Курсовая работа: Редуктор коническо-цилиндрический
Название: Редуктор коническо-цилиндрический Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Редуктор коническо-цилиндрический Содержание задания: спроектировать привод к специальной установке Кинематическая схема привода
1- электродвигатель, 2 – муфта, 3 – редуктор, 4 – муфта, 5‑исполнительное устройство, 6 – рама Разработать: 1. Сборочный чертеж редуктора 2. Сборочный чертеж муфты 3. Сборочный чертеж привода 4. Рабочий чертеж корпусной детали 5. Рабочие чертежи детали. Исполнительные устройства в зависимости от назначения и основных функциональных признаков работают широком диапазоне скорости и нагрузок. В качестве примеров использования ИУ можно привести: подъемный транспорт, металлургическое машиностроение, самолетостроение и др. Наиболее распространенным видом передач является зубчатая передача. Общие сведения о редукторах Если угловая скорость на выходе wдб меньше угловой скорости на выходе wиу , то передачу называют мультипликатором. Если wдб > wиу , то передачу называют редуктором. В связи с общей тенденцией повышения скоростей движения скоростей движения наибольшее распространение получили передачи, предназначенные для понижения угловых скоростей и соответствующего ему повышения моментов. Передаточное отношение редуктора определяется отношением угловых скоростей двигателя и ИУ. Up = wдб / wиу Пара сопряженных зубчатых колес в редукторе образуют ступень. Редукторы могут состоять из одной / одноступенчатые/ или нескольких / многоступенчатые/. Ступени могут быть составлены из разных колес. Выбор числа ступеней редуктора определяется передаточным отношением редуктора. Ступень редуктора, непосредственно соединенная с двигателем, называют быстроходной, а ступень, выходной вал которой соединен с ИУ – тихоходной. Параметрам ступеней присваивают индексы Б или Т. Меньшее зубчатое колесо ступени называют шестерней, большей – колесом. Параметрам шестерни присваивают индекс 1, параметрам колеса – индекс 2. Виды редукторов –
![]()
![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() – трехосный цилиндрический; – соосный; – трехосный коническо-цилиндрический. Выбор электродвигателя
Pиу = P xz xz = xзб +xзт + xм 2 + xпп 3 = 0,98 * 0,98 * (0,99)2 = 0,975 Pиу = 0,975 * 2,96 = 2,886 кВт Потребная мощность не должна превышать номинальную мощность Pэв более чем на 5%. Используя номограмму можно определить номинальную мощность Pэв. Частота вращения И.У. nиу = N2 = 67 об/мин, мощность p(NED) = 2.96 кВт, тип редуктора Электродвигатель марки 4A112MA6, номинальная мощность Pэв = 3 кВт частота вращения ротора nэв = N1 = 955 об/мин. Передаточное отношение редуктора и распределение его по ступеням Рассчитываем передаточное отношение для редуктора Up = Uб Uт = n дв / nиу = 955 / 67 = 14.25 Рассчитываем передаточное отношение для тихоходной ступени Uт = a Up k ; коэффициенты при yт = 0.8 соответственно a = 1,77; k = 0.298. Uт = 1.77*14.250.298 = 3.907 Рассчитываем передаточное отношение для быстроходной ступени. Uб = Up/Uт = 14,25/3,907 = 3,64 Рассчитываем коэффициент рабочей ширины венца для быстроходной ступени. yб = 0,062 + 0,159 * Uб = 0.64 Рассчитываем угловые скорости w1 ,w2 ,w3 . w1 =pnдв /30, w1 =100.007 рад/с, w3 = pnиу /30 = 7,016 рад/с, w2 =w1 /wб = 27,412 рад/с. Крутящий момент на шестерни быстроходной ступени равен T1б = (1000P)/ w1 = (1000 *2.96)/100.007 = 29.597 Крутящий момент на шестерни промежуточной ступени равен Tт1 =(1000*2,96)/27,412 =107,5 Крутящий момент на шестерни тихоходной ступени равен Tт1 =(1000*2,96)/7,016 =419,6
Подводимая мощность P1 = Pпотр * x муф = 2,96* 0,98 = 2,9 P2 = Pпотр * x муф xп п = 2,96* 0,98 * 0,99 = 2,87 P3 = Pпотр * x муф xпп x зац = 2,96* 0,98*0,99*0,97 = 2,78 Vp = 100.07/7.16 = 13.96 Vб = 100.007/27.412= 3.67 Vт = 27.412/7.16 = 3.82 Результаты выводов по кинематическим расчетам в виде диаграммы Редукторная передача обеспечивает понижение круговых скоростей При передаче мощности неизбежны ее потери Вращающийся момент увеличивается Расчет конической прямозубой передачи Приближенное значение среднего диаметра шестерни dm 1 (DM 11) = K1 K2 *(1.1 T1 (6.5‑U))1/3 = 13.446 *[1.1* 29,585* (6.5 – 3.648)]1/3 = 60.89 мм K1 (COEF1) = 780/[G]2/3 н = 780/58 = 13.446 K2 =1.0 Окружная скорость вращения зубчатых колес V(V1) = (v1 dm 1 )/2000 = (100.007 * 60.89)/2000 = 3.04 м/с (8) Частные коэффициенты нагрузки KH B (KHB) = 1 + CH (bw /dw 1 )YH = 1 + 0.339 (38/60.89)1.1 = 1.208; KFB (KFB) = 1 + CF (bw /dw 1 )YF = 1.419. Уточненные значения среднего диаметра шестерни dm1 (DM12) = K1 K2 [(T1 KHB KHV [U2 +1]1/2 )/(0.85Ybd U)]1/3 = 13.446 [(29,585*1.208 *1.419*[3.648*3.648 +1]1/2 )/(0.85*0.64*3.648)]1/3 = 58.44 Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца bw (BW1) = Ybd dm 1 = 0.64*58.44 = 37.5 = (BW2) Конусное расстояние Re (RE1) = 0.5dm 1 [(U2 +1)1/2 Ybd ] = 0.5 * 58.44 *[(3.648*3.648 +1)1/2 +0.64] = 129.29 Модуль mte , числа зубьев шестерни Z 1 и колеса Z 2 . mte (MOD1) = 0.025*Re = 0.025*129.29 = 3.23. Z1 (ZET11) = (2*Re )/[mte (U2 +1)1/2 ] = 2*129.29/[3.23*(3.648*3.648 +1)1/2 ] = 22.79. Z2 (ZET21)= Z1 U = 83.91. (ZET1)= 23, (ZET2) = 84 Реальное передаточное число Uд и его отклонение от выбранного значения DU. Uд (UREAL) = Z2 /Z1 = 3.65; DU (DELTU) =(Uд - U)/U = 0.11 Геометрические параметры зубчатых колес: d2 (DELT2) = arctg (Z2 /Z1 ) = 74,6871 d1 (DELT1) = 90° – d2 = 15,3129 de1 (DE1) = mte1 Z1 = 69,00 de2 (DE2) = mte2 Z2 = 252,00 dae1 (DAE1) = de1 +2mte sin(d2 ) = 74,79 dae2 (DAE2) = de2 +2mte cos(d2 ) = 253,58 Re (RE) = 0.5 (de1 2 – de2 2 )1/2 = 160,64 dm1 (DM1) = de1 -bw cos(d2 ) = 58,96 Проверочный расчет на контактную прочность: V(V)=(v1 dm1 )/(2000) = 3,04 Уточнение степени точности, коэффициента g- Степень точности коэффициент нагрузки Частные коэффициенты нагрузки. KH b (KHB) = 1+CH (bw /dw1 )YH = 1,208 KF b (KFB) = 1 + CH (bw /dw1 )YF = 1,419 Удельная расчетная окружная сила WHt (WHT) = (2000*T1 KH b KHV )/(bw dm1 ) = (2000 * 29,585*1.208*1.208)/(38 * 60.89) = 37.9 Расчетное контактное напряжение dн (REALH) = ZM *ZH * [(WHt [Z1 2 +Z2 2 ]1/2 )/(0.85dm 1 Z2 )]1/2 = 275 * 1.77 * [(37.9*[232 + 842 ]1/2 )/(0.85*60.89 * 84)] =431.02 Условие прочности на контактную выносливость. dн/[d]H =431.02/441.82 = 0.97 – условие прочности соблюдается Недогрузка по контактной прочности Ddн(DSIGH) = (1-dн/[d]H ) * 100% = 2.44% Ширина колеса b2 и ширина шестерни b1 . b2 = b1 = bw = 38 Проверочный расчет на изгиб: Коэффициенты формы зубьев (выбирают в соответствии из таблицы в соответствии с коэффициентами Z1 Z2 ) УF 1 (УF1) = 3.9; УF 1 (УF1) =3.6; Zv1 (ZETV1) = Z1 /sin(d2 ) = 23/sin (74.688) = 23.8; Zv2 (ZETV2) = Z2 /cos(d2 ) = 84/ cos (74.688) = 318.12; Частные коэффициенты нагрузки при изгибе KFB (KFB) = 1+CF (bw /dw 1 )YF = 1+0.162 (38/60.89)1.37 = 1.419; KFV (KFV) =1 +(KHV - 1)*(dF KH a KH b )/(dH KF a KF b ) = 1+(1.208–1)()/() = 1.424 Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб WFt (WFT) = (2000 T1 KFB KFV )/(bw dm 1 ) = (2000 * 29,585 * 1.419 * 1.424)/(60.89*38) = 53.38 Средний модуль mtm (MODM)= dm 1 /Z1 =60.89/23 = 2.56 Расчетные напряжения изгиба для зубьев шестерни dF 1 dF 2 . dF1 (REALF1) = (УF1 * WFt )/(0.85mte ) = (3.94 * 53.38)/(0.85*2.56) = 96.50; dF2 (REALF2) = (УF2 * WFt) /(0.85mte) = (3.6 * 53.38) / (0.85 * 2.56) = 88.19 Расчет цилиндрической косозубой передачи Приближенное значение начального диаметра шестерни. dw
1
= Окружная скорость вращения зубчатых колес V(V1) = Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактною прочность KH
a
= mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; KHB
(KHB1) = Утоненное значение начального диаметра шестерни dw
1
(DW12) = Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца bw (BW1) = Ybd dw 1 = 0.64*65.69 = 52.55; BW = BW2=BW1 = 53; Межосевое расстояние aw (AW1) = 0.5dw 1 (U+1)=0.5*65.69 (0.64+1) = 161.17; AW = 160; Модуль, угол наклона зубьев В и числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 m(MOD1) = 0.02aw
= 3.2; MOD = 3; Реальное передаточное число и его отклонение от выбранного значения Uд
(UREAL)= Геометрические размеры зубчатых колес: dw 1 (DW1) =(mZ1 )/(cosB) = dw2 (DW2) = (mZ2 )/(cos B) = da1 (DA1) = dw1 + 2m = da2 (DA2) = dw2 + 2m = Проверочный расчет на контактную прочность V(V) = Уточнение степени точности m=0.00814; l = 1.051; g0 =8; Частные коэффициенты нагрузки KH
a
= mV + l = 0.00814*0.91+1.051 = 1.111; KHB
(KHB1) = Удельная расчетная окружная сила WHt
(WHT)= Расчетное контактное напряжение ZM
(ZM)=275; ZH
(ZH)=1.764Cosb0.872
= 1.728; ZE
(ZE)= Условие прочности на контактную выносливости Недогрузка на контактной прочности DdH
(DSIGH)= Ширина колеса b2 и ширина шестерни b1
. b2
(B2) = bw
= 53; b1
(B11)=b2
+0.6* Проверочный расчет на изгиб: Коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса ZV
1
(ZETV1)= Частные коэффициенты нагрузки при расчете на изгиб KF
b
(KHB) = Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб WFt
(WFT) = Расчетные напряжения изгиба. YE (YEPS)=1; Yb (YBET) = 0.91 dF1
(REALF1)= Реакции от сил в плоскости от XOZ: å MA =0; Ft l1 -Rbg l2 =0; Rbg =(Ft l1 )/l2 = (1003.92*45.7) 99.5 =461.09 å MB =0; Ft (l1 +l2 ) – Rag l2 =0; Rag = Ft (l1 +l2 ) / l2 = 1003.92 (45.7+99.5)/ 99.5 = 1465.01 Проверка найденных сил: å X = -1003.92 +1465 – 461.09 = 0 Все силы найдены правильно Реакции от сил в плоскости YOZ: å Ma = 0; Fa1 dm1 /2 – Rbb l2 – Fr1 l1 = 0; Rbb =(Fa1 dm1 /2 – Fr1 l1 )/l2 =(96.5 * 27.5 – 352.42 * 45.7)/99.5 =-135.19 å Mb =0; Fa1 dm1 /2 – Fr1 (l1 +l2 ) – Rab l2 = 0; Rab = (Fa1 dm1 /2 – Fr1 (l1 +l2 ))/l2 = (96.50*27.5 – 352.42 (45.7+99.5))/99.5 =-487.61 Проверка полученных результатов: å Y = 1570.12 – 353.467 -1216.48 = 0; RrB
= RrA
= Построение эпюр моментов Плоскость YOZ сечение B: Мx +Rbb x = 0; Мx = – Rbb x x=0 -> Mx = 0; x=l2 = 99.5 -> Mx = -13.45 сечение A: MX +Rbb (x+l2 ) – Rab x = 0 MX = – Rbb (x+l2 ) + Rab x Mx = x(Rab – Rbb) – Rl2 x =0 -> Mx = -13.45; x=l1 = 45.7 ->Mx = 2.65 Горихзонтальная плоскость XOY сечение B Мx = 0; сечение A MX = Rag l2 = 1465.01*99.5 = 145.7 сечение E Mx = Rag l2 -Ft (l1 +l2 ) =145.7 – 145.7 = 0; Расчет промежуточного вала: Реакции опор в плоскости XOY: å MA =0; Rbg (l1 +l2 +l3 ) – Ft2 *l1 – Ft1 (l1 +l2 )=0; Rbg =(Ft2 *l1 + Ft1 (l1 +l2 ))/(l1 +l2 +l3 ) = 2333.8 å MB =0; Rag (l1 +l2 +l3 ) +Ft1 *l3 +Ft2 (l2 +l3 ) =0; Rag = (-Ft1 *l3 – Ft2 (l2 +l3 ))/(l1 +l2 +l3 ) = -1928.79 Проверка найденных сил: å X = -1928.79–2333.8 +3258.69+1003.92 = 0 Реакции опор в плоскости ZOY: å MA =0; – Fa2 *d1 /2+Fr2 *l1 -Fr1 *(l1 +l2 ) – Fa1 *d2 /2 – Rbb *(l1 +l2 +l3 ) =0; Rbb =(-Fa2 *d1 /2+Fr2 *l1 -Fr1 *(l1 +l2 ) – Fa1 *d2 /2)/(l1 +l2 +l3 ) = -977.96 å MB =0; – Fa2 *d1 /2 – Fr2 *(l2 +l3 )+Fr1 *l3 – Fa1 *d2 /2 – Rab *(l1 +l2 +l3 )=0; Rab = (-Fa2 *d1 /2 – Fr2 *(l2 +l3 )+Fr1 *l3 – Fa1 *d2 /2)/(l1 +l2 +l3 ) = 141.99 Проверка найденных сил: å X = 141.99 +977.96+96.5–1216.48 = 0 RrB
= RrA
= Построение эпюр моментов: В плоскрсти ZOY Сечение А: Mx – Rab x = 0 Mx = Rab x x=0 -> Mx =0; x =l1 = 42.5 -> Mx = 6.03 Сечение E: Mx – Rab (l1 +x) – Fa 2 d1 /2 – Fr 2 x =0 Mx = Rab (l1 +x) + Fa2 d1 /2 + Fr2 x =0 Mx = x(Rab + Fr2 ) +Rab l1 + Fa2 d1 /2 x = 0 -> Mx = 29.99; x = l2 = 60.5 ->Mx = 44.41 Сечение B: Mx – Rab (l1 +l2 +x) – Fr2 (l2 +x) – Fa2 d1 /2 – Fa1 d2 /2 +Fr1 x = 0 Mx = Rab (l1 +l2 +x)+Fr2 (l2 +x) + Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2 – Fr1 x Mx = x(Rab +Fr2 – Fr1 ) + l1 Rab +l2 (Rab +Fr2 ) + Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2 x = 0 -> Mx = 57.77; x = l3 = 59.1 -> Mx = 0 В плоскости XOY: Сечение A: Mx – Rag x = 0 Mx = Rag x x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 42.5 -> Mx = 81,97 Сечение E: Mx – Rag (l1 + x) + Fr 2 x – Fa 2 d1 /2 = 0 Mx = Rag (l1 + x) – Ft2 x +Fa2 d1 /2 Mx = x(Rag – Ft2 ) + Rag l1 +Fa2 d1 /2 x = 0 -> Mx = 105.93; x = l2 = 60.5 -> Mx = 161.25 Сечение B: Mx – Rag (l1 +l2 +x) + Ft2 (l2 +x) +Fr1 x – Fa2 d1 /2 +Fa1 d2 /2 = 0 Mx = x(Rag – Ft2 – Ft1 ) +l1 Rag +l2 (Rag – Ft2 ) +Fa2 d1 /2 – Fa1 d2 /2 x= 0 -> Mx =; x = l3 = 59.1 -> Mx = 0 Расчет тихоходного вала: Реакции опор в плоскости ZOY: å MA = 0 Rbb (l1 +l2 ) + Fa2 d/2 – Fr2 l1 = 0 Rbb =(Fr2 l1 - Fa2 d/2)/(l1 +l2 ) Rbb = (128.58 – 94.8)/(164.9) = 204.851 å MB = 0 – Rab (l1 +l2 ) +Fa2 d/2 +Fr2 l2 = 0 Rab = (Fa2 d/2 +Fr2 l2 )/(l1 +l2 ) Rab = (94.8+)/164.9 = 1011.6 Проверяем найденные реакции: Rab + Rbb -Fr 2 = 1011.6 + 204.8 – 1216.48 = 0 Все силы направленны правильно Реакции опор в плоскости XOY: å MA = 0 Rbg (l1 +l2 ) – Ft2 l1 + Fa2 d/2 =0 Rbg = (Ft2 l1 - Fa2 d/2) /(l1 +l2 ) Rbg = (344.7 – 94.8)/164.9 = 1513.9 å MB = 0 – Rag (l1 +l2 ) + Fa2 d/2 +Ft2 l2 =0 Rag = (Fa2 d/2 +Ft2 l2 )/(l1 +l2 ) Rag = (94.8 +)/164.9 = 1744.7 Проверяем найденные реакции: – Rag – Rbg + Ft 2 = -1513.9 – 1744.7 + 3258.69 = 0 Все силы направленны правильно RrB
= RrA
= Построение эпюр моментов: В плоскости ZOY: Сечение А: Mx – Rab x = 0 Mx = Rab x x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 106.92 Сечение B: Mx – Rab (l1 +x) +Fr 2 x + Fa 2 d/2 = 0 Mx = Rab (l1 +x) – Fr2 x – Fa2 d/2 Mx = x(Rab – Fr2 ) + Rab l1 – Fa2 d/2 x = 0 -> Mx = 12.11; x = l2 = 59.2 -> Mx = 0 В плоскости XOY: Сечение А: Mx – Rag x = 0 Mx = Rag x x = 0 -> Mx = 0; x=l1 = 105.7 -> Mx = 184.41 Сечение B: Mx – Rag (l1 +x) +Ft 2 x + Fa 2 d/2 = 0 Mx = Rag (l1 +x) – Ft2 x – Fa2 d/2 Mx = x(Rag – Ft2 ) + Rag l1 – Fa2 d/2 x = 0 -> Mx = 89.61; x = l2 = 59.2 -> Mx = 0 Расчет сечения на статическую прочность Предположительно опасным сечением является сечение B в тихоходном валу. Результирующий изгибающий момент:
Осевой момент сопротивления сечения:
Эквивалентное напряжение:
Коэффициент запаса прочности текучести при при коэффициенте перегрузки Kп =2.5
Расчет сечения В на сопротивление усталости. Определяем амплитуду цикла в опасном сечение:
Принимаем Ks /Kd = 3; Kt /Kd = 2.2; KF = 1; KV = 1.034 Коэффициенты концентраций напряжений (Ks
)D
= (Kt
)D
= Пределы выносливости вала: (s-1
)D
= (t-1
)D
= Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям
Коэффициент запаса прочности в сечение В
Сопротивление усталости в сечение Е обеспечивается. Расчет подшибников. Определение осевых нагрузок: Rr1 = RrB = 480.5; Rr2 = RrA = 1544.02; Fa = Fa1 = 96.5 Определяем осевые составляющие: Rs 1 = 0.83 * e * Rr 1 = 0,83* 0.36 * 480.5 = 143.57 Rs 2 = 0.83 *0.36 * 1544.02 = 461.35 Так как Rs 1 <Rs 2 и Fa < Rs 2 – Rs 1 , то в соответствии с таблицей находим осевые силы, нагружающие подшипники: Ra2 = Rs2 = 461.35; Ra1 = Ra2 – Fa = 461.35 – 96.5 = 364.85 Отношение:
Эквивалентная нагрузка: Принимаем следующие сонстанты: v = 1.1; Kб =1.5; KT =1.2; RE1 =(XVRr1 + YRa1 ) KБ KT RE1 = (0.4*1.1*480.5 + 1.49* 364.85) 1.5*1.2 RE1 = 1359.08 RE2 =XVRr2 KБ KT RE2 =1*1.1*1544.02*1.5*1.2 = 3057.15 Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a23 = 0.65:
Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности. Расчет подшибников для промежуточного вала Определение осевых нагрузок: Rr1 = RrA = 1934; Rr2 = RrB = 2530.38; Fa = Fa1 – Fa2 = 742.66 – 352.42 = 390.24 Определяем осевые составляющие: Rs 1 = 0.83*e*Rr 1 = 0,83*0.36*1934 = 577,87 Rs 2 = 0.83*e*Rr 1 = 0.83*0.36 * 2530.38 = 756 Так, как Rs 1 <Rs 2 и Rs 2 – Rs 1 < Fa находим осевые силы нагружающие подшибники: Ra1 = Rs1 = 577.87; Ra2 = Ra1 +Fa = 577.87 + 390.24 = 968.11; Отношение:
Эквивалентная нагрузка: Принимаем следующие сонстанты: v = 1; Kб =1.2; KT =1; RE1 =XVRr1 KБ KT RE1 = 1*1*1934* 1.2*1. = 2320 RE2 =XVRr2 KБ KT RE2 =(0.4*2530.38 +1.49* 968) *1.2 *1= 2945 Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры 2 при a23 = 0.65:
Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности. Осевые составлябщие для радиальных подшибников RsB = RsA = 0 Из условия равновесия вала RaB = 0; RaA = Fa = 742.66 Для опоры B: X=1; Y=0 Для опоры A отношение: X=0.56; Y = 1.45; e = 0.3 Отношение Эквивалентные динамические нагрузки при KБ =1.2 и КТ = 1 RE1 = (VXRrA +YRaA ) KБ КТ RE1 =(0.56 * 2016.75 + 1.45 * 742.66) 1.2=2647.48 RE 2 = VXRrB KБ КТ RE 2 = 1* 1527.68 *1.2 = 1833.216 Расчитываем долговечность более нагруженного подшибника опоры A при a23 = 0.65:
Требуемая долговечность 10000 ч, выбранный подшибник подходит по долговечности. Смазка Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактное давление в зубьях, тем с большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная сила колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Вязкость масла определяют от контактного напряжения и окружной скорости колес. Из таблицы выбираем сорт масла учитывая перечисленные выше параметры. Исходя из полученных результатов расчета редуктора выбираем масло И-Г-С‑68. Оно наиболее подходит для данного типа редуктора! В коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должны быть обязательно погружены зубья конического колеса. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами работы передач. С течением времени масло стареет. Его свойства ухудшаются. Для контроля количества и состояния используют специальный масломер. |