Расчет привода ленточного конвейера

Содержание

Введение

.         Расчет энергокинематических параметров привода

.1       Выбор электродвигателя

.2       Определение передаточных ступеней привода

.3       Определение чисел оборотов валов

.4       Определение вращающихся моментов на валах

.5       Определение угловых скоростей

.         Расчет клиноременной передачи

.         Выбор твердости, термообработки, материала колес

.         Определение допускаемых напряжений

.         Проектный расчет редуктора

.         Проверочный расчет редуктора

.         Определение консольных сил

.         Проектный расчет валов

.         Предварительный выбор подшипников

.         Выбор муфты

.         Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

.         Проверочный расчет подшипников

.         Проверочный расчет валов

.         Выбор шпонок. Проверочный расчет шпонок на смятие

.         Выбор смазочного материала

.         Посадка подшипников

Введение

В данной работе требуется спроектировать горизонтальный одноступенчатый редуктор. Закрытая косозубая передача, левый наклон зубьев. Открытая передача - клиноременная нормального сечения Б. В редукторе находится 2 пары роликовых конических подшипников на тихоходном и быстроходном валах, установленных по схеме враспор.

Подшипники смазываются картерным способом в результате разбрызгивания масла вращением колеса. Смазывание зацепления осуществляется жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Масло заливают в редуктор через люк, а сливают - через специальное отверстие сбоку, закрываемое пробкой с конической резьбой. Для отслеживания уровня масла, применяется круглый маслоуказатель. Для обеспечения точности сборки крышки и основания и исключения возникновения несоосности резьбовых отверстий применяют установочные штифты. Чтобы обеспечить легкую разборку редуктора применяют отжимной винт.

Кинематическая схема

Привод ленточного конвейера

1)       Эл. Двигатель

)        Клиноременная передача

)        Цилиндрический редуктор (косозубый)

)        Муфта

)        Барабан конвейера

Производство мелкосерийное

Исходные данные

. Расчет силовых и кинематических параметров привода

.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность рабочей машины:

_вых=F_t·V=

Общий коэффициент полезного действия привода:

h_общ =h_р.п. · h_ред. · h_опор · h_муф

h_р.п. = 0,96 - КПД ременной передачи

h_ред.= 0,97 - КПД цилиндрической передачи, h_опор = 0,99- КПД подшипников качения, h_муф 0,98 - КПД соединительной муфты

h_общ = h_рем · h_р.п. · h_опор · h_муф = 0,94*0,97*0,99*0,98=0,9035

Требуемая мощность двигателя

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3, P_ном= 3кВт , n_ном= 700 об/мин

1.2 Определение передаточных ступеней привода

Частота вращения на выходе (барабана конвейера):

Частота вращения на входе (электродвигателя):

Общее передаточное отношение:

_общ = U_{р.п. *} U_{ред.ред}= U_общ / U_р.п. = 10,78 / 3 = 3,59 (редуктора)

р.п. = 3(ременной передачи)

1.3 Определение чисел оборотов валов

(вал двигателя)

 (быстроходный вал редуктора)

 (тихоходный вал редуктора)

1.4 Определение крутящих моментов на валах привода

(вал рабочей машины)

=(тихоходного вала)

( быстроходного вала)

(вал двигателя)

1.5 Определение угловых скоростей

c^-1(вал двигателя)

c^{-1 (}быстроходный вал редуктора)

c^-1 (тихоходный вал редуктора)

c^-1(вал рабочей машины)

. Расчет клиноременной передачи

при Р_ном= P₁ = 3 кВт и n_ном= 700 об/мин - принимаем клиновой ремень нормального сечения Б. d_{1 min} = 125 мм (минимально допустимый диаметр ведущего шкива) d₁ = 140 мм (расчетный диаметр ведущего шкива)

Диаметр ведомого шкива:

ε = 0,02 - коэффициент скольжения

₂ = 400 мм (стандарт)

Фактическое передаточное число:

отклонение U_ф от заданного U:

Ориентировочное межосевое расстояние:

Н = 10,5 мм - высота сечения клинового ремня

Расчетная длина ремня:

мм

= 1600 мм (стандарт)

Значение межосевого расстояния по стандартной длине:

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

Скорость ремня:

Частота пробега ремня:

Допускаемая мощность передаваемая клиновым ремнем:

[P_п]=[P₀] · С_р · С_a · С_l · С_z

[P₀]=1,61 кВт допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

С_Р=0,9 коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы

С_a=0,89 коэффициент угла обхвата

С_l=0,96 коэффициент влияния отношения расчетной длины к стандартной, l/l₀=0,71

С_z= 0,9 коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи

[P_п]= 1,61 · 0,9 · 0,89 · 0,96 · 0,9 = 1,1 кВт

Число клиновых ремней:

Принимаем 3 клиновых ремня.

Сила предварительного натяжения:

Окружная сила передаваемая комплектом клиновых ремней:

Сила натяжения ведущей ветви:

₁= F₀= 199,8 + = 297,8H

Сила натяжения ведомой ветви:

₂=F₀ =199,8- = 101,8H

Сила давления ремней на вал:

F_оп=2*z*F₀*sin=2*3*199,8*sin=1118,8H

Проверочный расчёт

σ_max= σ₁+σ_и+σ_v ≤ [σ_p] = 10 Н/мм²,

σ₁ = F₀/А+ F₁/(2zА),

σ₁ = 199,8/138 + 297,8/(2*3*138) =1,45+0,71 = 2,16, А=138мм²;

σ_и=Е_и*h/d₁,σ_и=80*10,5/140=840/140=6 (Н/мм²),

где Е_и - модуль продольной упругости при изгибе, Е_и=80 мм²;

σ_v=ρ*V²*10^-6, ρ=1250 кг/мм³ , σ_v= 1250*(5,1)²*10^-6=0,03(Н/мм²);

Тогда σ_max= 2,16 + 6 + 0,03 = 8,19 ≤ [σ_p], [σ_p] = 10 (Н/мм²).

Параметры клиноременной передачи

3. Выбор твердости, термообработки, материала колес

привод вал консольный скорость

Выбираем материал: сталь 40Х.

Термообработка - улучшение.

Интервал твердости зубьев шестерни: НВ₁ = 269…302

Интервал твердости зубьев колеса: НВ₂ = 235…262

Средняя твердость для шестерни: НВ_1ср=285,5

Средняя твердость для колеса: НВ_2ср= 248,5

Механические характеристики стали для шестерни:

s_в = 900 Н/мм², s_-1 = 410 Н/мм² , s_т = 750 Н/мм²

Механические характеристики стали для колеса:

s_в = 790 Н/мм², s_-1 = 375 Н/мм² , s_т = 640 Н/мм²

Предельное значение диаметра и толщины обода или диска шестерни:_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм

Предельное значение диаметра и толщины обода или диска колеса:_пред = 200 мм, S_пред = 125 мм

4. Определение допускаемых напряжений

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

_HO1 = 25 млн. циклов,₁ = 573 ω₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168 млн. циклов

т.к. N₁ >N_HO1 , то К_НL1 = 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

_HO2 = 16,5 млн. циклов,₂ = 573 ω₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47 млн. циклов

т.к. N₂ >N_HO2 , то К_НL2 = 1

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

[s]_H1= К_НL1 * [s]_HО1

[s]_HО1 = 1,8 * НВ_ср1 + 67 = 1,8 *285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²

[s]_H1 = 1* 580,9 = 580,9 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

[s]_H2 = К_НL2 * [s]_HО2

[s]_HО2 = 1,8 * НВ_ср2 + 67 = 1,8 *248,5 + 67 = 514,3 Н/мм²

[s]_H2 = 1* 514,3 = 514,3 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для передачи:

[s]_H= min ([s]_H2, [s]_H1) = 514,3 Н/мм²

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

_FO1 = 4 млн. циклов,₁ = 573 ω₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168 млн. циклов

т.к. N₁ >N_FO1 , то К_FL1 = 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

_HO2 = 4 млн. циклов,₂ = 573 ω₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47 млн. циклов

т.к. N₂ >N_FO2 , то К_FL2 = 1

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни:

[s]_F1 = К_FL1 * [s]_FО1

[s]_FО1 = 1,03 * НВ_ср1 = 1,03 * 285,5 = 294,1 Н/мм²

[s]_F1 = 1* 293,55 = 294,1 Н/мм²

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев колеса:

[s]_F2= К_FL2 * [s]_FО2

[s]_FО2 = 1,03 * НВ_ср2 = 1,03 *248,5 = 255,96 Н/мм²

[s]_F2= 255,96 = 255,96 Н/мм²

Таблица

. Проектный расчет редуктора

Межосевое расстояние:

К_а - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи К_а = 43

ψ_а = 0,3 коэффициент ширины венца колеса для шестерни= 3,59 передаточное число редуктора

Т₂ = 299,72 Н·м вращающий момент на тихоходном валу

[s]_H= 514,3 Н/мм², допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом

К_Нβ = 1 коэффициент неравномерности нагрузки зуба

а_w = 130мм (стандарт)

Модуль зацепления:

_m= 5,8 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач

мм - делительный диаметр колеса₂ = ψ_a · а_w = 0,3 * 130 = 39 = 40мм - ширина венца колеса

[s]_F= 255,96 Н/мм²- допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом

 мм

мм (гост)

Угол наклона зубьев для косозубых передач:

β_min= arcsin  = arcsin  = 10,1º

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

Действительная величина угла наклона зубьев:

β_min=arccos=12,3329 º

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса

Фактическое передаточное число:

Отклонение фактического от заданного передаточного числа:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Определяем фактические основные параметры передачи:

Диаметр делительной окружности шестерни:

мм

Диаметр делительной окружности колеса:

мм

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

мм

мм

Диаметры впадин шестерни и колеса:

мм

мм

Ширина венца колеса и шестерни:

мм

 мм

6. Проверочный расчет редуктора

Межосевое расстояние:

мм

Диаметр заготовки шестерни:_пред = 125 мм, D_заг= d_a1+6 мм, D_заг= 61,32 + 6 = 67,32 мм_загD_пред ; 67,32  125 - удовлетворяется неравенство_пред =125мм, толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂ +4 мм,_заг= 40+4=44 (мм)._загS_пред ; 44 ≤ 125 - удовлетворяется неравенство

Контактные напряжения зубьев:

К = 376 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач

Н - окружная сила в зацеплении

К_Нα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости

=  , м/с

=  = 0,7  1 м/с  9 степень точности К_Нα =1,11

К_Нβ = 1- коэффициент неравномерности нагрузки зуба

К_НV= 1,01 - коэффициент динамической нагрузки

[Н/мм²]

Проверка напряжения изгиба зубьев колеса

_F2 - коэффициент формы зуба колеса, определяется интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

_V2 = 106 Y_F2 = 3,6

 - коэффициент, учитывающий наклон зуба

Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни

_F1 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

_V1 =  ;

_V1 = 30 Y_F1 = 3,8

Проектный расчет

. Определение консольных сил

α = 20⁰ - угол зацепления

Окружная сила на колесе (и шестерне):

 Н

Радиальная сила на колесе:

F_r2 = F_t2 * tgα/cos = 2957,3 * 0,36/0,9769 = 1101,8H

Радиальная сила на шестерне:_r1 = F_r2= 1101,8H

Осевая сила на колесе:

_a2=F_t2*tgβ=646,6Н

Осевая сила на шестерне:_a2= F_a1=646,6Н

Консольная сила клиноременной передачи:

F_оп=2*z*F₀*sin=2*3*199,8*sin=1118,8H

Консольная сила от муфты (на тихоходном валу):

8. Проектный расчет валов

Выбираем материал: Сталь 40х

Термообработка: улучшение

Твердость: НВ = 269…302

Допускаемые напряжения: s_в = 900 Н/мм², s_-1 = 410 Н/мм² , s_т = 750 Н/мм²

Допускаемое напряжение на кручение для шестерни: [τ]_k= 10 Н/мм²

Допускаемое напряжение на кручение для вала колеса: [τ]_k= 20 Н/мм²

вал-шестерня

-я ступень вала под открытую передачу

₁ = 36 мм (стандарт)₁=(1,2)*d₁ - под шкив

l₁=42мм, фаска с=1,6мм

-я ступень вала₂ = d₁ + 2t = 36 + 2 * 2,5 = 41 мм , при t = 2,5₂ = 40 мм (стандарт)₂=1,5d2=60мм, l₂ = 60 (стандарт)

-я ступень вала₃ = d₂ + 3,2r = 40 + 3,2 * 2,5 = 48 мм, при r = 2,5₃ = 48 мм (стандарт)₃ = 84 мм получили конструктивно

-я ступень вала₄ =d₂ = 40 мм₄ = Т + c = 25,5 + 1,6 = 27,1 мм₄= 28 мм (стандарт)

вал колеса

-я ступень вала под открытую передачу

₁ = 42 мм (стандарт)₁=1,2*d₁ - под полумуфту₁=50 мм

-я ступень вала₂ = d₁ + 2t = 42 + 2 * 2,8 = 47,6 мм , при t = 2,8₂ = 50 мм (стандарт)₂= 1,25d₂=62,5 мм₂= 63 мм

-я ступень вала₃ = d₂ + 3,2r = 50 + 3,2 * 3 = 59,6 мм, при r = 3₃ = 60 мм (стандарт)₃ = 84 мм

-я ступень вала₄ = d₂ = 50 мм₄ = Т + c = 29,5 + 1,6 = 32 мм (стандарт)

-я ступень вала (распорная втулка)₅ = d₃+ 3f, при f = 2,5₅ = 60 + 3*2 = 82 мм₅ = 82 (стандарт)

9. Предварительный выбор подшипников

Для быстроходного вала:

Если F_a<0,25F_R, то можно выбирать радиальные шариковые однорядные подшипники._a = 646,6 H, F_R=1101,8 H, 0,25*F_R = 274,5 H, F_a>0,25F_R следовательно тип подшипника - роликовый конический, серия средняя:

Типоразмер - 7308,= 40 мм, D = 90 мм, T = 25,5 мм, r = 2,5 мм, C_r = 61 кН, C_оr= 46 кН

Для тихоходного вала колеса берем роликовые конические подшипники средней серии:= 50 мм, D = 110 мм, Т = 29,5 мм, r = 3 мм, C_r = 96,6 кН, C_оr= 75,9 кН

Размеры ступеней валов редуктора

10. Выбор муфты

Определение расчетного момента и выбор муфт

Т_р = К_р*Т₂≤Т

где К_р- коэффициент режима нагрузки, для ленточных конвейеров, К_р = 1,4; [табл. 10.26]

Т₂- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Т₂ = 299,72 Н·м;

Т_р= 1,4*299,72 = 419,6 Н·м

Выбираем Т = 500 Н·м

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту.

11. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

1)      Тихоходный вал

Дано:

) Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н;

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..3, Н∙м :

)Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции , Н;

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4, Н∙м:

) Строим эпюру крутящих моментов ,Н∙м:

Определим суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

2)      Быстроходный вал

Дано:

1.       Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции ,Н :

Проверка

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..4 , Н∙м;

2.       Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции , Н :

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 2..4 , Н∙м;

3.       Строим эпюру крутящих моментов ,Н∙м:

Определим суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

. Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н, с базовой , Н, или базовой долговечности , ч, с требуемой , ч, по условиям

 или .

Расчетная динамическая грузоподъемность , Н, и базовая долговечность , ч, определяются по формулам:

,

где  - эквивалентная динамическая нагрузка, Н (1/табл.9.1);

 - показатель степени, , т.к. используются роликовые подшипники;

 - коэффициент надежности. При безотказной работе ;

 - коэффициент, учитывающий качество влияние качества подшипника и качества его эксплуатации,  - для роликовых конических;

- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин (табл.1);

Быстроходный вал:

Подшипник 7308 ГОСТ 27365 - 87:

a)       Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

)       По табл. 9.6. определяем осевые нагрузки подшипников.

)        Определяем отношения :

) По соотношениям  и  выбираем соответствующие формулы для определения R_E;

e)       Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке R_E;

Подшипники 7308 ГОСТ 27365 - 87 пригодны для работы на быстроходном валу.)          Определяем долговечность подшипника:

Тихоходный вал:

Подшипник 7310 ГОСТ 27365 - 87:

a)       Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

)      По табл. 9.6. определяем осевые нагрузки подшипников.

)       Определяем отношения :

)        По соотношениям  и  выбираем соответствующие формулы для определения R_E;

e)       Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке R_E;

Подшипники 7310 ГОСТ 27365 - 87 пригодны для работы на быстроходном валу.)          Определяем долговечность подшипника:

13. Проверочный расчет валов

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

,

где [s] = 1,3…1,5 при высокой достоверности расчета.

Расчетная схема валов.

Опасные сечения вала.

Намечаются два опасных сечения на каждом из валов - на 2-й и 3-й ступени.

Определение источников концентрации напряжений в опасных сечениях.

Опасное сечение 2-й ступени быстроходных и тихоходных валов определяют два концентратора напряжений - посадка подшипника с натягом и ступенчатый переход галтелью  между 2-й и 3-й ступенью с буртиком

;

Концентрация напряжений на 3-й ступени быстроходного вала определяется соотношением диаметра впадин шестерни  и диаметра 3-й ступени вала , т.е.  - концентратор напряжений шлицы.

Концентрация напряжений на 3-й ступени тихоходного вала определяется посадкой колеса с натягом и шпоночным пазом.

Расчет валов на усталостную прочность.

1.       Определение напряжений в опасных сечениях вала, .

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений  равна расчетным напряжениям изгиба :

,

где - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла  равна половине расчетных напряжений кручения :

,

где  - крутящий момент Н·м;

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для 3-й ступени быстроходного вала:

;

;

;

;

Для 2-й ступени быстроходного вала:

;

;

;

;

Для 3-й ступени тихоходного вала:

;

;

;

;

Для 2-й ступени тихоходного вала:

;

;

;

;

2.       Определение коэффициентов концентрации нормальных и касательных напряжений.

,

где  и  - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (1/табл.11.2); - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (1/табл.11.3); - коэффициент влияния шероховатости (1/табл.11.4);

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (1/табл.11.5).

Для валов без поверхностного упрочнения:

-я ступень быстроходного вала:

Т.к. концентратором напряжений являются шлицы, то , , , .

;

;

-я ступень быстроходного вала:

Для ступенчатого перехода галтелью:

, , , ; ; ;

Для посадки подшипника с натягом:

 и

Учитываем наиболее опасный концентратор напряжений, т.е. посадку с натягом.

; ;

-я ступень тихоходного вала:

Для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой: ; ; ; à ; ;

Для посадки колеса с натягом:

; и ;

Учитываем наиболее опасный концентратор напряжений, т.е. посадку с натягом.

; ;

-я ступень тихоходного вала:

Для ступенчатого перехода галтелью:

; ; ; à ; ;

Для посадки подшипника с натягом:

 и ;

Учитываем наиболее опасный концентратор напряжений, т.е. посадку с натягом.

; ;

3.       Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала.

;

,

где  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, .

-я ступень быстроходного вала:

;

;

-я ступень быстроходного вала:

;

;

-я ступень тихоходного вала:

;

;

-я ступень тихоходного вала:

;

;

4.       Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

; ;

-я ступень быстроходного вала:

; ;

-я ступень быстроходного вала:

;

-я ступень тихоходного вала:

-я ступень тихоходного вала:

;

5.       Определение общего коэффициента запаса прочности в опасных сечениях.

-я ступень быстроходного вала:

;

-я ступень быстроходного вала:

;

-я ступень тихоходного вала:

;

-я ступень тихоходного вала:

;

14. Проверочный расчет шпонок на смятие

Условие прочности:

,

где - окружная сила на шестерне или колесе, Н;

 - площадь смятия, ,

где - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, ;

- стандартные размеры (1/табл.К42);

- допускаемое напряжение на смятие,;, так как колесо выполнено из стали, и происходит колебание нагрузки. вращающий момент на валу -M

Т.е. . Выбранная шпонка удовлетворяет условиям прочности.

Шпонка под шкив быстроходного вала :

Таблица

Т.е. . Выбранная шпонка удовлетворяет условиям прочности.

1)       Шпонка под муфту тихоходного вала

:

Т.е. . Выбранная шпонка удовлетворяет условиям прочности.

. Выбор смазочного материала

Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

По тСмазкааблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях в зубьях sн =512,4 Н/мм² и скорости до v = 2 м/с. Выбираем жидкое масло И-Г-А-68 с кинематической вязкостью 68 /с.

Объем масляной ванны определяем из расчета 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Т.к. передается 3 кВт мощности от двигателя, то объем масла составляет .

При окунании в масляную ванну колеса , где  - модуль зацепления. Т.е. . Проектируем основание корпуса в соответствии необходимым уровнем масла для смазывания закрытой передачи.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью круглого маслоуказателя.

Слив масла осуществляется с помощью пробки с конической резьбой, сливное отверстие сбоку.

Выбираем для подшипников смазку жидким маслом. Смазка осуществляется разбрызгиванием с помощью зубчатого колеса.

16. Посадка подшипников

Для быстроходного вала  à

Для подшипника 7308 ГОСТ 27365 - 87: ;

Для тихоходного вала

Для подшипника 7310 ГОСТ 27365 - 87: ;

Т.к. оба неравенства выполняются, то для обоих подшипников для внутреннего кольца выбираем посадку , для наружного кольца подшипника выбираем посадку .