Эскизный чертеж общего вида редуктора

12
• Далее ⇒

Критерий работоспособности

Нагрузка на зубья переменная, напряжения изменяются по отнулевому цикла (коэффициент асимметрии цикла R = 0). Передача закрытая, основной вид разрушения зубьев – усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений σ_Н. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи начинают с определения межосевого расстояния α_w из условия сопротивления контактной усталости зубьев с последующими проверками величин контактных напряжений и напряжений изгиба σ_F.

 

Проектировочный расчет

Цель расчета – межосевое расстояние передачи α_w по формуле

α_w’ = K_a(u ±1) ₁K_H/(ψ_bau[σ_H]²)

1.Материал и термообработка

Для производства рекомендуют перепад твердостей шестерни Н₁ и колеса Н₂ в пределах Н₁ – Н₂> 100НВ. Это можно выполнить, назначая для зубьев z₁ поверхностную закалку токами высокой частоты (ТВЧ1) – твердость Н₁> 350НВ, – а для зубьев колеса z₂ улучшение (У2) – твердость Н₂<350НВ.

Например, принимаем с целью унификации материала для z₁ и z₂ сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

а) шестерни z₁ после закалки ТВЧ про диаметре заготовки D≤125мм σ_В = 900МПа; σ_Т = 750МПа; твердость поверхностей зубьев 45…50HRC (425…480HB); твердость сердцевины 269…302НВ;

б) колеса z₂ после улучшения при толщине S≤80 мм σ_В = 900МПа; σ_Т = 750МПа; твердость сердцевины 269…302НВ.

Средние твердости зубьев Н_1m = 452HB, H_2m = 285HB; Н_1m – H_2m = 452-285 =

=167>100HB – рекомендация по перепаду твердостей зубьев выполняется.

2. Число циклов перемены напряжений

Срок службы по формуле L_h = 365∙24κ_Гκ_Сh

L_h = 365∙24∙0,5*0,66*4 = 11563,2ч. Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы N = 60nc L_h: шестерни N₁ = 60∙467,82∙1∙11563,2 = 65,5∙10⁷; колеса N₂ =N₁/u =

= 65,5∙10⁷/4,5 = 14,5∙10⁷.

Базовое число циклов по контактным напряжениям N_Hlim = 30H_m^2,412∙10⁷; по напряжениям изгиба N_Flim = 4∙10⁶. N_Hlim1 = 7∙10⁷<12∙10⁷; N_Hlim2 = 2,34∙10⁷<12∙10⁷. Из сравнения чисел циклов имеем, что N₁ и N2 больше, чем N_Hlim; N₁ и N2> N_Flim. Отсюда коэффициенты долговечности Z_N = 1; Y_N =1.

3. Допускаемые напряжения. Для косых и шевронных зубьев допускаемые контактные напряжения по формуле:

[σ_Н]_min ≤ [σ_H] = 0,45([σ_Н]₁+[σ_Н]₂) ≤ 1,25[σ_Н]_min,

где [σ_Н]_i = [σ_Н]_minbiZ_N/S_H (i=1,2). Базовый предел контактной выносливости при N_Hlim:

σ_Нminb1 = 17HRC + 200 = 17∙47,5 + 200 = 1007МПа;

σ_Нminb2 = 2НВ +70 = 2∙285 + 70 = 640МПа. Коэффициент запаса прочности: S_H1=1,2;

S_H2 = 1,1.

Тогда [σ_Н]₁ = 1007∙1/1,2 = 839МПа; [σ_Н]₂ = [σ_Н]_min = 640∙1/1,1 = 582МПа; 582<0,45∙(839+582) = 639<1,25∙582 = 728МПа. Граничные условия выполняются.

Расчетное контактное допускаемое напряжение [σ_Н] = 639МПа.

Допускаемое напряжение изгиба по формуле [σ_F] = σ_FlimbY_N, где базовый предел изгибной выносливости зубьев σ_Flimb1 = 310МПа; σ_Flimb2 = 1,03Н_НВm = 1,03∙285 = 294МПа;

Y_N =1.

Расчетные допускаемые напряжения на изгиб [σ_F]₁ = 310МПа; [σ_F]₂ = 294МПа.

4. Коэффициент рабочей ширины венца ψ_ba по межосевому расстоянию α_w: ψ_ba = b₂/ α_w – величина стандартная: при симметричном расположении колес относительно опор ψ_ba = 0,315…0,5. Принимаем ψ_ba = 0,4. Коэффициент рабочей ширины венца ψ_bd по диаметру шестерни d₁: ψ_bd = b₂/d₁ = 0,5 ψ_ba(u+1) = 0,5∙0,4(4,5+1)=1,1.

5. Коэффициенты расчетной нагрузки

Окружная скорость по формуле υ = n₁(T₁/u)^1/3/1194 = 467,82∙(22,18/4,5)^1/3/1194 = 0,66 м/с.

Степень точности (определяем по таблице) 8 – В ГОСТ 1643-81.

Коэффициент динамической нагрузки К_НV = 1,02

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий К_Нβ = 1+ (К_Нβ⁰ - 1) К_НW, где К_Нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период до приработки зубьев: при ψ_bd = 1,1 и Н₂≤ 350НВ интерполяцией находим К_Нβ⁰ = 1,05; К_НW – коэффициент приработки зубьев: по табл. при υ ≈ 2 м/с, Н₂ = 285 НВ получим К_НW =0,3 ; К_Нβ = 1+(1,05 - 1)∙ 0,315 = 1,015

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев по формуле К_Нα = 1 + (К_Нα⁰ - 1) К_НW, где начальное значение К_Нα⁰ по формуле

1 ≤ К_Нα⁰=1+0,25(n_CT - 5) ≤ 1,6: К_Нα⁰ = 1+0,25(8-5) = 1,75>1,6. Следовательно по нормам плавности необходимо принять 7-ю степень точности. Тогда К_Нα⁰ = 1+0,25(7-5)= 1,5<1,6. Уточнение степени точности передачи: 8-7-8 В ГОСТ 1643-81.

Коэффициент К_Нα = 1+ (1,5 - 1)∙ 0,315 = 1,15

Коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям

К_Н = 1,02∙1,015∙1,15 = 1,19.

6. Межосевое расстояние по формуле α_w’ = K_a(u ±1) ₁K_H/(ψ_bau[σ_H]²), мм,

α_w’ = 410(4,5+1)[22,18∙ 1,19 /(0,4∙4,5∙639²)]^1/3 = 74,4 мм.

Округляя α_w’ в большую сторону для стандартной передачи (крупносерийное производство), будем иметь α_w = 75 мм.

7. Основные параметры передачи

Ширина венца колеса b₂’ = b_w ψ_ba α_w = 0,4∙ 75 = 30мм; b₂ = 30мм;

ширина шестерни b₁ = b₂ + (3…5)мм; принимаем b₁ = 34мм.

Максимально допустимый модуль из условия неподрезания зубьев у основания по формуле m_max’ ≈2 α_W/[17(u+1)] = 2∙95 /[17(4,5+1)]= 2,03мм. Для силовых передач рекомендуют m ≥ 1,5мм. По ГОСТ 9563-60 принимаем m = 2 мм.

Наименьший угол наклона косых зубьев по формуле

β_min = arcsin(4m/b₂) = arcsin(4∙2/34 ) = 13,60896063^о

Суммарное число зубьев по формуле

z_∑’ = z₁ ± z₂ =(2 α_Wcosβ_min)/m = (2∙95 cos13,60896063)/2=92,83,

z_∑’ округляют до целого числа z_∑ в меньшую сторону ( для увеличения угла наклона зубьев) – принимаем z_∑ = 92 - и уточняют фактическое значение угла β (с точностью до 10^-6): cosβ = 92∙2/2∙95 = 0,968421

β = arcсos 0,968421 = 14,437301⁰

Для косозубых передач рекомендуют β = 8…20⁰.

Числа зубьев z₁ и z₂

Число зубьев шестерни z₁’ = z_∑/(u+1)=92 /(4,5+1) = 16,73- округляется до ближайшего целого числа z₁=17_. Из условия отсутствия подрезания z_1min = 17cos³β =

z_1min = 17 cos³ 14,437301=15

Принимаем z₁ = 17 > 15

Число зубьев колеса z₂ = z_∑ - z₁ = 92-17 = 75

Фактическое передаточное число редуктора u_ф = 75/17 = 4,41

Отклонение u_ф от номинального u_ред=4,5 ∆ u= 100(4,5 – 4,41 )/4,5 =2%, что меньше [±3%] для одноступенчатого цилиндрического редуктора.

Диаметры зубчатых колес (рис.3):

- делительные d₁ = 17∙2/ сos 14,437301= 35,09мм;

d₂ =2∙112– 41,195 = 154,91 мм

- окружностей вершин d_α1 = 35,09 - 2∙2 = 39,09мм

d_α2 = 154,91 - 2∙2 = 158,91 мм

- окружностей впадин d_f1 = 35,09 – 2,5∙2 = 30,09 мм

d_f2 =154,91 – 2,5∙2 = 159,91 мм

 

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

1. Из кинематического и энергетического расчетов

Т₁=22,74 Н^.м;

n₁=945 мин^-1;

u=2,02;

K_c=0,66.

1. Ограничения. Диаметры шкивов должны вписываться:

a) Ведущий шкив – в габариты двигателя, т.е, d₁≤d_30.

d₃₀ – размер двигателя. Для двигателя АИР100L6 УЗ d₃₀=240мм.

b) Ведомый шкив в габариты редуктора, т. е. в первом приближении

d₂≤d_{2 зуб}+100мм, где

d_{2 зуб} – делительный диаметр колеса зубчатой передачи редуктора.

100мм – добавка на высоту корпуса относительно диаметра колеса

d_{2 зуб}=155мм

d₂≤255мм

 

Расчет передачи

1) Коэффициент С_р по табл. 6.1 для цепного конвейера при двусменной работе (k_c=0,66) – режим средний: С_р=1,2

Расчетный момент по формуле:

Т_1р=Т₁^.С_р=22,74^. 1,2=27,288 Н^.м

2) По табл. 6.2 в интервале 11≤ Т₁ ≤70 Н м – сечение ремня А ГОСТ 1284.1-89 с параметрами:

d_{1 min}=90 мм

L_p=560…4000 мм

m_n=0,1 кг

A=81 мм²

y₀=2,8

T=8±0,4

W=13

W_p=11

3) Диаметры шкивов.

0,7(d₁+ d₂)<a<2(d₁+ d₂) Поделим это неравенство на d₁ Получим

0,7(1+ u)<a/d₁<2(1+ u). При u=2,02 будем иметь

2,114^.d₁<a<6,04^.d₁

С учетом ограничения d₂≤255 мм можем иметь в пределе

d₁=255/2,02=126,23 мм; d₁=112 (по ряду R 20); d₁> d_1min

d₂^’=112^.2,02 по ряду R20 d₂^’=226 мм.

4) Фактическое передаточное число с учетом скольжения по формуле

u _ф= d₂/ [ d₁(1-ξ)]=226/[112(1-0,01)]=2,04; где ξ =0,01- коэффициент скольжения для координационного ремня.

Окружные скорости по формуле: υ₁=π d₁n₁/60000; υ₂= υ₁(1-ξ)

υ₁=π^.112^.945/60000=5,53 м/с

υ₂=5,53(1-0,01)=5,58 м/с

5) Межосевое расстояние

2,114^.112<a<6,04^.112;

243,11<a<676,48 мм

По рекомендации оптимальности а при u=3

а_опт/ d₂=1,0; а_опт= d₂=226

 

 

6) Длина ремня

Расчетная длина ремня по формуле

L_p^’=2a+ω+q/a, где

ω= 0,5 π(112+226)=530,66 мм

q= [(226-112)/2]²=3249 мм²

L_p^’=2^.226+530,66+3249/226=997,04

L_p=1250 мм

7) Уточнение номинального межосевого расстояния

a_nom=0,25(L_p – ω+[(L_p – ω)² – 8q]^0,5)=0,25(1250 – 530,66+[(1250 – 530,66)²+8^. 3249]^0,5)=364,13 мм

Выбираем класс ремней II, тогда S₁= 0,025, S₂=0,009 и удлинение ремня по формуле ∆₁≥S₁L_p

∆₁≥0,025^.1250=31,25 мм

Принимаем ∆₁=34,26 мм

a_nom+∆₁=390 мм

Уменьшение a_nom по формуле ∆₂≥0,009^.L_p≥0,009^.1250≥33,25мм

Ход натяжного устройства =∆₁+∆₂=34,26+34=68 мм

8) Угол обхвата по формуле α₁=π – (d₂ - d₁)/а=180⁰ – 57(226-112)/364,13=162,15⁰>110⁰

9) Число ремней по формуле K’=P/(P₀^.C_α^.C_L^.C_K)

P – передаваемая мощность привода в условиях эксплуатации

Р₀ – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем определенного сечения и длины при угле обхвата 180⁰ и спокойном режиме работы.

C_α – коэффициент угла обхвата;

C_L – коэффициент, учитывающий длину ремня;

C_K - коэффициент, учитывающий число ремней.

P=(T_1p^.n₁)/9550=945^.29,8/9550=2,95 кВт

Р₀≈1,5 кВт

При α=162,15⁰ C_α=0,95

C_L=(L_p/L_0p)^1/m=(1250/1700)^1/6=0,92

При C_K=1 K=3,76/1^.0,95^.0,92^.1=4

C_K=0,78

Уточнение K=3,76/1^.0,95^.0,92^.0,78=5,4

10) Натяжение ветви ремня

Номинальная мощность комплекта ремней при двусменной работе (С_р=1,2)

Р_пот=Т₁^.n₁/9550=22,18^.945/9550=2,19 кВт

υ₁=5,53 м/с

m_n=0,1 кг/м

F₀=500(2,5 - C_α) Р_пот^. С_р/(C_α^. υ₁^.K)+ m_n^. υ₁²=500(2,5 – 0,95)^.2,19^.1,2/(0,93^.5,53^.5)+0,1^.5,53²=90,87Н

Прогиб ветви ремня по формуле f=1,55^.10^-2.a

F = 1,55^.10^-2.364,13 =473,89^.10^-2=5,64 мм

При силе нажатия по формуле:

Q = (c^.F₀ + C₀)/16

Q =(1,3^.90,87 + 5)/16 = 7,76Н

 

11) Число пробегов ремня в секунду

µ=10^3. υ/L_p≤[µ]; [µ]=20c^-1

µ=10^3.5,53/1250=4,4 с^-1 ≤[20]– долговечность ремня обеспечивается

12) Запись в спецификации: РЕМЕНЬ A – 1250 II ГОСТ 1284.1 - 89

13) Силы на валах

F_B=2F₀^.K^.sin(α₁/2)=2^.90,87*5^.sin(162,15/2)=868,8Н при угле ψ=0

F_Bx=F_B=868,8Н; F_By =0

 

 

4. Проверочный расчет цилиндрической передачи

В кинематическом расчете были получены следующие номинальные параметры: n_дв=945; шестерни n₁=467,82; колеса n₂=103,73 мин^-1; передаточные числа: редуктора u_ред=4,5; ременной передачи u_рп=2,02; общее u₀=9,11; моменты на валах: шестерни Т₁=22,74; колеса Т₂=184,38; на звездочках конвейера Т_зв=97,05 Н^.м.

 

1) В результате проектировочных расчетов передач были получены фактические передаточные числа: u _{ф ред}=4,239; u _{ф рп}=2,13; u_{ф 0}=4,239^.2,13=9, 03. Отклонение ∆ u₀=100^.(9,11 – 9,03)/9,11=0,87%

Уточнение частот вращения и моментов на валах:

Вал	М			Б
ni, мин-1		467,82	103,73	103,73
Tj, H.м	72,97	22,74	184,38	97,05

 

2) Проверка механических характеристик материалов цилиндрических колёс в зависимости от размеров заготовок D_заг, S_заг из условия D_заг≤D, S_заг≤S, где D S из табл. 5.2:

a. шестерни z₁ D_заг = d_a1 + 6 = 46,195+6=52,195

Принимаем D_заг = 52<125мм;

b. для сплошного колеса (без выточек) в единичном производстве

S_заг = b₂ + 4мм = 45 + 4 = 49<80мм.

Механические характеристики материалов определены верно.

3) Окружная скорость ν = πd₁n₁/6000 =( π^.41,195^.289,08)/60000=0,6235 м/с

(в проектировочном расчёте было 0,6194 м/с). Так как скорость ν, схема передачи,

ψ_bd = b₂/d₁ = 45/41,195=1,092 (было 1,1) твёрдости зубьев, степени практически не изменилась, то составляющие коэффициента расчётной нагрузки по контактным напряжениям остались прежними: К_н =1,02^.1,015^.1,15=1,19

4) Контактные напряжения

σ _н=(z_σ/a_w)[K_HT₁(u_ф±1)³/(b₂^. u_ф)]^0,5=8400[1.19^.71,51(4,239+1)³/(45^.4,239)]^0,5=620,78

Отклонение расчётного напряжения в сторону уменьшения от допускаемого

∆σ_н = 100(620,78 – 639)/639=2,85<(15 – 20)%

Условие сопротивления контактной усталости зубьев выполняется.

5) Коэффициент расчётной нагрузки по напряжениям изгиба.

Коэффициент динамической нагрузки при ν = 0,62м/с Н₂<350HB; 8 степени точности; при косых зубьях K_FV = 1,04

Коэффициент K_Fβ = 0,18+0,82^.H ⁰_Hβ=1,041

Коэффициент K_Fα = 1,5

Коэффициент расчётной нагрузки K_F = 1,04^.1,041^.1,5=1,624

6) Окружное усилие F_t = 2000T₁/d₁ = 2000^.71,51/41,195=3471,78 M Па

Эквивалентное число зубьев колеса z_ν2 = 84/cos³13,8365=91,83

Шестерни z_ν1 = 19/cos³13,8365=20,765

Коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений Y_FS2 и Y_FS1 по формуле при

x = 0

Y_FS2 =3,47+13,2/91,83=3,614

Y_FS1 =3,47+13,2/20,765=4,106

Коэффициент угла наклона зуба Y_β = (1 – β)/100=(1 – 13,8365)/100=1,138≥0,7

Коэффициент перекрытия для косых зубьев Y_ε =0,65

7) Напряжение изгиба в ножке зуба колеса

σ_F2 = (K_F^.F₁^.Y_FS2^.Y_β^. Y_ε)/(b₂^.m)=(1,624^.3471,78^.3,614^.1,138^.0,65)/(45^.2,5)=133,977 MПа

в ножке зуба шестерни σ_F1 = σ_F2^.Y_FS1/Y_FS2=(133,977^.4,106)/3,614=152,216 MПа<310

Условия изгибной выносливости зубьев выполняются.

5. Эскизное проектирование

Материал валов

Зубья шестерни нарезаны на быстроходном валу. Следовательно, материал этого вала тот же, что у шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71; термообработка вала – улучшение, кроме зубьев (ТВЧ1) и места установки манжетного уплотнения. Колесо съемное, его вал изготавливается отдельно. Производство по заданию – крупносерийное, поэтому в целях унификации материала для вала колеса назначаем ту же сталь 40Х.

Механические характеристики стали 40Х при диаметре заготовки D_заг≤120 мм и Н≥270 НВ: σ_в=920, σ_т=750, τ_т=450, σ_-1=420, τ_-1=230 МПа; коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла ψ_τ=0,1.

Концы валов.

Диаметры концов валов при пониженных допускаемых напряжениях [τ_K]=25 MПа по формулам:

• Быстроходного d’_б≥(7…8)Т_б^1/3=(7…8)^.71,69^1/3=(29,07…33,23)мм;
• Тихоходного d_т^’≥(5…6)T_б^1/3=(5…6)^.172,8^1/3=(27,84…33,42)мм.

Концы валов выполняем коническими. По согласованию с ГОСТ 12081 – 72 принимаем d_б=d=40 мм; d_T=d=32 мм.

Диаметр тихоходного вала следует согласовать с диаметром муфты. Величина расчетного момента муфты по формуле: Т_Р=1,3^.71,69= 93,197 Н^.м.

Диаметр d_б должен быть согласован с диаметром d₁ конца вала двигателя. В данном расчете у двигателя АИР 160S8 d₁=48 мм, конец цилиндрический. С диаметром 48 мм могут сочетаться полумуфты, начиная с диаметра отверстия 40 мм. Диаметр конца быстроходного вала следует принять 40 мм, вместо 32 мм.

Выбрана упругая муфта с оболочкой вогнутого профиля. Обозначение:

МУФТА 100 – 1 – 32 1 УЗ ГОСТ Р 50892 – 96, где Т_ном=100 Н^.м>Тр=93,197

Таким образом, конец быстроходного вала под шкивом конического исполнения типа 1 по ГОСТ 12081-72 имеет следующие размеры, мм: d=40, l₁=110, l₂=82,d_ср=35,9; b*h=8^.10=80; t₁=5; t₂=3,3 мм; резьба d₁ – M24х2

Конец тихоходного вала типа 2 имеет при d=32 мм размеры: l₂=58; d_ср=29,1; bxh=6x6=36, t₁=3,5; t₂=2,8; d₂=M10; l₃=17, l₄=19 мм_.

Опоры валов

Диаметр вала под подшипником d_п из условия установки и снятия ПК без выема шпонки из паза по формуле: d_п^’≥ d_cр+ 2t₂+1 мм, где d_cр – средний диаметр конуса; t₂ – глубина паза в ступице:

· Быстроходного вала d_пб^’≥35,9+2^.3,3+1=43,5 мм;

· Тихоходного вала d_п^’=29,1+2^.2,8+1=35,7 мм.

Диаметр d_п округляют до ближайшего большего по диаметрам внутренних колес подшипников, кратных пяти: d_пб=45 мм; d_пт=40 мм.

Предварительно в качестве опор валов по рекомендациям практики принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой узкой серии по ГОСТ 8338-75

Размеры ПК:

• Быстроходный вал – подшипники 207: d=35, D=72, B=17, r=2 мм, r – радиусы скругления торцов колец
• Тихоходный вал – подшипники 208: d=40, D=80, B=18, r=2 мм.

Проверка условия размещения ПК и болтов крепления крышки редуктора к корпусу в пределах a_w=112 мм.

Требуемое межосевое расстояние:

а_{w тр}= 0,5(D_ПБ+Dпт)+∆, где ∆≥2^.Т_Т^1/3=2^.172,8^1/3=11,14 мм; а_{w тр}=0,5(72+80)+11,14=87,14 мм. Действительный зазор между наружными кольцами подшипников ∆=112 – 76=36>11,14 мм. Условия названного размещения выполняется. Схема установки ПК – «враспор».

Шпоночное соединение

Ступица колеса соединяется с валом призматической шпонкой: для d=40 мм сечение bxh=12x8 мм, глубина паза t₁=5 мм.

По формуле расчетная длина шпонки из условия смятия l_p^’=2000T_T/{d(h – t₁)[σ_см]}, где [σ_см] примем равным для стальной ступицы 150 МПа. Тогда l_p^’=2000^.172,8/40(8 – 5)^.150=19,2 мм. Принимаем l_p=19 мм. Полная длина шпонки со скругленными концами

l= l_p+b=19+12=31мм, что соответствует стандарту.

Обозначение шпонки:

ШПОНКА 12 х 8 х 40 ГОСТ 23360-78

Длина ступицы колеса по формуле l_ст^’=l+(5…10)мм. Принимаем l_ст=40 мм, что на 5 мм меньше ширины зубчатого венца b₂=45 мм.

Эскизный чертеж общего вида редуктора

Зазоры а от вращающихся зубчатых колес до внутренних стенок корпуса редуктора: а=L^1/3+ 3 мм, где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передачи: L=a_w+0,5(d_α1+ d_α2)=112+ 0,5(39,09+158,91)=211 мм; а=211^1/3+3=8,95 мм.

 

7. Смазка зацеплений и подшипников

Для уменьшения потерь на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также от предохранения от заедания и коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание поверхностей трения. Для смазывания передач применяют масла. Принцип выбора сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения σ_Н в зацеплении, тем больше должна быть вязкость масла.

σ_Н=639 МПа, υ=0,62 м/с Исходя из этих данных рекомендуемая вязкость при 40⁰ равна 60 мм²/с. По величине кинематической вязкости выбираем марку масла: И-Г-А-68 .

Обозначение масла состоит из четырех знаков: И – индустриальное, Г – для гидравлических систем, А – масло без присадок, 68 – класс кинематической вязкости.

Допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну: h_M≈(2m…0,25d₂), но не менее 10 мм. h_M=2^.2,5…0,25^.182,805=5…46,45. Расстояние между дном корпуса и наружной поверхностью колес для всех типов редукторов принимают: b₀≥3a, b₀≥3^.9=27 мм.

 

8. Силы, действующие на валы.

---

12
• Далее ⇒