Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
И ордена Трудового Красного Знамени
Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана
Кафедра «Детали машин»
ПРИВОД ЭЛЕВАТОРА
Пояснительная записка
ДМ 11-03.00.00
Студент_________________(Баграмова Л.З) Группа Э6-61
Руководитель проекта______________(Фомин М.В.)
2003 г.
|
[0.1] Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции [0.2] 1 Кинематический расчет [1] 1.1.Подбор электродвигателя [2] 1.2.Определение частот вращения и вращающих моментов на валах [2.1] Расчет конической зубчатой передачи [3] 2.1 Выбор материала колеса и шестерни [4] 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. [4.1] 3. Эскизное проектирование [5] 3.1 Проектные расчёты валов
[6] [7] 3.2 Расчет подшипников на быстроходном валу [8] 3.3 Расчет подшипников на тихоходном валу [9] 3.4 Расчет подшипников на приводном валу [9.1] 4. Проверочный расчет валов на прочность [10] 4.1 Расчет быстроходного вала [11] 4.2. Расчет тихоходного вала
[12] [13] 5 Расчет соединений [14] 5.1 Шпоночные соединения [15] 5.1.1. Шпонка на валу электродвигателя: [16] 5.1.2. Шпонка на конце быстроходного вала: [17] 5.1.3. Шпонка на тихоходном валу (2 шт): [18] 5.1.4. Шпонка на приводном валу (2 шт): [19] 5.2 Сварное соединение [19.1] 6. Расчет приводной цепи. [19.2] 7 Выбор роликовой обгонной муфты. [19.3] 8 Выбор упругой муфты [19.3.1] 9 Выбор смазочных материалов [19.4] Список использованной литературы: |
Определяем требуемую мощность электродвигателя и частоту вращения.
Находим общий К.П.Д. кинематической цепи:
Определяем требуемую мощность и частоту вращения электродвигателя:
Выбираем электродвигатель 112M4/1432 (по таблице 24.9 - cтр. 417).
Pэ=5.5 кВт, dэ=32 мм
Частота вращения приводного вала:
Передаточное отношение редуктора:
Частота вращения тихоходного вала редуктора:
Определяем вращательный момент на тихоходном валу TT:
Для начала определим момент на валу элеватора
Результаты расчета приведены в распечатках 1 и 2.
В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колеса и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки.
С другой стороны, в связи с обычным по соображениям жесткости увеличением диаметра вала от концевого участка к участку расположения шестерни необходимо выполнение условия (для конической передачи):
dm1 ≥1.35dэ
Где dm1 – средний делительный диаметр шестерни
Для конструктивной проработки выбираем вариант 1.
По таблице 2.1 (стр.11) выбираем материалы и виды обработки для колеса и шестерни.
Выбираем марку стали: для шестерни - Сталь 45, а для колеса - Сталь 40ХН, термообработка - улучшение.
Контактные напряжения , МПа:
При номинальной нагрузке:
Расчётные ……………………………………………………………………………………………………….421.4
Допускаемые…………………………………………………………………………………………………….446.0
При максимальной нагрузке:
Расчётные ……………………………………………………………………………….……………………….625
Допускаемые…………………………………………………………………………….…………………….11652
Напряжения изгиба , МПа:
При номинальной нагрузке: шестерня колесо
Расчётные ………………………………………………………………………………………………….…….52 54.9
Допускаемые…………………………………………………………………………………………………….140.5 120.1
При максимальной нагрузке:
Расчётные ……………………………………………………………………………….……………………….114.3 120.9
Допускаемые…………………………………………………………………………….…………………..…..1021.4 872.8
Предварительные оценки значений диаметров различных участков валов редуктора определяем по формулам [стр.42]:
- для быстроходного вала
для данного d находим на стр. 42 значения:
- для тихоходного вала:
принимаем диаметр под колесо равным:
При выборе типа подшипников для конического редуктора необходимо учитывать, что колесо и шестерня должны быть точно и жестко закреплены в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость, поэтому для опор валов применяются конические роликовые подшипники. При высокой частоте вращения вала-шестерни (более 1500 об./мин.) применяют шариковые радиально-упорные подшипники, но в данном случае их применять не рекомендуется, т.к частота вращения вала-шестерни невелика. Таким образом для опор колеса и шестерни используем конические роликовые подшипники.
Также необходимо выбрать тип подшипников для приводного вала. Корпуса, в которых размещают эти подшипники, устанавливают на раме конвейера. Погрешности изготовления деталей и сборки неизбежны, и это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников друг относительно друга. Помимо прочего, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В нашем случае в конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.
Исходя из этих соображений необходимо применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.
Определение сил, нагружающих подшипник
Силы, действующие в зацеплении (на шестерне).
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Консольная сила:
Предварительный выбор подшипника
За основу берем роликовый подшипник № 7207А. Если грузоподъемность окажется недостаточной, возьмем среднюю серию
Длины участков
Находим реакции опор:
В горизонтальной плоскости:
В верткальной плоскости:
Реации от консольной нагрузки:
Полные реакциив опорах:
Динамическая грузоподъёмность:
Коэффициент минимальной осевой нагрузки: е=0,37
Определим осевые силы, необходимые для нормальной работы подшипника:
Определим эквивалентную динамическую нагрузку:
X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок
FА/(V RA) = 0,307 что меньше "e"
Следовательно X = 1 и Y = 0
FВ/(V*RB) = 1.5, что больше "e"
Следовательно X = 0.4 и Y = 1.6
, где V=1,0 - коэффициент вращения кольца,
=1,4 - коэффициент безопасности,
=1,0 - температурный коэффициент,
Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
Pэr = КЕ*Pr,
где КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима
работы. Так как у нас режим работы II, то КЕ = 0,63.
PэrА = 0,63*4463 = 2811.7 Н.
PэrВ = 0,63*6242 = 3932.42 Н.
Более нагруженным является подшипник В. Дальнейший расчет будем вести по нему.
Расчет подшипника на ресурс
,где =1 - коэффициент, учитывающий вероятность отказа,
=0,65 - коэффициент, учитывающий условия смазки и материала деталей подшипника,
=10/3 - показатель степени,
=1430 1/мин - частота вращения быстроходного вала.
, следовательно выбранный подшипник подходит
.
Выбор посадок подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 3932.42/48400 = 0.0812 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника – m6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.
Определение сил, нагружающих подшипник
Силы, действующие в зацеплении (на колесе).
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Консольная сила:
Предварительный выбор подшипника
За основу берем роликовый подшипник № 7208А. Если грузоподъемность окажется недостаточной, возьмем среднюю серию
Длины участков
Находим реакции опор:
В горизонтальной плоскости:
В верткальной плоскости:
Реации от консольной нагрузки:
Полные реакциив опорах:
Динамическая грузоподъёмность:
Коэффициент минимальной осевой нагрузки: е=0,37
Определим осевые силы, необходимые для нормальной работы подшипника:
Определим эквивалентную динамическую нагрузку:
X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок
FА/(V RA) = 0,438 что больше "e"
Следовательно X = 0,4 и Y = 1,6
FВ/(V*RB) = 0,782 что больше "e"
Следовательно X = 0.4 и Y = 1.6
, где V=1,0 - коэффициент вращения кольца,
=1,4 - коэффициент безопасности,
=1,0 - температурный коэффициент,
Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
Pэr = КЕ*Pr,
где КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима
работы. Так как у нас режим работы II, то КЕ = 0,63.
PэrА = 0,63*3780,6= 2381,8 Н.
PэrВ = 0,63*5151.4 = 3814,5 Н.
Более нагруженным является подшипник В. Дальнейший расчет будем вести по нему.
Расчет подшипника на ресурс
,где =1 - коэффициент, учитывающий вероятность отказа,
=0,65 - коэффициент, учитывающий условия смазки и материала деталей подшипника,
=10/3 - показатель степени,
=1286 1/мин - частота вращения тихоходного вала.
, следовательно выбранный подшипник подходит.
Выбор посадок подшипника
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 3754.6/58300 = 0.06 , следовательно поле допуска вала при установке подшипника – m6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.
В конструкции данного узла применены радиальные сферические подшипники, связи с наличием значительных осевых смещений приводного вала из-за неравномерности нагружения ковшей элеватора, более того установка подшипников производится в разные корпуса, следовательно невозможно точно расположить корпуса в пространстве и вместе с тем их идентично изготовить.
Определение силы, действующей на вал со стороны барабана
Fв = F1 +F2
Fв = (F12 + F22 + F1 F2cos)1/2,
Где - угол между ветвями ремня, = 0.
F1, F2 – натяжение ветвей.
Для нахождения сил натяжения ветвей, решим систему уравнений:
Ft = F1 – F2 = 1,75
F1/F2 = е -f
- угол охвата ремнем барабана, = 180.
f – коэффициент трения, f = 0,3.
F1 – F2 = 1,75
F1/F2 = 1/0,5878
Отсюда F1 = 4,25 кН,
F2 =2.5 кН.
Тогда Fв = 8,5 кН,
Fв = 5,91 кН.
Определение сил, нагружающих подшипник
Окружная сила:
Осевая сила:
Консольная сила со стороны обгонной муфты:
со стороны ведомой звездочки:
1) вертикальная плоскость
Fr2y=(Fв*(l2+l3)/2 + Fк*l5) / l4;
Fr2y =3982 Н.
Fr1y=2834 Н.
2) Реакции в опорах от консольной силы
М(F)1 = 0
Fk1*(l1 +l4)- Fk1*l4 = 0,
Fk1 = 2.62кН.
F = 0
Fk1 + Fk2 - Fk1 = 0 ; Fk2 =0,36 кН.
Подбор подшипников
Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от значения частоты вращения кольца. Так как частота вращения приводного вала nпр 10 об/мин, то выбор подшипника ведем по динамической грузоподъемности.
Подбор выполняем по наиболее нагруженной опоре, в нашем случае это опора 1.
.1) Предварительный выбор подшипника
За основу берем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник №1216 лёгкой серии.
d = 80 мм
D = 140 мм
B = 26 мм
Динамическая грузоподъемность Сr = 40,0 кН
Статическая грузоподъемность Соr = 23,6 кН.
2) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник
Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*KKt,
где V – коэффициент вращения кольца, V = 1,2, так как вращается внешнее кольцо,
K - коэффициент безопасности, K = 1,4.
Kt – температурный коэффициент, Kt = 1, так как t 100 C.
Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник
Fr = 4,77 H
Fa = FA = 0 H
X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок
Fa/Cor = 0/10000 = 0
Fa/(V*Fr) = 0/(1,2*4,77) = 0, что меньше "e"
Следовательно X = 1 и Y = 0
Pr = 4,77*1,4 = 6,68 кH
3) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы
Pэr = КЕ*Pr,
где КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы – 2, то КЕ = 0,63.
Pэr = 0,63*6.68 = 4,2 кН.
4) Определение расчетного ресурса подшипника
Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.
L10h = a1*a23*(106/60*n)*(Cr/Pэr)p,
где p – показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников
p = 3,
a1 – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a1 = 1,
a23 – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника.
a23 = 0,65.
L10h = 1*0,65*(106/60*143)*(40000/4200)3 21814 часов.
L10h = 21814 часов L = 10000 часов.
Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насажанные на них детали: зубчатые колеса, барабан и полумуфты. При расчетах принимают, что насажанные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу. Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали – 45, 40Х.
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.
На статическую прочность
Приведем силы к оси вала:
Имеем 2 опасных сечения.
Рассчитаем эквивалентные напряжения:
Сечение 1:
Сечение 2:
Т.к. сечение 1 более опасно, то:
Вал изготовлен из Стали 45:
Статическая прочность вала обеспечена.
На усталостную прочность
Проверка запаса прочности сечения 1:
Kv=2.6 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений по табл 10.10 (t/r=2, r/d=0,05)
Ks=1.9
Kt=1.6
Kf=1.1 – коэффициент влияния шероховатости
Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Kds=0,88
Kdt=0.77
Кэффициенты концентрации напряжений опасного сечения:
KsD= (Ks/ Kds+ Kf-1)*1/ Kv=0.869
KtD=(Kt/ Kdt+ Kf-1)*1/ Kv=0.838
Пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:
для стали 45
s-1=3.6*108Па
t-1=3*108Па
Коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений:
yt=0.09
Пределы выносливости вала:
s-1D=s-1/ KsD=4.09*08Па
t-1D=t-1/ KtD=2.59*08Па
Моменты, действующий в опасном сечении:
Эквивалентный изгибающий момент:
Амплитуды напряжений цикла:
Влияние ассиметрии:
ytD=yt/ KtD =0.09/0.838=0.107
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Кэффициент запаса прочности на усталость:
Условие выполнено.
На статическую прочность
Приведем силы к оси вала:
Имеем 2 опасных сечения.
Рассчитаем эквивалентные напряжения:
Сечение 1:
Сечение 2:
Т.к. сечение 1 более опасно, то:
Вал изготовлен из Стали 45:
Статическая прочность вала обеспечена.
На усталостную прочность
Проверка запаса прочности сечения 1:
Kv=2.8 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений по табл 10.10 (t/r=3, r/d=0,03)
Ks=2.25
Kt=1.75
Kf=1.1 – коэффициент влияния шероховатости
Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Kds=0,81
Kdt=0.70
Кэффициенты концентрации напряжений опасного сечения:
KsD= (Ks/ Kds+ Kf-1)*1/ Kv=0.985
KtD=(Kt/ Kdt+ Kf-1)*1/ Kv=0.929
Пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:
для стали 45
s-1=4.1*108Па
t-1=2.3*108Па
Коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений:
yt=0.10
Пределы выносливости вала:
s-1D=s-1/ KsD=4.162*108Па
t-1D=t-1/ KtD=2.476*108Па
Моменты, действующий в опасном сечении:
Эквивалентный изгибающий момент:
Амплитуды напряжений цикла:
Влияние ассиметрии:
ytD=yt/ KtD =0.10/0.985=0.101
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Кэффициент запаса прочности на усталость:
Условие выполнено.
На статическую прочность
Эпюра моментов была построена выше.
Определим опасное сечение:
Наиболее опасным является сечение 1 т.к. в нем действует наибольший изгибающий момент
Диаметр сечения d=0.08 м.
Вал изготовлен из Стали 45
Статическая прочность вала обеспечена.
На усталостную прочность
Проверка запаса прочности сечения 1:
Kv=2.8 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений по табл 10.10 (t/r=3, r/d=0,03)
Ks=2.25
Kt=1.75
Kf=1.1 – коэффициент влияния шероховатости
Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Kds=0,76
Kdt=0.65
Кэффициенты концентрации напряжений опасного сечения:
KsD= (Ks/ Kds+ Kf-1)*1/ Kv=1,09
KtD=(Kt/ Kdt+ Kf-1)*1/ Kv=0,99
Пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:
для стали 45
s-1=4.1*108Па
t-1=2.3*108Па
Коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений:
yt=0.10
Пределы выносливости вала:
s-1D=s-1/ KsD=3,76*108Па
t-1D=t-1/ KtD=2.32*108Па
Моменты, действующий в опасном сечении:
Эквивалентный изгибающий момент:
Амплитуды напряжений цикла:
Влияние ассиметрии:
ytD=yt/ KtD =0.10/0.985=0.101
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Кэффициент запаса прочности на усталость:
Условие выполнено.
Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.
Для d=32 мм: b =10 мм, h=8 мм по таблице 24.7 [cтр. 414-415]. Для стальной шпонки принимаем:
Полная длина шпонки L при скругленных концах:
По стандартному ряду длин шпонок принимаем L=18 мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 10 х 8 х 18 ГОСТ 23360-78»
Для d=26мм: b=5 мм, h=5 мм по таблице 24.27 [cтр. 432]. Для стальной шпонки принимаем:
Полная длина шпонки L при скругленных концах:
По стандартному ряду длин шпонок принимаем L=32 мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 5 х 5 х 32 ГОСТ 12081-72»
Для d=48 мм: b=14 мм, h=9 мм по таблице 24.29 [c. 433]. Для стальной шпонки принимаем:
Полная длина шпонки L при скругленных концах:
По стандартному ряду длин шпонок принимаем L=50 мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 14 х 9 х 50 ГОСТ 23360-78»
Для d=80 мм: b=20 мм, h=12 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимаем:
Полная длина шпонки L при скругленных концах.
По стандартному ряду длин шпонок принимаем L=40 мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 20 х 12 х 50 ГОСТ 23360-78»
На конце приводного вала ставим такую же шпонку, так как они передают одинаковые моменты.
Вид сварки: выбираем сварку ручную электродами повышенного качества.
Данный способ соединений применен в конструкции приводного вала, в частности сварного барабана. В данном случае примененяются специальные втулки, к которым приваривается барабан, образуя единую конструкцию, что обеспечивает нам удобство сборки узла и простоту точения самого приводного вала при его изготовлении, в отличие от литого барабана.
Имеем тавровое соединение угловыми швами.
Соединение рассчитывается по касательным напряжениям, опасное сечение находится по биссектрисе прямого угла.
= (Тб/2)/Wк [’],
где [’] – допускаемое напряжение при статической нагрузке для сварных швов . Определяется в долях от допускаемого напряжения растяжения соединяемых деталей;
Тб – вращающий момент на барабане, Тб = 328.13 Нм;
Wк – момент сопротивления при кручении.
Для полого круглого сечения
Wк = (*D2*0,7*k)/4,
к – катет сварного шва, он находится в пределах 0,5*d k d ,
d – толщина меньшей из свариваемых заготовок, d = 8 мм;
к = 6 мм;
Wк = 3,14*802*0,7*6/4 =21100,8мм3;
Так как сварка ручная электродами повышенного качества, то
[’] = 0,65*[]р,
[]р = т / S,
где S – коэффициент безопасности.
S = 1,35…1,6
В качестве материала используем сталь 3:
т = 220 МПа, S = 1,4.
Тогда []р =220/1,4 = 157,14 МПа,
[’] = 0,65*157,14 = 102,14 МПа.
= (328,13*103/2)/121100,8= 15,55 МПа.
Получили, что =15,55 МПа [’] = 102,14 МПа.
Сварное соединение по ГОСТ 5264-80 Т1- 8-40/80
Расчёт проводим на ЭВМ.
Исходные данные и результаты расчёта представлены в распечатке.
По таблице 12.1 (стр. 252 - Решетов) опеделяем приводную роликовую цепь: «ПР-3-25,4-17100»
Муфту выбираем из «атласа деталей машин» по номинальному вращательному моменту 400 Н м, и диаметру под вал 70 мм.
Обычно для роликовых обгонных муфт применяют =7 - угол подъема профиля в точке контакта с роликом.
Сила, действующая на ролик при передаче вращающего момента
F=T*103 /z*R*sin(/2)
где: z-число роликов, R- радиус до точки контакта.
F=103*328,13/5*(140/2)*sin(3,5)=15,35*103 НМ
По рекомендациям принимаем: l=2*d, H=1300 Мпа;
d- диаметр ролика
l- длина ролика
H- допускаемые контактные напряжения
Н=0.418*(2*F*E/d*l)1/2=270*(F/d*l)1/2H
при проектном расчете: d=(F*E)1/2/H /0.418 =17,8 мм
Расчет показывает, что ролики d=20 мм пройдут тем более.
Обгонная муфта скомбинирована с МУВП. Упругие элементы такой специальной муфты проверяются на смятие в предположение равномерного распределения нагрузки между пальцами.
Пальцы муфты изготавливают из Стали 45 и рассчитывают на изгиб:
По атласу деталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругую с резиновой звёздочкой.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
В коническом редукторе колесо должно быть погружено в масляную ванну на всю ширину венца.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения (из распечатки).
Частота вращения тихоходного вала
.
Круговая частота и окружная скорость.
По таблице 11.1 [cтр. 173] выбирается кинематическая вязкость масла 28 . По таблице 11.2 [cтр. 173] выбирается марка масла И-Г-А-32.
И - индустриальное
Г - для гидравлических систем
А - масло без присадок
32 - класс кинематической вязкости
Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя». т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин». Л., Высшая школа, 2001.
«Атлас по деталям машин». т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.
Решетов Д.Н. «Детали машин». М., Машиностроение, 1989.