КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
На тему:
«Проектування і розрахунок циліндричного шевронного редуктора»
Сарапул 2010
1. Кінематичний і силовий розрахунок привода
Привід для підтягування вагонеток по похилому шляху
Дано:
1. Маса вагонетки з вантажем Q = 5 тонн.
2. Швидкість вагонетки V b = 0.6 м / с
3. Діаметр барабана D = 250 мм
4. Коефіцієнт опору руху W = 0.7 кН / т
5. Кут нахилу шляху β = 15 0
6. Коефіцієнт використання добовий K c = 0,5
7. Коефіцієнт використання річний K р = 0,5
8. Час роботи t = 5 років
2. Опис і аналіз приводу
Привід складається з двох передач: клиноремінною і циліндричної зубчастої шеврони.
Від електродвигуна обертання крутний момент передається через клиноременную передачу, яка складається з ведучого і веденого шківа, а потім на редуктор, що складається з: ведучого валу - шестерні і веденого колеса. Передавальний крутний момент через муфту пружну втулочно-пальцеву (МУВП).
Редуктор стаціонарний з шевронними колесами має корпус прямокутної форми з установочними площинами, розвиненими на всю довжину. Таку форму корпусу доцільно застосовувати в тих випадках, коли габарити фундаментної плити або рами не обмежені. Корпус редуктора виготовляють методом лиття в землю. Матеріал застосовується для корпусу алюміній (Ал 9; Ак9М2), так само може бути відлитий з чавуну (СЧ15; СЧ20). Вал шестерні (легший) не зафіксовано в осьовому напрямку, ніж забезпечена Самовстановлення шестерні по зубам колеса і рівномірний розподіл навантаження по полушевронам зубів у процесі роботи редуктора. На валу шестерні встановлено радіальні роликопідшипники з короткими циліндричними роликами. Зовнішні кільця підшипників затиснуті в гніздах між виступами і торцевими кришками. Редуктор має велику навантажувальну здатність і призначений для інтенсивної і тривалої роботи, тому застосована найбільш досконала система мастила циркулює олією, яке одночасно виконувати три функції: змащувати поверхні тертя, відводити тепло і промивання.
Мастило зачеплення здійснюється зануренням колеса в масло, залите в корпус редуктора. Підшипники змащуються тим же маслом, розбризкуваним колесом. Злив відпрацьованого масла з редуктора роблять через маслосток, отвір у нижній частині корпусу. Цим запобігається розтікання масла по стінках редуктора і фундаментальної плиті. Вали зафіксовані в осьовому напрямі двома торцевими кришками з можливістю осьового переміщення валу. Такий спосіб фіксації валу застосовується при коротких валах (відстань між підшипниками до 700 мм). Величину можливого осьового переміщення валу регулюється прокладками з точністю до 0,05 мм при складанні редуктора. Прокладки набирають з сталевих (сталь 08 ГОСТ 1050-99) пластин різної товщини - 0,1; 0,15; 0,2; 0,5 мм. Загальна товщина прокладки 1,5 - 3 мм.
3. Розрахунок зубчастої передачі
3.1 Вибір двигуна
Знайдемо осьову силу барабана
де W - коефіцієнт опору руху.
Q - маса вагонетки з вантажем.
β - кут нахилу шляху.
Р 3 - потужність, що витрачається на вихідному валу
n 3 - теоретична частота обертання вала
Р 1 - потужність двигуна
де,
η 1 = 0,95 к.к.д. клиноремінною передачі
η 2 = 0,97 к.к.д. шевронів передачі
Двигун вибираємо за такими характеристиками Р = 3,0 кВт
n = 955 об / хв
Загальне передавальне число становить
де, U 1 - Кліноременная передача
U 2 - шеврон передача
- Потужність, що витрачається на вхідний вал
n 3 - дійсна частота обертання вала
Т 1 - крутний момент на першому валу
Т 2 - крутний момент на другому валу
Т 3 - Крутний момент на третьому валу
Р 1 | 3,0 кВт | Т 1 | 30 Нм | n 1 | 955 об / хв |
Р 2 | 2,84 кВт | Т 2 | 101 Нм | n 2 | 269,01 об / хв |
Р 3 | 2,76 кВт | Т 3 | 617,3 Нм | n 3 | 42,70 об / хв |
4. Вибір матеріалу
Для зубчастих коліс вибір матеріалу необхідний для того, щоб забезпечити міцність зубів на вигин і стійкість поверхневих шарів зубів.
Основними матеріалами для зубчастих коліс є, термічно оброблювані сталі. Це вказує на можливість і доцільність широкого застосування для зубчастих коліс сталей, гартованих до необхідної твердості. Для шестерні вибираємо сталь 40ХН, тому що, шестерня більш відповідальна в даній передачі, для колеса - сталь 40Х.
4.1 Вибір твердості
Для колеса приймемо НВ260 термообробку поліпшенням. Для шестерні поверхневу загартування до твердості H RC 40, т. к., підвищує зносостійкість і опір викришування, знижує міцність при згині.
4.2 Допустимі втомні контактні напруги
Z R - коефіцієнт враховує шорсткість поверхні
Z R = 0,95 (для фрезерованих зубів)
Z V - коефіцієнт враховує окружну швидкість
Z V = 1 (при швидкості менше 5 м / с.)
S н - коефіцієнт запасу міцності
S н = 1,2 - для покращених коліс
S н = 1,3 - для коліс з поверхневою загартуванням
Z N - коефіцієнт довговічності
N HG - Базове число циклів
N HE - Еквівалентне число циклів
де t - час роботи в годинах годин.
e h - коефіцієнт еквівалентності.
Коефіцієнт показує, що момент Т діє протягом 56,25% часу.
Якщо НВ <350, то
Для коліс з поверхневою загартуванням
4.3 Допустимі контактні напруги для зубчастих коліс
4.4 Допустимі контактні напруги для передачі
4.5 Коефіцієнт навантаження
Для попередніх розрахунків вибирають з інтервалу К н = 1,3 ... 1,5
Вибираємо К н = 1,3.
4.6 Коефіцієнт ширини колеса
Знаходження міжосьової відстані на втомну контактну міцність
За ГОСТ вибираємо з першого ряду 160 мм.
Модуль вибираємо, m н = 2 мм. β = 30 °
зубів.
зубів.
Геометричні параметри передачі
Ділильні діаметри
- Ділильний діаметр шестірні
- Ділильний діаметр колеса
Перевірка міжосьової відстані за формулою
a w = d 1 / 2 + d 2 / 2 = 44 / 2 +276 / 2 = 160 мм.
Діаметри виступів
Діаметри западин
Ширина колеса
Шевронні зубчасті колеса відрізняються від інших циліндричних збільшеною шириною. Найбільш часто шевронні колеса виготовляють з канавкою посередині, призначеної для виходу черв'ячної фрези, нарезающий зуби. Приблизно розмір, а канавки можна визначити по відношенню, а / m: при m = 2 мм., A / m = 15, звідси визначаємо, а = 15 * m = 15 * 2 = 30 мм. Загальна довжина маточини колеса l ст = b + a = 80 + 30 = 110 мм.
Перевірка ширини колеса по достатності торцевого перекриття
Торцева ступінь перекриття
де z 1, z 2 - числа зубів шестерні і колеса відповідно.
β - кут зачеплення.
Окружна швидкість
За швидкістю, вибирають ступінь точності для даної швидкості, вибираємо 8 ступінь точності.
Розрахункове навантаження. Для перевірочних розрахунків, як за контактною, так і по згинальної міцності визначають коефіцієнти навантаження. Коефіцієнти, пов'язані з навантаженні, позначаються літерою К з індексами, коефіцієнти, специфічні для розрахунку на вигин, - буквою F, а для розрахунку на контактну міцність - буквою H. Коефіцієнти навантаження зручно представити у вигляді добутку трьох коефіцієнтів:
де - До v - коефіцієнт внутрішньої динамічної навантаження
K β - коефіцієнт концентрації або нерівномірного навантаження
по довжині контактної лінії
K α - Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами.
Індекс у коефіцієнта До v обраний у зв'язку з основним впливом на його величину швидкості; індекс у коефіцієнта K β обумовлений тим, що концентрація навантаження пов'язана зі зміною істинного кута нахилу зуба β; індекс у коефіцієнта K α обраний умовно і пов'язаний з тим, що розподіл навантаження між зубами розглядається в нормальній площині, де вимірюється кут зачеплення α. Крім того, біля коефіцієнта, що відносяться до розрахунків на контактну міцність, передбачається індекс Н (на честь автора розрахунків контактних напружень H. Hertz), а біля коефіцієнта до розрахунків на вигин - індекс F (від слова «ніжка» на англійську та німецькою мовою) .
Динамічні навантаження в зачепленні. Вплив цих навантажень на надійність і ресурс зубчастих коліс може бути дуже великою, особливо у швидкохідних передачах недостатньо високого ступеня точності і в передачах універсальних машин, що працюють значну частину часу з недовантаженням і з різними частотами обертання. Для наближених розрахунків косозубих передач можна користуватися значеннями коефіцієнтів КHv і КFv з таблиці.
Коефіцієнти До H v і К F v мають велике розсіювання відповідно до розсіюванням входять до них величин.
При швидкості U = 0,6 м / с. Коефіцієнти K H v і K F v відповідно рівні 1,01 та 1,04.
Концентрація навантаження по довжині контактних ліній
Навантаження розподіляється рівномірно тільки в прямозубих передачах при ідеально точному виготовленні і при абсолютно жорстких валах і опорах. У дійсності внаслідок пружних зміщень і зносу підшипників, а також похибок виготовлення пов'язані зубчасті колеса перекошуються одне щодо іншого. Зуби зубчастих коліс мають здатність до прірабативаться, в результаті чого розподіл навантаження може частково або майже повністю вирівняти. Орієнтовні значення ефективного коефіцієнта концентрації навантаження До Н β повинні бути більше на 15-20%, ніж значення До F β.
Коефіцієнти також залежать від ширини колеса або шестерні і діаметра колеса або шестерні. Залежність ширини і діаметра знаходиться за формулою Ψ bd = b w / d 1 = 80/44 = 1,82. Визначають коефіцієнти за графіком До H β = 1,15, К F β = 1.
Розподіл навантаження між зубами. Розподіл навантаження між зубами враховують двома коефіцієнтів КH α і КF α відповідно при розрахунках на контактну і згинальну міцність. Коефіцієнти залежать також від швидкості та ступеня точності при 8 ступені точності і швидкості 0,6 м / с КH α і КF α рівні один одному 1,07. Розрахункове навантаження дорівнює
4.7 Перевірка по контактним напруженням
Z E = 190,
При β = 30,40 0 Z H = 2,21
Вийшла недовантаження, значить, розрахунок зроблений правильно.
4.8 Перевірка по втомним напруженням вигину. Допустимі напруги вигину
Базові допустимі напруження для зубчастих коліс, які працюють у зоні горизонтальної гілки кривої втоми при нереверсивний навантаженні
де, Y R - коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні; при зубофрезерования і шліфуванні c R z = 40 мкм, Y R = 1
σ Flim - Межа витривалості, що визначається на зубах при отнулевом циклі.
S F - коефіцієнт запасу міцності, обираний залежно від стабільності властивостей матеріалу і технології і відповідальності конструкції; для сталевих зубчастих коліс з поковок і прокат S F = 1,4 ... 2,2, в середньому 1,7.
Y X - коефіцієнт розмірів (масштабний фактор), m <5, m = 2 Y X = 1
Y δ - Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напруг і градієнт напружень в залежності від модуля:
Y N - Коефіцієнт довговічності визначається формулою
N FG - число циклів навантаження до перелому кривої втоми, що приймається для сталевих зубів
N FE - еквівалентне число циклів
e F - Коефіцієнт еквівалентності при розрахунку на згин.
4.9 Робоча напруга вигину
Y F - коефіцієнт форми зубів, m - модуль.
K F - коефіцієнт навантаження, Y E - коефіцієнт, що враховує перекриття
F t - окружна сила, зубів.
b - ширина колеса,
Y B - коефіцієнт нахилу кута зубів.
При коефіцієнті зміщення рівним нулю Y F знаходиться за наступною формулою
підставляючи Х = 0, отримаємо
Знайдемо Z v 1 і Z v 2 за формулою
Робоча напруга визначається для кожного зубчастого колеса або для того в кого менше ставлення
Розрахунок ведемо по,
Дійсний запас втомної згинальної міцності
4.10 Перевірка на контактну статичну міцність
Для шестерні з загартуванням ТВЧ
Перевірка згинальної статичної міцності
Для поліпшених коліс
5. Розрахунок клиноремінною передачі
Розрахувати клиноременную передачу на редуктор від електродвигуна.
Дані для розрахунку: Р 1 = 3 кВт. N 1 = 955 об / хв. передавальне число = 3,55. Натяг ременя періодичне, бажані малі габарити.
5.1 Підбір ременів
Виходячи, з умов підбір ведуть частоті обертання малого шківа та переданої потужності. По графіку видно, що необхідно перетину ременя А. Також за графіками визначаємо потужність, що передається одним ременем, діаметри малого шківа. Виходячи з умов, що число ременів не повинно перевищувати більше допустимого 6 (8), а також за малим габаритам, визначили, що діаметр малого шківа відповідає 100 мм, а потужність, що передається одним ременем 1,05 кВт.
5.2 Розрахунок геометричних параметрів передачі
Діаметр веденого шківа визначається за формулою
, Але так як найближче за стандартом число 355 мм. Приймаються його. Попередньо приймаємо міжосьова відстань
За формулою визначимо наближену довжину ременя
За таблиці приймаємо L p = 1500 мм.
За формулою визначимо міжосьова відстань
Підставляючи дані у формулу, отримаємо
За формулою визначимо кут обхвату
5.3 Визначення потужності
За формулою визначимо потужність, зраджувати одним ременем
З α - коефіцієнт, що враховує кут обхвату 0,89
З l - коефіцієнт, що враховує довжину ременя 1,09
З i - коефіцієнт передавального відношення 1,14
З р - коефіцієнт режиму навантаження. Навантаження спокійна С р = 1, К 1 = 2,5
Потужність передається одним ременем
За формулою, визначимо число ременів, приймаємо 3 ременя, що задовольняє умові.
Попереднє натяг одного ременя
при
Підставляючи в формулу, знайдені значення отримаємо
За формулою
У статичному стані передачі
.
при 955 об / хв
Z - число ременів в даній передачі.
- Відцентрові сили, вплив мало.
Визначимо ресурс напрацювання ременів за формулою
де, К 1 - коефіцієнт режиму навантаження
К 2 - коефіцієнт кліматичних умов: центральної зони - 1, зони з холодним кліматом - 0,75.
годин.
6. Вибір підшипників кочення
А). Підібрати підшипники кочення для тихохідного вала одноступінчатого редуктора загального призначення з шевронами циліндричним зачепленням при наступному технічному завданні.
- Радіальні опорні реакції
- Діаметр вала під підшипник
- Частота обертання вала
- Режим навантажень постійний, номінальним моментом
- Довговічність максимальна
За відсутності особливих вимог до жорсткості опор в осьовому напрямку можна вибрати найдешевший тип підшипника - нульовий. По заданому діаметру вала при першому наближенні намічаємо типу - розмір підшипника 210 з таблиці, запишемо його параметри
- Динамічна вантажопідйомність
- Статична вантажопідйомність
- Маса
Осьова навантаження дорівнює нулю, тому що полушеврони врівноважені.
Визначаємо еквівалентну динамічне навантаження для радіальних кулькових підшипників однорядних
- Коефіцієнт безпеки
= 1,5
температурний коефіцієнт
- Обертається внутрішнє кільце.
Для першого підшипника, який сприймає тільки радіальне навантаження
При змінному режимі навантажування відповідно до циклограми навантажень еквівалентна динамічна навантаження визначається формулою:
де ставлення моменту на кожному рівні навантажень до номінального моменту;
відносний час дії кожного рівня навантаження.
Оскільки довговічність повинна бути граничною, скористаємося рекомендаціями, де для редукторів загального призначення задається. .
За формулою знайдемо потрібну динамічну вантажопідйомність
Порівняємо з допустимою динамічної вантажопідйомністю наміченого підшипника
Б). Підібрати підшипник для валу - шестерні циліндричного шевронного одноступінчатого редуктора при наступному технічному завданні:
- Опорні реакції
- Діаметр вала під підшипник
- Частота обертання вала об / хв.
- Довговічність приводу як під А)
- Коефіцієнти такі ж, як під А)
Для валу - шестерні необхідно забезпечити самоустановку підшипників разом з валом. По заданому діаметру валу - шестерні намічаємо типу - розмір підшипника серії 12207 роликопідшипник радіальний з короткими циліндричними роликами з одним бортом на зовнішньому кільці. Запишемо його параметр
- Динамічна вантажопідйомність
- Статична вантажопідйомність
- Маса
Визначаємо еквівалентну динамічне навантаження для радіальних роликопідшипників.
де, - Коефіцієнт безпеки
температурний коефіцієнт
- Обертається внутрішнє кільце.
Так як осьова сила дорівнює нулю, то навантаження буде виглядати наступним чином.
де, опорна реакція.
При змінному режимі навантаження у відповідності з циклограми навантажень еквівалентна динамічна навантаження визначається формулою:
де ставлення моменту на кожному рівні навантаження до номінального моменту;
відносний час дії кожного рівня навантаження.
За формулою знайдемо необхідну динамічну вантажопідйомність
У порівнянні з допустимою динамічної вантажопідйомністю
7. Розрахунок валів
Включає в себе три етапи розрахунку валів: 1) Орієнтовний розрахунок; 2) Наближений розрахунок; 3) Уточнений розрахунок.
7.1 Орієнтовний розрахунок
Проводиться з метою уточнення вихідних даних і, зокрема, для визначення наближеного діаметру і межопорного відстані валу, так як без цих даних не можуть бути проведені подальші розрахунки.
Умови міцності на цьому етапі записуються у вигляді
,
де крутний момент на розглянутому валу;
виникло в валу дотичне напруження;
допустимі напруження на кручення, які приймаються рівними: для швидкохідних валів 12 ... 15 МПа, для тихохідних валів 20 ... 30 МПа.
момент опору крученню, рівний для круглого перерізу
Висловлюємо діаметр валу, отримаємо
Звідси визначимо діаметри валів
Швидкохідний вал
Тихохідний вал
7.2 Наближений розрахунок
Виконується як проектний, на основі якого попередньо встановлюється діаметри характерних перерізів валу, тобто визначаються розміри. При цьому методі розрахунку не враховують різницю в характері циклів зміни нормальних і дотичних напружень, у зв'язку, з чим цей розрахунок проводиться за приведених напруженнях теж з умови статичної міцності. Для швидкохідного валу:
,
де момент на швидкохідному валу.
Момент для швидкохідного валу
діаметр під шків клинопасової передачі.
Для того щоб, були малі габарити, приймаємо найменше значення діаметра вала
Визначимо діаметр під підшипником, який повинен бути більше діаметра під шків і подвоєною висоти буртика, що визначається за формулою
де висота буртика, яка приймається 1,5 мм.
Діаметр без підшипника, визначається формулою
де координата фаски підшипника, яка приймається 1 мм.
для тихохідного валу
де момент на тихохідному валу.
Момент для тихохідного валу вибираємо з цього ряду
.
Визначимо діаметр під підшипником, який повинен бути більше діаметра під шків і подвоєною висоти буртика, що визначається за формулою
де висота буртика, яка приймається 2,5 мм.
Діаметр без підшипника, визначається формулою
де координата фаски підшипника, яка приймається 1 мм.
7.3 Уточнений розрахунок
Працездатність валу з умови втомної міцності буде забезпечена, якщо
де фактичний коефіцієнт запасу міцності (розрахунковий),
дозволений коефіцієнт запасу міцності, зазвичай приймається для валів редуктора в межах 1,5 ... 5.
Розрахунок валу - шестерні
У вертикальній площині
У горизонтальній площині
Сумарні реакції в опорах А і В
Будуємо епюри згинальних моментів у вертикальній площині
1) ділянку:
при
при
2) ділянку:
при
при
3) ділянка:
при ,
при
4) ділянка:
при
при
Будуємо епюру згинальних моментів у горизонтальній площині
1) ділянку:
при
при
2) ділянку:
при
при
3) ділянка:
при
при
4) ділянка:
при
при
Будуємо епюру сумарних згинальних моментів
Будуємо епюру крутних моментів на валу
Перевіряємо вал на статичну міцність
Вибираємо матеріал вала - шестерні 40ХН
- Допустимі напруження на кручення
- Межі витривалості при згині і крученні для симетричного циклу.
тимчасовий опір розриву (межа міцності),
коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу,
змінні складові циклів напружень,
постійна складова циклів напруг.
;
Визначимо масштабний фактор, фактор шорсткості, ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і крученні.
;
Визначимо запас міцності вала
Розрахунок тихохідного валу.
У вертикальній площині
У горизонтальній площині
Сумарні реакції в опорах А і В
Будуємо епюру згинальних моментів у вертикальній площині
1) ділянку:
при
при
2) ділянку:
при
при
Будуємо епюру згинальних моментів у горизонтальній площині
1) ділянку:
при
при
2) ділянку:
при
при
Будуємо епюру сумарного згинального моменту
Будуємо епюру сумарного крутного моменту
Вибираємо матеріал тихохідного валу для визначення запасу міцності Сталь 45 ГОСТ 1050 - 89. Запишемо її характеристики:
Визначимо згинальний і крутний полярні моменти інерції
Коефіцієнти чутливості до асиметрії циклу
Визначимо запас міцності в місці переходу валу від одного перерізу до іншого.
Від мм.
;
Таким чином
, Що>
Від мм.
Запас міцності забезпечений.
Визначаємо запас міцності в місці посадки муфти
Параметри шпоночно паза
де ширина паза,
глибина паза на валу.
Тобто запас міцності вала забезпечений.
8. Розрахунок шпонкових з'єднань
Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360 - 78. Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована ГОСТ 1050 - 89.
Напруження зминання і умова міцності запишемо у вигляді
Допустимі напруги зминання при сталевий маточині
Ведучий вал:
Довжина шпонки ,
момент на ведучому валу
приймаємо 40 мм.
Ведений вал:
Момент на тихохідному валу
Знайдемо довжину шпонки за формулою
Приймаються
Для діаметра валу приймаємо шпонку з розмірами
і
Момент на тихохідному валу
Знайдемо довжину шпонки за формулою
Приймаються
9. Розрахунок комбінованої муфти
9.1 Розрахунок запобіжної муфти з зрізних штифтом
Такі муфти застосовують у виробах, які піддаються випадковим і рідкісним перевантажень. Конструкція запобіжного пристрою повинна забезпечувати чітке спрацьовування муфти при заданому граничному моменті.
Відстань від осі штифтів до осі муфти Визначення діаметра штифта з умови зрізу його силою,
виникає при аварійній навантаженні
де аварійний момент
розрахунковий момент
Приймаються
Діаметр втулки
Приймаються 15 мм.
Довжина втулок
Ширина напівмуфт
9.2 Розрахунок втулочно - пальцевий муфти
МУВП застосовують для компенсації шкідливого впливу неспіввісності валів і поліпшення динамічних характеристик приводу. Матеріал напівмуфт - СЧ21 - 40, пальців - сталь 45.
Перевірка на зминання пружних елементів
,
де діаметр пальця
,
крутний момент
довжина пружного елемента
діаметр розташування пальців
кількість пальців
,
Перевірка пальців на вигин
де зазор між напівмуфтами
Міцність забезпечена.
10. Вибір мастила
Мастильні матеріали застосовуються з метою зменшення інтенсивності зношування, зниження сил тертя, відвід тепла, продуктів спрацювання. Крім того, більша стабільність коефіцієнта тертя і демпфуючих властивостей, шару мастильного матеріалу сприяють зниженню динамічних навантажень, збільшення плавності і точності роботи редуктора.
У дрібних і середніх редукторах, як правило, застосовується змазування зануренням і розбризкуванням (картерной змазування), при окружної швидкості зануреного в масло колеса до 12 м / с. Рівень масла повинен бути таким, щоб тихохідне колесо було завантажено на глибину Заливання масла на нашому редукторі можна здійснити через люк. Контроль рівня масла можна спостерігати через зняття свідчень з Масломерний голки. Злив відпрацьованого масла буде виконуватися через отвір у нижній частині редуктора.
Для змазування обертових елементів редуктора застосовується індустріальне масло І - 50А. Кількість масла необхідно розраховувати як 0,5 літра на 1 кіловат потужності електродвигуна. При цьому кількість масла буде:
де 0,5 - кількість літрів необхідне на 1 кіловат потужності,
Р - потужність нашого електродвигуна (Р = 3 кВт).
Звідси
Список використаної літератури
1. Проектування механічних передач: Навчально-довідковий посібник для втузів. С.А. Чернавський, Г.А. Снесарев. - 5-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1984. - 560 с.
2. Деталі машин. М.М. Іванов. - Видавництво «Вища школа», 1984.
3. Конструювання вузлів і деталей машин: Навчальний посібник для машинобудівних спеціальностей ВНЗ. Дунаєв П.Ф. Льоліком О.П. 4-е вид., Перераб. і додатк. - М.: Вища школа, 1985 - 416 с.
4. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних спеціальностей ВНЗ. Решетов Д.Н. - 4-е вид., Перераб. і додатк. - М.: Машинобудування, 1989. - 496 с.
5. Довідник конструктора - машинобудівника. У 3-х томах. Ануров В.І. - М.: Машинобудування, 1979.