Проектирование силового механического привода транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

В данном проекте разработан силовой механический привод транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи, муфты и редуктора, установленного на раме.

Основным узлом привода является двухступенчатый цилиндрический редуктор (схема № 061), в корпусе которого на валах расположены две зубчатые передачи, быстроходная и тихоходная. Валы установлены на подшипниках качения, подшипники качения закрыты прижимными крышками, которые закреплены болтами.

С помощью клиноременной передачи с вала электродвигателя на входной вал редуктора, а далее с помощью механической зубчатой передачи промежуточного на выходной вал и на транспортер, передается крутящий момент. При этом происходит уменьшение частоты вращения и увеличение крутящего момента.

В проекте был проведен энергокинематический расчет привода, проектировочный расчет зубчатых передач, проектировочный расчет валов, проверочный расчет подшипников качения, выбор и проверочный расчет шпоночных соединений, а также выбор системы смазки и смазочных материалов для зубчатых передач и подшипников качения.

1. Энерго-кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1. Определение КПД привода и выбор электродвигателя

По данным технического задания определим мощность на выходном валу III, Н·м;

, (1.1)

где - крутящий момент на валу III, H·м; - угловая скорость вала III, рад/c.

Угловую скорость найдем по формуле

, (1.2)

где частота вращения вала III, об/мин.

Тогда, по формуле (1.1), мощность на валу III равна

Вт

Определим КПД привода по формуле [1, с. 4]

, (1.3)

где - КПД временной передачи; - КПД подшипников качения входного вала; - КПД быстроходной зубчатой передачи; - КПД подшипников качения промежуточного вала; - КПД тихоходной зубчатой передачи; - КПД подшипников качения выходного вала; - КПД муфты;

Выберем значения КПД механических передач [1, с. 5]

= 0,96 0,990,98 0,990,98 0,99 0,98=0,877

Таким образом, мощность электродвигателя

= = 9180 Вт (1.4)

Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока [2, с. 5] учитывая синхронную частоту вращения вала электродвигателя = 1500 об/мин (из тех. задания)

Таблица 1.1 Технические характеристики электродвигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность , кВт	Синхронная чистота вращения , об/мин	Асинхронная частота вращения , об/мин
4А132М4	11,0	1500	1460

1.2 Определение общего придаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Определим общее придаточное отношение привода по формула

= =20,6 (1.5)

где - асинхронная частота вращения двигателя, об/мин; - частота вращения выходного вала редуктора вала об/мин.

Передаточное число привода найдем по формуле

, (1.6)

где передаточное число ременной передачи; - передаточное число редуктора.

Предварительно выбираем = 15. Тогда

== 1,39

Теперь из стандартного ряда [1, с. 36] выберем передаточное число ременной передачи = 1,4.

Тогда будет равно

= = 14,7

Передаточное число редуктора выражается формулой

= , (1.7)

где - передаточное число быстроходной передачи; - передаточное число тихоходной передачи.

Найдем передаточное число быстроходной передачи

= 1,1= 4,22 (1.8)

Рассчитаем передаточное число тихоходной передачи

= = 3,48 (1.9)

1.3 Определение частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах

Определим мощность на быстроходном валу

= =8810 Вт (1.10)

Определим мощность на промежуточном валу

88100,99 0,98 = 8550 Вт (1.11)

Найдем частоту вращения быстроходного вала по формуле

1040 (1.12)

Найдем частоту промежуточного вала

 247 (1.13)

Крутящий момент на быстроходном валу определяется по формуле

, (1.14)

где - угловая скорость входного вала, рад/с.

Угловая скорость входного вала определяется по формуле

= 108 рад/с (1.15)

Подставляя численные значения в выражение (1.14), получаем

81,6 Нм

Крутящий момент на промежуточном валу определяется по формуле

, (1.16)

где - угловая скорость промежуточного вала, рад/с.

Угловую скорость промежуточного вала определим по формуле

 25,8 рад/с (1.17)

Рассчитаем по формуле (1.16)

331 Н

Запишем формулу для определения крутящего момента на валу электродвигателя

, (1.18)

где - угловая скорость вала электродвигателя, рад/с.

Угловую скорость вала электродвигателя определим по формуле

= 153 рад/с (1.19)

Подставляя численный значения в выражение (1.18)

60 Н м

2. Проектирование механических передач

2.1 Методики расчета зубчатых и ременных передач

Проектировочный расчет закрытых зубчатых передач выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Условие прочности

, (2.1)

где - фактическое контактное напряжение, Н/; - допускаемое контактное напряжение, Н/.

Критерий расчета клиноременной передачи - тяговая способность.

Расчет зубчатых и клиноременной передачи выполняется с помощью специальной программы “Madeshar”. Исходные параметры для данного расчета выбираем из результатов энерго-кинематического расчета и технического задания, эти параметры занесены в табл. 2.1 и табл. 2.2.

Межосевое расстояние тихоходной передачи, необходимое для дальнейшего проектировочного расчета тихоходной передачи с помощью программы “Madeshar”, найдем по формуле

привод вал электродвигатель подшипник

, (2.2)

где - диаметр вершин колеса быстроходной передачи, мм; - диаметр выходного вала, мм; - зазор между колесом быстроходной передачи и выходным валом, мм.

Назначаем = 20 мм.

Диаметр выходного выходного вала определим по формуле [1, с. 161]

, (2.3)

где - крутящий момент на валу III, Нм; - допускаемое напряжение при кручении Н/.

принимаем равным = 30 Н/[1, с. 161].

=55,0 мм

Диаметр вершин колеса быстроходной передачи получаем из результатов проектировочного расчета быстроходной передачи.

2.2 Результаты проектировочного расчета по программе “Madeshar”

Проектный расчет быстроходной цилиндрической передачи

Частота вращения б.ход.вала 1040.0 об./мин. ресурс передачи 9300 ч

Вращающий момент на б.ход.валу 40.8 н*м передача нереверсивная

Режим нагружения типовая циклограмма нагружения n10 коэфф.перегр.2.00

Шестерня: прокат сталь 40Х ТО улучшение твердость 250 hb

Колесо: прокат сталь 40Х ТО улучшение твердость 230 hb

Схема передачи 3 степень точности 7

МОДУЛЬ 1.500 ММ МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 158.000 мм

Число зубьев: шестерни 33 колеса 139 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.21

Угол наклона зубьев [град.мин.сек.] 35 16 06

Коэффициент смещения: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

Ширина зубчатого венца [мм]: шестерни 27.0 колеса 24.0

Относит. ширина зубчатого венца: в долях d1 0.396 в долях aw 0.152

Коэффициент перекрытия: торцового 1.31 осевого 2.94 суммарный 4.25

Cилы в зацеплении [Н]: окружная 1346 радиальная 600 осевая 952

Диаметр шестерни [мм]: делительный 60.628 вершин 63.63 впадин 56.88

Диаметр колеса [мм]: делительный 255.372 вершин 258.37 впадин 251.62

Условный объем колес 938 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 3.30 м/с

Подставим численные значения в формулу (2.2)

= 176,685 мм

Проектный расчет тихоходной цилиндрической передачи

Частота вращения б.ход.вала 247.0 об./мин. ресурс передачи 9300 ч

Вращающий момент на б.ход.валу 331.0 н*м передача нереверсивная

Режим нагружения типовая циклограмма нагружения n10 коэфф.перегр.2.00

Шестерня: прокат сталь 40Х ТО улучшение твердость 300 hb

Колесо: прокат сталь 40х то улучшение твердость 280 hb

Схема передачи 7 степень точности 7

Модуль 3. зубчатого венца: в долях d1 1.244 в долях aw 0.548000 мм межосевое расстояние 177.000 мм

Число зубьев: шестерни 26 колеса 92 передаточное число 3.54

Угол наклона зубьев [град.мин.сек.] 00 00 00

Коэффициент смещения: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

Ширина зубчатого венца [мм]: шестерни 103.0 колеса 97.0

Относит. ширина зубчатого венца: в долях d1 1.148 в долях aw 0.517

Коэффициент перекрытия: торцового 1.73 осевого 0.00 суммарный 1.73

Cилы в зацеплении [н]: окружная 8487 радиальная 3089 осевая 0

Диаметр шестерни [мм]: делительный 78.000 вершин 84.00 впадин 70.50

Диаметр колеса [мм]: делительный 276.000 вершин 282.00 впадин 268.50

Условный объем колес 4555 куб.см окружная скорость 1.01 м/с

Проектный расчет клиноременной передачи

Частота вращения б.ход.вала 1460.0 об./мин. ресурс передачи 9300 ч

Вращающий момент на б.ход.валу 60.0 н*м передача нереверсивная

Режим нагружения типовая циклограмма нагружения n10 коэфф.перегр.2.00

Типоразмер сечения ремней а расчетная длина 1120 мм

Количество ремней в комплекте (или ребер поликлинового ремня) 5

Регулировка натяжения ремней периодическая

Ресурс комплекта ремней 1000 ч масса комплекта ремней 0.57 кг

Количество комплектов ремней на весь срок службы передачи 10

Передаточное отношение 1.42 межосевое расстояние 256 (+ 14/- 5 ) мм

Расчетные диаметры шкивов [мм]: меньшего 160 большего 224

Ширина шкивов 80 мм условный объем шкивов 4761 куб.см

Сила, действующая на валы [Н]: в покое 1544 при работе передачи 1441

Сила предварительного натяжения комплекта ремней 778 Н

Полезные напряжения в ремне [МПа]: расчетные 2.06 допускаемые 2.08

2.3 Анализ расчета передач

Анализируем полученные результаты расчета быстроходной и тихоходной передач по следующим критериям:

1) Условие смазываемости

Для обеспечения возможности картерной смазки должно выполнятся условие

30 мм (2.4)

В данном случае

= = 20,6 мм

Условие 30 мм выполняется.

2) Условие оптимального соотношения зубчатых колес

(2.5)

где - коэффициент относительной ширины венца.

В данном случае = 1,200. Условие выполняется.

Таким образом, возможно дальнейшее проектирование редуктора по полученным в результате расчета параметрам.

Анализ результатов расчета клиноременной передачи проводится по числу ремней z 8 и по максимальному диаметру большего шкива мм.

В данном случае z= 5, = 224 мм. Принимаем результаты расчета клиноременной передачи для дальнейшего проектирования.

3. Проектировочный расчет валов

3.1 Предварительный выбор диаметров валов

Задачей раздела является предварительный выбор диаметров валов редуктора.

Критерий расчета - статическое кручение.

По формуле (2.3) определяем диаметры валов

где i = 1,2,3; = 12 Н/, = 17 Н/, = 30 Н/ [1, с.162].

Определим диаметр быстроходного выла

= 32,4 мм

Определим диаметр промежуточного выла

= 46,0 мм

Выбираем диаметры валов из стандартного ряда [1, с.162] = 32 мм, = 45 мм, = 55 мм.

Определим предварительные диаметры валов по подшипниками

+10 = 32+10 = 42 мм

Выбираем кратное 5. = 45 мм

Выбираем = 45 мм.

Выбираем = 65 мм.

Выбираем значения диаметров под подшипниками из стандартного ряда [1, с.162] исходя из условий 65 мм и кратен пяти.

Таким образом, = 45 мм, = 45 мм, = 65 мм.

3.2 Выбор подшипников качения

Задач раздела - выбор подшипников качения.

Критерия выбора:

- диаметр вала, на который устанавливается подшипник;

- направления воспринимаемых нагрузок;

- стоимость подшипника и его монтажа.

Согласно конструкции редуктора, заданной в техническом задании, и проведенным расчетам, выбираем для быстроходного вала радиальный однорядный шарикоподшипник по ГОСТ 8338-75 №209. Это обусловлено следующими факторами:

- диаметр вала под подшипник = 45 мм ;

- так как на быстроходном валу установлены две косозубых шестерни, нагрузка уравновешенна, а значит, отсутствуют осевые нагрузки;

Для промежуточного плавающего вала выбираем радиальный однорядный роликоподшипник с цилиндрическими роликами по ГОСТ 8328-75 №2309.

Это обусловлено следующими факторами:

- диаметр вала под подшипником = 45 мм;

- на плавающем валу установлены два косозубых колеса, и 1 прямозубая шестерня нагрузка уравновешенна, а значит, отсутствуют осевые нагрузки;

- выбор серии обуславливается тем, что скорость вращения промежуточного вала достаточно низкая.

Для тихоходного вала выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник ГОСТ 8338-75 №213. Это обусловлено следующими факторам:

- диаметр вала под подшипник = 65 мм;

- на валу установлено прямозубое колесо, нагрузка уравновешенна, а значит, отсутствуют осевые нагрузки;

- выбор серии обуславливается тем, что скорость вращения тихоходного вала достаточно низкая.

Таким образом для быстроходного вала диаметром = 45 мм выбрали радиальный однорядный шарикоподшипник по ГОСТ 8338-75 №209, для промежуточного вала = 45 мм выбрали радиальный однорядный роликоподшипник с цилиндрическими роликами по ГОСТ 8328-75 №2309, для тихоходного вала диаметром = 65 мм выбрали радиальный однорядный шарикоподшипник по ГОСТ 8338-75 № 213.

4. Проверочный расчёт подшипников качения

4.1 Расчёт радиальных нагрузок на подшипники качения

Задача раздела: определить радиальные силы, действующие на подшипники качения.

Для определения сил, действующих на подшипники, составим общую силовую схему редуктора (рис. 4.1).

Из расчетов механических передач (п. 2.2) следует, что силы, действующие в быстроходной передаче равны: = == = 1360 H; =952 Н; = 600 Н; силы действующие в тихоходной передаче: ==8487 H; =3089 Н; силы, действующие в клиноременной передаче:

Для определения реакций в подшипниках на первом валу составим упрощённую силовую схему первого вала.

Из компоновки редуктора определяем , , , - геометрические размеры вала. , , , = 52 мм.

Реакции в опорах вычисляются по формулам

Для определения составим уравнение моментов относительно точки II в плоскости УОZ.

(4.3)

Полученные значения не превышают погрешности в 5%, т.е. реакции найдены, верно.

Найдём реакции в подшипниках по формулам (4.1) и (4.2)

Для определения реакций в подшипниках на втором валу составим упрощённую силовую схему второго вала.

Из компоновки редуктора определяем , , , - геометрические размеры вала. , , , = 60 мм.

Реакции в опорах вычисляются по формулам

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки IV в плоскости УОZ

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки IV в плоскости ХОZ

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки III в плоскости УОZ

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки III в плоскости ХОZ

=

Проверим полученные значения, составив уравнения суммы сил в плоскостях УOZ и XOZ

Полученные значения не превышают погрешности в 5%, т.е. реакции найдены верно.

Найдём реакции в подшипниках по формулам (4.9) и (4.10)



Для определения реакций в подшипниках на третьем валу составим упрощённую силовую схему третьего вала.

Из компоновки редуктора определяем , , - геометрические размеры вала. , ,

Реакции в опорах вычисляются по формулам

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки VI в плоскости УОZ

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки VI в плоскости ХОZ

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки V в плоскости УОZ

Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точки V в плоскости ХОZ

Проверим полученные значения, составив уравнения суммы сил в плоскостях УОZ и XОZ

Полученные значения не превышают погрешности в 5%, т.е. реакции найдены верно.

Найдём реакции в подшипниках по формулам (4.17) и (4.18)

Окончательные результаты расчетов радиальных нагрузок на подшипники

4.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности

Задача раздела: определить расчётный ресурс выбранных подшипников качения.

Вероятный вид разрушения: усталостное выкрашивание.

Критерий расчета: контактная выносливость.

Ресурс подшипников определяется по формуле [3, c.7]

где - ресурс, ч; - динамическая грузоподъемность, Н; - эквивалентная нагрузка, Н; - - частота вращения вала, об/мин; - показатель кривой выносливости.

Исходные данные, необходимые для расчета подшипников в программе «Madeshar», сведем в табл. 4.1

Таблица 4.1 Исходные данные для проверочного расчета подшипников качения.

№ вала	n, об/мин	№ подшипника	Радиальные нагрузки, Н	Осевая нагрузка, Н
1	1040	209		952
2	247	2309		952
3	70	213		0

Некоторые дополнительные данные:

- коэффициент вращения кольца вокруг подшипника, , так как вращается внутреннее кольцо подшипника [3, c.7];

- коэффициент безопасности, так как подшипник используется в редукторе 7-ой степени точности, принимаем [3, c.9];

- коэффициент, учитывающий влияние температуры, так как подшипник используется в цилиндрическом редукторе, он не нагревается выше 70° С, поэтому принимаем ;

-вариант нагружения - 10;

-исполнение подшипников - основное;

-ресурс часов.

4.3 Результаты расчета подшипников качения. Расчет в программе “Madeshar”

Проверочный расчет подшипников исходного вала

Требуемый ресурс 9300 ч коэффициент безопасности 1.30

Режим нагружения типовая циклограмма нагружения N10 коэфф.перегр.2.00 опоры вала: плавающие

относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника

Частота вращения вала 1040.0 об./мин. внешняя осевая сила 0 н

Опора 1 2

Подшипник 209 209

Радиальная реакция, Н 2850 1370

Максимальная осевая реакция, Н 0 0

Статическая грузоподъемность, Н 18600 18600

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 5700 2740

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 9220 83000

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.899 0.996

Первый подшипник обеспечивает требуемый ресурс, и, будучи подшипником легкой серии, не нуждается в замене.

Проверочный расчет подшипников промежутного вала вариант № 1

Требуемый ресурс 9300 ч коэффициент безопасности 1.30

Режим нагружения типовая циклограмма нагружения n10 коэфф.перегр.2.00 опоры вала: плавающие относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника

Частота вращения вала 247.0 об./мин. внешняя осевая сила 0 н

Опора 1 2

Подшипник 2309 2309

Радиальная реакция, Н 5680 5680

Максимальная осевая реакция, Н 0 0

Статическая грузоподъемность, Н 41500 41500

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 11360 11360

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 80600 80600

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.996 0.996

Второй подшипник имеет избыточный ресурс, поэтому переходим к легкой серии.

Проверочный расчет подшипников промежутного вала вариант №2

Требуемый ресурс 9300 ч коэффициент безопасности 1.30

Режим нагружения типовая циклограмма нагружения n10 коэфф.перегр.2.00 опоры вала: плавающие относительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника

Частота вращения вала 247.0 об./мин. внешняя осевая сила 0 н

Опора 1 2

Подшипник 2209 2209

Радиальная реакция, Н 5000 5000

Максимальная осевая реакция, Н 0 0

Статическая грузоподъемность, Н 25500 25500

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 10000 10000

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 23800 23800

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.975 0.975

Проверочный расчет подшипников выходного вала

Требуемый ресурс 9300 ч коэффициент безопасности 1.30

Режим нагружения типовая циклограмма нагружения n10 коэфф.перегр.2.00

Опоры вала: плавающиеотносительно нагрузки вращается внутреннее кольцо подшипника Частота вращения вала 70.0 об./мин. внешняя осевая сила 0 н

Опора 1 2

Подшипник 213 213

Радиальная реакция, Н 4510 4510

Максимальная осевая реакция, Н 0 0

Статическая грузоподъемность, Н 34000 34000

Эквивалентная статическая нагрузка, Н 9020 9020

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 100000 100000

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.999 0.999

Третий подшипник обеспечивает требуемый ресурс, и, будучи подшипником легкой серии, не нуждается в замене.

Полученные результаты приведены в табл. 4.2

Таблица 4.2 Результаты проверочного расчета подшипников качения. (t=9300 часов)

№ вала	№ подшипников	Расчетный ресурс, ч	№ выбранного подшипника
1	209	9220	209
2	2309	80600	2209
	2209	23800
3	213	100000	213

5. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Задачей раздела является выбор стандартных призматических шпонок со скругленными концами и проверка их по напряжениям смятия узких боковых граней.

Критерий расчета - статическая прочность на смятие.

Выбираем стандартные призматические шпонки ГОСТ 23360-78 [2, с.56]:

1) На быстроходном валу под шкивом Шпонка 10x8x40

2) На промежуточном валу под колесом Шпонка 14x9x50

3) На тихоходном валу под колесом Шпонка 20x12x80

4) На тихоходном валу под муфтой Шпонка 16x10x70

Условие прочности

Выбираем равное =100 Н/мм² [1, с.170]. Для расчета фактических напряжений смятия составим расчетную схему.

Расчетная схема (i=1,2,3,4)

Рис. 5.1

Фактическое напряжение смятия определяется как

где - сила смятия, Н; - площадь сминаемой поверхности, ;

Сила смятия определяется по формуле

где - вращающий момент, Нмм; - диаметр вала, мм.

Площадь сминаемой поверхности равна

где - рабочая длина шпонки, мм; - высота шпонки, мм; - глубина паза вала, мм;

Тогда равно

Определим

Так как расчетное напряжения 100 Н/ Н/ ,то вносим изменения в конструкцию, устанавливаем шпонку Шпонка 14x9x63 и считаем фактическое напряжение по формуле :

Так как расчетное напряжения Н/ , то устанавливаем вторую шпонку Шпонка 20x12x80 ГОСТ 23360-78 на противоположной стороне вала.

Так как расчетное напряжения Н/ , то устанавливаем вторую шпонку Шпонка 16x10x70 ГОСТ 23360-78 на противоположной стороне вала.

Результаты всех расчетов сведем в таблицу 5.1

Таблица 5.1

№	Обозначение	,	Примечания
1	Шпонка 10x8x40		____________________________
2	Шпонка 14x9x50		вносим изменения в конструкцию, устанавливаем шпонку Шпонка 14x9x63 ГОСТ 23360-78
3	Шпонка 20x12x80		устанавливаем вторую шпонку Шпонка 20x12x80 ГОСТ 23360-78 на противоположной стороне вала
4	Шпонка 16x10x70	185	устанавливаем вторую шпонку Шпонка 16x10x70 ГОСТ 23360-78 на противоположной стороне вала

6. Выбор системы смазки и смазочных материалов для редуктора

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора. По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание. Картерное смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении до м/с. Окружная скоростьна быстроходной передачи равна 3,30 м/c. Это смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, наливаемое внутрь корпуса.

Окружные скорости на быстроходном и тихоходном валах передачи равны, соответственно, = 3,30 м/c и = 1,01 м/c.

Определим марку масла, которое необходимо применять для смазывания зубчатых передач данного редуктора, используя следующие данные:

1) для быстроходной передачи: контактное напряжение в зацеплении = 389 Н/мм, окружная скорость, = 3,30 м/c, кинематическая вязкость равна = 28 сСт [1, c.253];

2) для тихоходной передачи: контактное напряжение в зацеплении = 512 Н/мм, окружная скорость = 1,01 м/с, кинематическая вязкость равна = 34 сСт [1, c.253].

Среднее значение кинематической вязкости равно

(6.1)

Таким образом, для смазывания зубчатых передач данного редуктора выбираем масло марки И-30А ГОСТ 20799-75 [1, c.253].

Список литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин/ Сост.: С.А. Чернавский, К.Н. Белов, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 1988.

2. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост.: Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик и др. СПб. гос. тех. ун-т, СПб., 1995.

3. Михайлов Ю.К., Корнилов В.И. Расчет радиальных и радиально-упорных подшипников качения/ ЛПИ/ Л., 1981.

Размещено на Allbest.ru