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
=
η
2
м
*
η
2
цил
*
η
4
подш
=0,9852
*0,994
*0,972
=0,88,
где
η
м
=0,985 – КПД муфты
η
цил
=0,97 – КПД цилиндров
η
подш
=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
N
вал
=
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
 ;
 ;
 ;
 ;
 ;
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 |
1,078 |
1395 |
7,406 |
| 2 |
1,046 |
257,074 |
38,858 |
| 3 |
1,014 |
59,785 |
161,975 |
| 4 |
0,948 |
15,942 |
589,462 |
| 5 |
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:
|
|
|
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:
 .
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:
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:
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:  .
5.3
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:
 .
 ,  ;
 ,  ;
 ;
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:
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:  .
6. Определение диаметров участков валов
6.1. Для быстроходного вала 1
 Принимаем: 
По d
выбираем t
=1,5
и r
=1,5
 Принимаем: 
 Принимаем: 
6.2. Для промежуточного вала 2
 Принимаем: 
По d
к
выбираем f
=1
и r
=2
 Принимаем: 
 Принимаем: 
 Принимаем: 
6.3 Для промежуточного вала 3
 Принимаем: 
По d
к
выбираем f
=1,2
и r
=2,5
 Принимаем: 
 Принимаем: 
 Принимаем: 
6.4 Для тихоходного вала 4
 Принимаем: 
По d
выбираем t
=3,5
и r
=2,5
 Принимаем: 
 Принимаем: 
 Принимаем: 
 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
Z
2
=
U
∙
Z
1
=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
 .
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 валаI 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 валаII 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 валаIII 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 валаIV редуктора выбираем 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:  .
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  .
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 валаII:
 ,
где 
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем 
Выбираем шпонку 12х8х22.
Для промежуточного валаIII:
,
где
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем 
Выбираем шпонку 14х9х36.
Для тихоходного валаIV:
,
где
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем 
Выбираем две шпонки 14х9х70.
Для приводного валаV:
,
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
1. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2007.
3. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций.
М.: «Машиностроение», 1970.
4. Д.Н. Решетов – Детали машин. М.: «Машиностроение», 1989.
|
