Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»
Введение
Рис. 1
Спроектировать привод к конвейеру по схеме (рис. 1). Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 p рад/c вращения этого вала.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Определяем общий h привода
hобщ= 0,913
hобщ = hр*hп2*hз = 0,96*0,992*0,97 =0,913
h- КПД ременной передачи
h- КПД подшипников
h- КПД зубчатой цилиндрической передачи
Требуемая мощность двигателя
Ртр=3,286 кВт
Ртр = Р3/hобщ = 3/0,913 = 3,286 кВт
Ртр - требуемая мощность двигателя
Р3 – мощность на тихоходном валу
Выбираем эл. двигатель по П61.
Рдв = 4 кВт
4А132 8У3720 min-1
4А100S2У32880 min-1
4А100L4У31440 min-1
4А112МВ6У3955 min-1
4А132 8У3720 min-1
Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:
uобщ = 10,47
uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*p) = 10,47
nдв – число оборотов двигателя
n3 = 68,78 min-1
n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора
n3 = W3/0,105 = 2,3*p/0,105 = 68,78 min-1
W3 – угловая скорость тихоходного вала
Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно:
uрем = 2,094
uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094
Определяем обороты и моменты на валах привода:
1 вал -вал двигателя:
n1 = nдвиг =720 min-1 W1 = 0,105*n1 = 0,105*720 =75,6 рад/c
T1 = Pтреб/W1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м
T1 – момент вала двигателя
2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора
n2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1
W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c
T2 = T1*uрем*hр = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м
3 вал - редуктора
n3 = n2/uз = 343,84/5 = 68,78 min-1
W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c
T3 = Ртр/W3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м
| ВАЛ | n min-1 | W рад/c | T Н*м |
| 1 | 720 | 75,6 | 43,666 |
| 2 | 343,84 | 36,1 | 87,779 |
| 3 | 68,78 | 7,22 | 455,67 |
2. Расчет ременной передачи
Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:
D1 = (115…135)
P1 –мощность двигателя; n1 –обороты двигателя
V = 8,478 м/с
D1 = 225 мм
D1 = 125*=221,39 мм по ГОСТу принимаем
Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:
V = p*D1*n1/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с
При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1 £ 20 м/с
Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:
D2 = uрем *D1*(1-e) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм
D2 = 450 мм
e -коэф. упругого скольжения
по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм
Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней:
aрем= 1000 мм
(D1+D2) £ aрем £ 2,5(D1+D2)
675 £ aрем £ 1687,5
Находим угол обхвата ремня j:
j» 1800-((D2-D1)/ aрем)*600
j = 166,50
j» 1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13,20 = 166,50
j = 166,50 т.к. j³ 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.
Определяем длину ремня L:
L = 3072,4 мм
L = 2*aрем +(p/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2/4*1000 = 3072,4 мм
Определяем частоту пробега ремня n:
n = 2,579 c-1
n = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1
n£ 4…5 c-1
Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:
[GF] = GFo*Cj*CV*Cp*Cg = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа
GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*d/Dmind/Dmin = 0,03
[GF] = 1,058 Мпа
Cj -коэф. угла обхвата П12 : Cj = 0,965
CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752
Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1
Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0,9
GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа
Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:
S = b*d = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2
Ft = 2T1/D1Ft –окружная сила T1 –момент вала дв.
Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H
S = 390 мм2
Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину d =6,5 мм
B = 70 мм
По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2
Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:
F = 1164,27 H
F » 3Ft
F = 3*388,09 = 1164,27 H
3. Расчет редуктора
Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:
Колесо (нормализация)Шестерня (улутшение)
НВ 180…220НВ 240..280
G= 420 МпаG= 600 Мпа
NHo = 107NHo = 1,5*107
G=110 МпаG=130 Мпа
Для реверсивной подачи
NFo = 4*106NFo = 4*106
Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ³ 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1
Допускаемые напряжения для колеса:
G= G*KHL = 420 МПаG= G*KFL = 110 МПа
для шестерни:
G= G*KHL = 600 МПаG= G*KFL = 130 МПа
Определения параметров передачи:
Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес
Yba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Yba = 0,4
Ybd = 0,5Yba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2
по П25 KHb» 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:
aw = 180 мм
aw ³ Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7 = 0,1679 м
по ГОСТу aw = 180 мм
mn = 2,5 мм
Определяем нормальный модуль mn:
mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу
b = 150
Обозначаем угол наклона линии зуба b:
b = 8…200 принимаем b = 150
Находим кол-во зубьев шестерни Z1:
Z1 = 23
Z1 = 2aw*cosb/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18
Принимаем Z1 = 23
Z2 = 115
Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115
Находим точное значение угла b:
b = 160 35/
cosb = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583
mt = 2,61 мм
3.6 Определяем размер окружного модуля mt:
mt = mn/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм
Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:
шестерняколесо
d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 ммd2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм
da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 ммda2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм
df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 ммdf2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм
d1 = 60 ммd2 = 300 мм
da1 = 65 ммda2 = 305 мм
df1 = 53,75 ммdf2 = 293,75 мм
Уточняем межосевое расстояние:
aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм
Определяем ширину венца зубчатых колес b:
b = ya*aw = 0,4*180 = 72 мм
принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм
Vп = 1,08 м/с
Определение окружной скорости передачи Vп:
Vп = p*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с
По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности
Ft = 3,04*103 Н
3.11 Вычисляем окружную силу Ft:
Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н
Fa = 906,5 H
Осевая сила Fa:
Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H
Fr = 1154,59 H
Радиальная (распорная) сила Fr:
Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H
Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:
ZH » 1,7
ZH » 1,7 при b = 160 36/ по таб. 3
ea = 1,64
ZM = 274*103 Па1/2по таб. П22
ea»[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64
Ze = 0,7
ZM = 274*103 Па1/2
Ze = == 0,78
eb = b2*sinb/(pmn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9
по таб. П25KHb = 1,05
по таб. П24KHa = 1,05
KH = 1,11
по таб. П26KHV = 1,01
коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *KHV = 1,11
GH = 371,84 МПа
Проверяем контактную выносливость зубьев:
GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа
Определяем коэф.
по таб. П25KFa = 0,91
по таб. 10KFb = 1,1
KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
KF = 1,031
Коэф. нагрузки:
KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031
Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
Z= 26,1
Z= 131
Z= Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1
Z= Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y»3,94 при Z= 26
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y» 3,77 при Z= 131
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
G/Y = 130/3,94 = 33 МПа
G/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа
Yb = 0,884
Найдем значение коэф. Yb:
Yb = 1-b0/1400 = 0,884
Проверяем выносливость зубьев на изгиб:
GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G
4. Расчет валов
Принимаем [tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35
dВ1= 28 мм
4.1 Быстроходный вал
d = 32 мм
d ³= 2,62*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм
d = 35 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм
d = 44 мм
принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм
принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм
Тихоходный вал:
dВ2= 50 мм
d = 54 мм
d ³= 4,88*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм
d = 55 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм
принимаем диаметр вала под
d = 60 мм
принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм
d= 95 мм
Конструктивные размеры зубчатого колеса:
диаметр ступицы d» (1,5…1,7) d = 90…102 мм
lст = 75 мм
длина ступицы lcт » (0,7…1,8) d = 42…108 мм
d0 = 7мм
толщина обода d0 » (2,5…4)mn = 6,25…10 мм
е = 18 мм
Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.
Толщина e » (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм
G-1 = 352 МПа
4.4 Проверка прочности валов:
Быстроходный вал: G-1 » 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа
Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = 72,7 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 72,7 МПа
YB = 849,2 H
Определяем реакции опор в плоскости zOy :
YA = 305,4 H
YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 849,2 H
YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H
XA = XB = 1520 H
Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M = 15,27 Н*м
MA = MB = 0
M= 42,46 Н*м
M= YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м
M= YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м
(MFrFa)max= 42,46 H*м
в плоскости xOz:
M= 76 Н*м
MA = MB = 0
M= XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*м
MFt = 76 H*м
Крутящий момент T = T2 = 87,779 Н*м
Ми =87,06 Н*м
Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 5,71 МПа
Ми = = 87,06 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/pd= 5,71 МПа
Gэ111 = 8,11 МПа
tк = 16T2/(pd) = 16*87,779/(3,14*0,053753) = 2,88 МПа
Gэ111== 8,11 МПа
Тихоходный вал:
G-1 = 219,3 МПа
Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа
G-1 » 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа
Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = 45,3 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 45,3 МПа
YB = 2022,74 H
Определяем реакции опор в плоскости yOz :
YA = -869,2 H
YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 2022,74 H
YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -869,2 H
XA = XB = 1520 H
Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M = -40,85 Н*м
MA = MB = 0
M= 95,07 Н*м
M= YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м
M= YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м
(MFrFa)max= 95,07 H*м
в плоскости xOz:
M= 71,44 Н*м
MA = MB = 0
M= XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44 Н*м
MFt = 71,44 H*м
Крутящий момент T = T3 = 455,67 Н*м
Ми =118,92 Н*м
Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 7,28 МПа
Ми = = 118,92 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/pd= 7,28 МПа
Gэ111 = 28,83 МПа
tк = 16T3/(pd) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 13,95 МПа
Gэ111== 28,83 МПа < 45,25 МПа
5. Расчет элементов корпуса редуктора
d = 9 мм
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.
Толщина стенки корпуса d» 0,025aw+1…5 мм = 4,5+1…5 мм
d1 = 8 мм
Толщина стенки крышки корпуса d1 » 0,02aw+1…5 мм = 3,6+1…5 мм
s =14 мм
Толщина верхнего пояса корпуса s » 1,5d = 13,5 мм
t = 20 мм
Толщина нижнего пояса корпуса t » (2…2,5)d = 18…22,5 мм
С = 8 мм
Толщина ребер жесткости корпуса C » 0,85d = 7,65 мм
dф = 18 мм
Диаметр фундаментных болтов dф » (1,5…2,5)d = 13,5…22,5 мм
К2 = 38 мм
Ширина нижнего пояса корпуса К2 ³ 2,1 dф = 2,1*18 = 37,8 мм
dk = 10 мм
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk » (0,5…0,6)dф
s1 = 12 мм
Толщина пояса крышки s1 » 1,5d1 = 12 мм
K = 30 мм
Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников
K1 = 25 мм
K » 3dk = 3*10 = 30 мм
dkп=12 мм
Диаметр болтов для подшипников dkп » 0,75dф = 0,75*18 = 13,5 мм
Диаметр болтов для крепления крышек подшипников
d= d = 10 мм
dп » (0,7..1,4)d = 6,3…12,6 мм
Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм
dkc = 8 мм
Диаметр болтов для крышки смотрового окна
dkc = 6…10 мм
dпр = 18 мм
Диаметр резьбы пробки для слива масла
dпр ³ (1,6…2,2)d = 14,4…19,8 мм
y = 9 мм
5.16 Зазор y:
y » (0,5…1,5)d = 4,5…13,5 мм
y1 = 20 мм
5.17 Зазор y1:
y= 35 мм
y1 » (1,5…3)d = 13,5…27 мм
y= (3…4)d = 27…36 мм
Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:
l1 = 50 мм
l2 = 85 мм
l1 » (1,5…2)dB1 = 42…56 мм
l2 » (1,5…2)dB2 = 75…100 мм
Назначаем тип подшипников средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного d = d = 35 мм, D1 = 80 мм, T= 23 мм
d = d = 55 мм, D2 = 100 мм, T= 23 мм
X/ = X// = 20 мм
размер X » 2dп, принимаем X/ = X// = 2d= 2*10 = 20 мм
l= l= 35 мм
l= l = 12 мм
размер l= l» 1,5 T= 1,5*23 = 35,5 мм
l= l = 8…18 мм
l=15 мм
осевой размер глухой крышки подшипника
l» 8…25 мм
a2 = 47 мм
Тихоходный вал:
a2 » y+0,5lст= 9+0,5*75 = 46,5 мм
а1 = 50 мм
быстроходный вал
a1 » l+0,5b1 = 12+0,5*75 = 49,5 мм
ВР = 335 мм
Lp= 470 мм
НР = 388 мм
Габаритные размеры редуктора:
ширина ВР
ВР » l2+ l+2,5T+2y +lст+ l+l1 = 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм
Длина Lp
Lp » 2(K1+d+y1)+0,5(da2+da1)+aw = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм
Высота НР
НР »d1+y1+da2+y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм
6. Расчет шпоночных соединений
Быстроходный вал dB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 8´7
l = 45мм
lp = 37 мм
l = l1-3…10 мм = 45 мм
lp = l-b = 45-8 = 37 мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм]:
[Gсм] = 100…150 МПа
Gсм » 4,4T2/(dlph) = 53,25 МПа < [Gсм]
Выбираем шпонку 8´7´45 по СТ-СЭВ-189-75
Тихоходный вал dB2= 50 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 14´9
l = 80 мм
lp = 66 мм
l = l2-3…10 мм = 80 мм
lp = l-b = 80-14 = 66 мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм]:
[Gсм] = 60…90 МПа
Gсм » 4,4T3/(dВ2 lph) = 67,5 МПа
Выбираем шпонку 14´9´80 по СТ-СЭВ-189-75
Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 18´11
l = 70 мм
lp = 52 мм
l = lст-3…10 мм = 70 мм
lp = l-b = 70-18 = 52 мм
допускаемые напряжения смятия [Gсм]:
Gсм » 4,4T3/(d2 lph) = 58,4 МПа < [Gсм]
Выбираем шпонку 18´11´70 по СТ-СЭВ-189-75
7. Расчет подшипников
Быстроходный вал
FrA = 1580,17 H
Fa = 906,5 H
FrB = 1741,13 H
FrA = = 1580,17 H
FrB = = 1741,13 H
Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В
Выбираем тип подшипника т.к. (Fa/FrB)*100% = (1580,17/1741,13)*100% = 52,06% > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники
Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:
SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H
SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H
По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки: т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 42,62 H то FaA = SA = 418,38 H и FaB = SA+Fa = 1324,88 H (расчетная)
Lh = 15*103 часов
Долговечность подшипника Lh:
Lh = (12…25)103 часов
V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45
Kб = 1,6 П46
Кт = 1 П47
При FaB/VFrB = 1324,88/1*1741,13 = 0,76 > e=0,319 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,881
n = n2 = 343,84 min-1
a = 10/3
Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника
Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/a = 24,68 кН
По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии
d = 35 мм
D = 80 мм
Tmax = 23 мм
С = 47,2 кН
nпр > 3,15*103 min-1
Тихоходный вал
FrA = 1750,97 H
Fa = 906,5 H
FrB = 2530,19 H
FrA = = 1750,97 H
FrB = = 2530,19 H
Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В
Выбираем тип подшипника т.к. (Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83 % > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники
Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм:
SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H
SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H
По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:
т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 265,8 H то
FaA = SA = 597,3 H и FaB = SA+Fa = 1500,2 H (расчетная)
При FaB/VFrB = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,459
n3 = 59,814 min-1
a = 10/3
Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, a = 10/3
Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n3Lh)1/a = 13,19 кН
По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии
d = 55 мм
D = 100 мм
Tmax = 23 мм
С = 56,8 кН
nпр > 4*103 min-1
8. Выбор смазки
Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну кратера, объем которой Vk=0,6Р3 =1,8 л. V = 1,08 м/с.
Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.