Расчет привода ленточного конвейера

1. Расчет энергокинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных ступеней привода

1.3 Определение чисел оборотов валов

1.4 Определение вращающихся моментов на валах

1.5 Определение угловых скоростей

2. Расчет клиноременной передачи

3. Выбор твердости, термообработки, материала колес

4. Определение допускаемых напряжений

5. Проектный расчет редуктора

6. Проверочный расчет редуктора

7. Определение консольных сил

8. Проектный расчет валов

9. Предварительный выбор подшипников

10. Выбор муфты

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

12. Проверочный расчет подшипников

13. Проверочный расчет валов

14. Выбор шпонок. Проверочный расчет шпонок на смятие

15. Выбор смазочного материала

16. Посадка подшипников

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

2) Клиноременная передача

3) Цилиндрический редуктор (косозубый)

4) Муфта

5) Барабан конвейера Производство мелкосерийное

Исходные данные

1. Расчет силовых и кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность рабочей машины:

P_вых=F_t?V=

Общий коэффициент полезного действия привода:

_общ =_р.п.? _ред.? _опор? _муф

_р.п. = 0,96 — КПД ременной передачи

_ред.= 0,97 — КПД цилиндрической передачи, _опор = 0,99- КПД подшипников качения, _муф 0,98 — КПД соединительной муфты

_общ = _рем? _р.п.? _опор? _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:

U_общ = U_{р.п. *} U_ред.

U_ред= U_общ / U_р.п. = 10,78 / 3 = 3,59 (редуктора)

Uр.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)

2. 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:

е = 0,02 — коэффициент скольжения

d₂ = 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

l= 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? 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=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:

F₁= F₀= 199,8 + = 297,8H

Сила натяжения ведомой ветви:

F₂=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 у_max= у₁+у_и+у_v? [у_p] = 10 Н/мм²,

у₁ = F₀/А+ F₁/(2zА),

у₁ = 199,8/138 + 297,8/(2*3*138) =1,45+0,71 = 2,16, А=138мм²;

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

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

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

Тогда у_max= 2,16 + 6 + 0,03 = 8,19? [у_p], [у_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:

_в = 900 Н/мм², _-1 = 410 Н/мм², _т = 750 Н/мм²

Механические характеристики стали для колеса:

_в = 790 Н/мм², _-1 = 375 Н/мм², _т = 640 Н/мм²

Предельное значение диаметра и толщины обода или диска шестерни:

D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм Предельное значение диаметра и толщины обода или диска колеса:

D_пред = 200 мм, S_пред = 125 мм

4. Определение допускаемых напряжений

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_HO1 = 25 млн. циклов,

N₁ = 573 щ₁L_h = 573* 24,4 *12 000 = 168 млн. циклов т.к. N₁ >N_HO1, то К_НL1 = 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 16,5 млн. циклов,

N₂ = 573 щ₂L_h = 573* 6,8 *12 000 = 47 млн. циклов т.к. N₂ >N_HO2, то К_НL2 = 1

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

[]_H1= К_НL1 * []_HО1

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

[]_H1 = 1* 580,9 = 580,9 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

[]_H2 = К_НL2 * []_HО2

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

[]_H2 = 1* 514,3 = 514,3 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для передачи:

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

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_FO1 = 4 млн. циклов,

N₁ = 573 щ₁L_h = 573* 24,4 *12 000 = 168 млн. циклов т.к. N₁ >N_FO1, то К_FL1 = 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 4 млн. циклов,

N₂ = 573 щ₂L_h = 573* 6,8 *12 000 = 47 млн. циклов т.к. N₂ >N_FO2, то К_FL2 = 1

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни:

[]_F1 = К_FL1 * []_FО1

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

[]_F1 = 1* 293,55 = 294,1 Н/мм²

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев колеса:

[]_F2= К_FL2 * []_FО2

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

[]_F2= 255,96 = 255,96 Н/мм²

Таблица

5. Проектный расчет редуктора

Межосевое расстояние:

К_а — вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи К_а = 43

ш_а = 0,3 коэффициент ширины венца колеса для шестерни

U = 3,59 передаточное число редуктора Т₂ = 299,72 Н? м вращающий момент на тихоходном валу

[]_H= 514,3 Н/мм², допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом К_Нв = 1 коэффициент неравномерности нагрузки зуба а_w = 130 мм (стандарт) Модуль зацепления:

K_m= 5,8 — вспомогательный коэффициент для косозубых передач мм — делительный диаметр колеса

b₂ = ш_a? а_w = 0,3 * 130 = 39 = 40мм — ширина венца колеса

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

мм мм (гост) Угол наклона зубьев для косозубых передач:

в_min= arcsin = arcsin = 10,1?

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

Действительная величина угла наклона зубьев:

в_min=arccos=12,3329 ?

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:

D_пред = 125 мм, D_заг= d_a1+6 мм, D_заг= 61,32 + 6 = 67,32 мм

D_загD_пред; 67,32 125 — удовлетворяется неравенство

S_пред =125мм, толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂ +4 мм,

S_заг= 40+4=44 (мм).

S_загS_пред; 44? 125 — удовлетворяется неравенство Контактные напряжения зубьев:

К = 376 — вспомогательный коэффициент для косозубых передач Н — окружная сила в зацеплении К_Нб — коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости

V =, м/с

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

К_Нв = 1- коэффициент неравномерности нагрузки зуба К_НV= 1,01 — коэффициент динамической нагрузки

[Н/мм²]

Проверка напряжения изгиба зубьев колеса

Y_F2 — коэффициент формы зуба колеса, определяется интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

Z_V2 = ;

Z _V2 = 106 Y_F2 = 3,6

— коэффициент, учитывающий наклон зуба Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни

Y_F1 — коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

Z_V1 = ;

Z _V1 = 30 Y_F1 = 3,8

Проектный расчет

7. Определение консольных сил

б = 20⁰ — угол зацепления Окружная сила на колесе (и шестерне):

Н Радиальная сила на колесе:

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

Радиальная сила на шестерне:

F_r1 = F_r2= 1101,8H

Осевая сила на колесе:

F_a2=F_t2*tgв=646,6Н Осевая сила на шестерне:

F_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: _в = 900 Н/мм², _-1 = 410 Н/мм², _т = 750 Н/мм²

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

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

вал-шестерня

1-я ступень вала под открытую передачу

d₁ = 36 мм (стандарт)

l₁=(1,2)*d₁ — под шкив

l₁=42мм, фаска с=1,6 мм

2-я ступень вала

d₂ = d₁ + 2t = 36 + 2 * 2,5 = 41 мм, при t = 2,5

d₂ = 40 мм (стандарт)

l₂=1,5d2=60мм, l₂ = 60 (стандарт)

3-я ступень вала

d₃ = d₂ + 3,2r = 40 + 3,2 * 2,5 = 48 мм, при r = 2,5

d₃ = 48 мм (стандарт)

l₃ = 84 мм получили конструктивно

4-я ступень вала

d₄ =d₂ = 40 мм

l₄ = Т + c = 25,5 + 1,6 = 27,1 мм

l₄= 28 мм (стандарт) вал колеса

1-я ступень вала под открытую передачу

d₁ = 42 мм (стандарт)

l₁=1,2*d₁ — под полумуфту

l₁=50 мм

2-я ступень вала

d₂ = d₁ + 2t = 42 + 2 * 2,8 = 47,6 мм, при t = 2,8

d₂ = 50 мм (стандарт)

l₂= 1,25d₂=62,5 мм

l₂= 63 мм

3-я ступень вала

d₃ = d₂ + 3,2r = 50 + 3,2 * 3 = 59,6 мм, при r = 3

d₃ = 60 мм (стандарт)

l₃ = 84 мм

4-я ступень вала

d₄ = d₂ = 50 мм

l₄ = Т + c = 29,5 + 1,6 = 32 мм (стандарт)

5-я ступень вала (распорная втулка)

d₅ = d₃+ 3f, при f = 2,5

d₅ = 60 + 3*2 = 82 мм

d₅ = 82 (стандарт)

9. Предварительный выбор подшипников

Для быстроходного вала:

Если F_a<0,25F_R, то можно выбирать радиальные шариковые однорядные подшипники.

F_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,

d = 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:

d = 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:

1) Вертикальная плоскость а) определяем опорные реакции, Н;

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1.3, Н•м :

2)Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, Н;

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1.4, Н•м:

3) 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:

12. 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 27 365– — 87:

a) Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

b) По табл. 9.6. определяем осевые нагрузки подшипников.

c) Определяем отношения :

d) По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E;

e) Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке R_E;

Подшипники 7308 ГОСТ 27 365– — 87 пригодны для работы на быстроходном валу.

f) Определяем долговечность подшипника:

Тихоходный вал:

Подшипник 7310 ГОСТ 27 365– — 87:

a) Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

b) По табл. 9.6. определяем осевые нагрузки подшипников.

c) Определяем отношения :

d) По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E;

e) Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке R_E;

Подшипники 7310 ГОСТ 27 365– — 87 пригодны для работы на быстроходном валу.

f) 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:

3-я ступень быстроходного вала:

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

;

;

2-я ступень быстроходного вала:

Для ступенчатого перехода галтелью:

, ,;; ;

Для посадки подшипника с натягом:

и

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

; ;

3-я ступень тихоходного вала:

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

Для посадки колеса с натягом:

; и ;

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

; ;

2-я ступень тихоходного вала:

Для ступенчатого перехода галтелью:

;; ;; ;

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, .

2-я ступень быстроходного вала:

;

;

3-я ступень быстроходного вала:

;

;

2-я ступень тихоходного вала:

;

;

3-я ступень тихоходного вала:

;

;

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

; ;

2-я ступень быстроходного вала:

; ;

3-я ступень быстроходного вала:

;

2-я ступень тихоходного вала:

3-я ступень тихоходного вала:

;

5. Определение общего коэффициента запаса прочности в опасных сечениях.

2-я ступень быстроходного вала:

;

3-я ступень быстроходного вала:

;

2-я ступень тихоходного вала:

;

3-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 валуM

Шпонка под колесом тихоходного вала :

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.

15. Выбор смазочного материала

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

По тСмазкааблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях в зубьях н =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

Для подшипника 7308 ГОСТ 27 365– — 87: ;

Для тихоходного вала

Для подшипника 7310 ГОСТ 27 365– — 87: ;

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