шестерни:

/>.

4) Модуль передачи:

/>;

/>.

Принимаем />.

5) Минимальный угол наклона зубьев:

/>;

/>.

6) Суммарное число зубьев:

/>.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

/>/>/>.

8) Число зубьев шестерни:

/>;

/>.

9) Число зубьев колеса:

/>.

10) Фактическое передаточное число:

/>.

Ошибка передаточного числа:

/>.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

/>, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

/>.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

/>.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

/>.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

/>.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

/>.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

/>;

/>.

12) Диаметры делительных окружностей:

/>;

/>.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

Наружный диаметр заготовки шестерни />.

Толщина сечения обода колеса

/>.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила: />.

Радиальная сила: />.

Осевая сила: />.

6. Определение диаметров участков валов

продолжение
--PAGE_BREAK--

6.1. Для быстроходного вала 1

/>Принимаем: />

По d выбираем t=1,5 и r=1,5

/>Принимаем: />

6.2. Для промежуточного вала 2

/>Принимаем: />

По dквыбираем f=1 и r=2

/>Принимаем: />

6.3 Для промежуточного вала 3

/>Принимаем: />

По dквыбираем f=1,2 и r=2,5

/>Принимаем: />

6.4 Для тихоходного вала 4

/>Принимаем: />

По dвыбираем t=3,5 и r=2,5

/>Принимаем: />

7. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Т4=589,5 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n4=15,94 мин-1 – частота вращения ведущей звездочки;

U=2,25 – передаточное число цепной передачи.

7.1 Выбор цепи

Назначим двухрядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительное значение шага цепи:

По стандарту выбираем цепь:

2ПР – 25,4–11340; значение А=256 мм2

7.2 Назначение основных параметров

а) Рекомендуемое число зубьев звездочки:

Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа: />

б) Межосевое расстояние:

примем, что а = 30∙Р = 30∙25,4 = 762 мм.

в) Наклон передачи примем меньше 60°.

г) Смазывание цепи нерегулярное.

7.3 Определение давления в шарнире

Найдем значение коэффициента КЭ, учитывающего условия эксплуатации цепи

КЭ = Кд∙ КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1∙1∙1∙1∙1,5∙1,45=2,175

Где:

Кд =1 – нагрузка без толчков и ударов;

КА=1 – оптимальное межосевое расстояние;

КН=1 – наклон передачи менее 60°;

Крег=1 – передача с нерегулируемым натяжением цепи;

Ксм=1,5 – смазывание цепи нерегулярное;

Креж =1 – работа в три смены.

Окружная сила, передаваемая цепью:

/>.

Давление в шарнире двухрядной цепи (mp=1,7):

/>.

[σ]=40 MПа – допускаемое давление в шарнире

7.4 Число зубьев ведомой звездочки

Z2 =U∙Z1 =2,25∙23=51.

7.5 Уточнение передаточного числа

7.6 Частота вращения ведомой звездочки

/>.

7.7 Делительный диаметр ведущей звездочки

/>.

7.8 Делительный диаметр ведомой звездочки

/>.

7.9 Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

/>.

продолжение
--PAGE_BREAK--

7.10 Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

/>.

7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

/>.

Принимаем />.

7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

/>.

Принимаем />.

7.13 Потребное число звеньев цепи

Принимаем />.

7.14 Уточненное межосевое расстояние

7.15 Окончательное значение межосевого расстояния

/>;

/>.

7.16 Нагрузка на валы звездочек

/>.

8. Выбор и расчет предохранительного устройства

В качестве предохранительного устройства выберем предохранительную муфту с разрушающимся элементом, так как конвейер подвергается случайным и редким перегрузкам. Муфту расположим на приводном валу.

Для определения величины расчетного момента для предохранительной муфты воспользуемся формулой:

/>;

Примем />

Тогда />

По таблице определяем стандартное значение усилия среза />.

Этому значению соответствует штифт диаметром />.

Предусмотрим в конструкции муфты два штифта, расположенных симметрично.

Определим диаметр, на котором будут расположены штифты:

Отсюда />.

9. Выбор подшипников

Для быстроходного вала I редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №305 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

/>– диаметр внутреннего кольца;

/>– диаметр наружного кольца;

/>– ширина подшипника;

/>– динамическая грузоподъёмность;

/>– статическая грузоподъёмность;

/> – предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: />– радиальная сила;

/>– осевая сила;

Частота вращения:/>.

Требуемый ресурс работы: />.

Для промежуточного вала II редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №306 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

/>– диаметр внутреннего кольца;

/>– диаметр наружного кольца;

/>– ширина подшипника;

/>– динамическая грузоподъёмность;

/>– статическая грузоподъёмность;

/> – предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: />– радиальная сила;

/>– осевая сила;

Частота вращения:/>.

Требуемый ресурс работы: />.

Для промежуточного вала III редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №308 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

/>– диаметр внутреннего кольца;

/>– диаметр наружного кольца;

/>– ширина подшипника;

/>– динамическая грузоподъёмность;

/>– статическая грузоподъёмность;

/> – предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: />– радиальная сила;

/>– осевая сила;

Частота вращения:/>.

Требуемый ресурс работы: />.

Для тихоходного вала IV редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

продолжение
--PAGE_BREAK--

/>– диаметр внутреннего кольца;

/>– диаметр наружного кольца;

/>– ширина подшипника;

/>– динамическая грузоподъёмность;

/>– статическая грузоподъёмность;

/> – предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: />– радиальная сила;

/>– осевая сила;

Частота вращения:/>.

Требуемый ресурс работы: />.

Для приводного вала V редуктора выбираем радиальные двухрядные сферические шарикоподшипники /> ГОСТ 5720–75.

Для них имеем:

/> – диаметр внутреннего кольца подшипника;

/> – диаметр наружного кольца подшипника;

/> – ширина подшипника;

/> – динамическая грузоподъёмность;

/> – статическая грузоподъёмность;

/> – коэффициент осевого нагружения;

/> – предельная частота вращения при пластичном смазочном материале.

Частота вращения:/>.

Требуемый ресурс работы: />.

10. Проверка подшипников наиболее нагруженного вала редуктора по динамической грузоподъемности

Рассчитываем подшипники тихоходного вала. Имеем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

/>– диаметр внутреннего кольца;

/>– диаметр наружного кольца;

/>– ширина подшипника;

/>– динамическая грузоподъёмность;

/>– статическая грузоподъёмность;

/> – предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: />– радиальная сила;

/>– осевая сила;

Частота вращения:/>.

Требуемый ресурс работы: />.

Найдём:

/>– коэффициент безопасности

/>– температурный коэффициент

/>– коэффициент вращения

Определяем эквивалентную нагрузку:

Определим />.

Находим />.

Определим />

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0,56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,99.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Определим ресурс принятого подшипника:

или

/>, что удовлетворяет требованиям.

11. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала редуктора

11.1 Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок

Проводим расчет тихоходного вала.

/>/>/>Действующие силы и моменты от колеса:

/> – окружная сила;

/> – осевая сила;

/> – радиальная сила;

/> – крутящий момент.

От звездочки:

/> – горизонтальная составляющая,

/> – вертикальная составляющая.

Расчетная схема по чертежу тихоходного вала

/>.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1./>: />, отсюда находим

/>, что />.

2. />, />, />. Получаем, что />.

продолжение
--PAGE_BREAK--

Выполним проверку: />, />,

/>, />. Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. />, />,

/>, получаем, что />.

4. />, />,

/>, отсюда />.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: />, />, />,

/> – верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения:

/>,

/>.

11.2 Проверка вала на усталостную выносливость

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса сопротивления усталости />, значение которого можно принять />. При этом должно выполняться условие: />, где

/>и /> – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Найдём результирующий изгибающий момент:

/>.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): /> – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

/>и /> – пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.

Здесь: />

Определим запас сопротивления усталости по изгибу:

Определим запас сопротивления усталости по кручению:

Найдём расчётное значение коэффициента запаса сопротивления усталости:

/> – условие выполняется.

11.3 Проверка вала на статические перегрузки

Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок.

Определим эквивалентное напряжение

/>,

где />;

/>;

/>.

Тогда />.

11.4 Расчет вала на жесткость

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба.

В связи с этим определим прогиб вала под колесом, используя готовую расчетную схему и формулу:

/>,

где />;

/>;

Тогда />.

12. Выбор и расчет шпоночных соединений

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23360–78.

Для промежуточного вала II:

/>,

где />

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем />

Выбираем шпонку 12х8х22.

Для промежуточного вала III:

продолжение
--PAGE_BREAK--

/>,

где />

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем />

Выбираем шпонку 14х9х36.

Для тихоходного вала IV:

/>,

где />

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем />

Выбираем две шпонки 14х9х70.

Для приводного вала V:

/>,

где />

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем />

Выбираем шпонку 14х9х125 и две шпонки 14х9х63.

13. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.

Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799–88.

И – индустриальное,

Г – для гидравлических систем,

А – масло без присадок,

68 – класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываются тем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.

Объем масла V=5 литров.

Список литературы

М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2007.

Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций.

М.: «Машиностроение», 1970.