Двухступенчатый соосный цилиндрический редуктор с вертикальным расположением вала

Вал.dwg

Сталь45 ГОСТ 1050-88
кроме места указанного особо
**Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Главный вид.dwg

Редуктор цилиндрический
Передаточное число редуктора u=20
Вращающий момент на тихоходном валу Т
частота врвщения быстроходного вала n
Редуктор залить маслом:
индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87
Плоскость разъемав покрыть тонким слоем герметика УТ-34
ГОСТ 24285-85 при окончательной сборке.
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением
от горизонтального положения на угол до 5
Техническая характеристика
Технические требования

Спецификация.dwg

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Средняя секция корпуса
Колесо маслоразбрызгиваюшие
Маслоуказатель жезловый
Подшипник ГОСТ 8338-75
Манжета ГОСТ 8752-79
М12-8gx55.109.30ХГСА
М14-8gx50.109.30ХГСА
М14-8gx80.109.30ХГСА
М16-8gx100.109.30ХГСА
Шпонка ГОСТ 23360-78

Колесо.dwg

*Размеры для справок
Радиусы скруглений 4мм мах
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Напрвление линии зуба
Коэффициент смещения

Вид сбоку.cdw

Вал.cdw

кроме места указанного особо
**Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь45 ГОСТ 1050-88

Колесо.cdw

*Размеры для справок
Радиусы скруглений 4мм мах
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Напрвление линии зуба
Коэффициент смещения

Спецификация.spw

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Средняя секция корпуса
Колесо маслоразбрызгиваюшие
Маслоуказатель жезловый
Подшипник ГОСТ 8338-75
Манжета ГОСТ 8752-79
М12-8gx55.109.30ХГСА
М14-8gx50.109.30ХГСА
М14-8gx80.109.30ХГСА
М16-8gx100.109.30ХГСА
Шпонка ГОСТ 23360-78

Пояснительная записка.doc

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ3
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА4
1 Выбор электродвигателя4
2 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода5
3 Определение мощности и крутящих моментов на валах6
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.8
1 Расчет тихоходной ступени11
1.1. Выбор материала11
1.2 Проектный расчет13
1.3 Проверочный расчет15
2 Расчет быстроходной ступени16
2.1 Выбор материала16
2.2 Проектный расчет18
2.3 Проверочный расчет20
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ21
1 Расчет диаметров быстроходного вала:21
2. Расчет диаметров промежуточного вала:22
3 Расчет диаметров тихоходного вала:22
4 Предварительный выбор подшипников качения:23
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ23
1. Быстроходная ступень23
2 Тихоходная ступень23
1 Расчет быстроходного вала24
2 Расчет промежуточного вала26
3 Расчет тихоходного вала28
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ30
1 Быстроходный вал.30
2 Промежуточный вал.30
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ32
1. Проверочный расчет быстроходного вала32
2. Проверочный расчет промежуточного вала33
3. Проверочный расчет тихоходного вала35
1 Соединение колеса на тихоходном валу36
2 Соединение колеса на промежуточном валу36
3 Соединение шестерни на промежуточном валу36
4 Соединение муфты на тихоходном валу36
5 Соединение шкива на быстроходном валу36
6 Соединение шестерни на быстроходном валу36
КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА.37
1 Уплотнение подшипниковых узлов37
2 Конструирование корпуса и крышки37
Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя 4A100L2У3 мощности 55 кВт двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора с вертикальным расположением валов и с моментом на тихоходном валу 92094 Н·м и передаточным отношением 2052. Входной вал редуктора соединен с электродвигателем клиноременной передачей. Выходной вал соединен с валом привода с помощью упругой муфты с торообразной оболочкой.
Корпус редуктора трехсекционный выполнен из серого чугуна марки СЧ-15 внутри установлены две цилиндрические косозубые передачи изготовленные из конструкционной стали. Валы также выполнены из конструкционной стали уплотнение входного и выходного валов осуществляется путем установки резиновых манжет в торцевые крышки. Для смазывания быстроходной ступени предусмотрена установка дополнительного маслоразбрызгивающего колеса изготовленного из композитного материала.
Задача: Спроектировать привод цепного конвейера.
– редуктор двухступенчатый
– звездочка привода конвейера
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1 Выбор электродвигателя
1.1 Мощность на выходном валу привода
1.2 Коэффициент полезного действия (КПД) привода
где по табл.1.1 - КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи
- КПД открытой клиноременной передачи
- КПД пары подшипников качения (три пары подшипников в редукторе и одна пара на приводном валу конвейера).
1.3 Расчетная (требуемая) мощность электродвигателя
1.4 Частота вращения приводного вала конвейера
1.5 Рекомендуемые передаточные числа привода
где по табл.1.2 рекомендуемые передаточные числа ременной передачи и зубчатой цилиндрической соответственно равны и .
1.6 Расчетная частота вращения вала двигателя
=45· 125=5625 (обмин).
Из условий и на основании рекомендаций выбираем двигатель по табл. 1.7 с мощностью кВт и номинальной частотой вращения обмин.
Тип двигателя - 4A100L2У3
1.8Действительное передаточное отношение привода .
1.9Разбивка передаточного числа (отношения) привода по ступеням
Примем передаточное число ременной передачи тогда передаточное число редуктора равно: .
2 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
2.2 Быстроходного вала редуктора
2.3 Частота вращения промежуточного вала
2.4 Тихоходного вала
3 Определение мощности и крутящих моментов на валах
3.1 Вал электродвигателя
3.2 Быстроходный вал редуктора
3.3 Промежуточный вал редуктора
3.4 Тихоходный вал редуктора
Силовые и кинематические параметры привода по валам Таблица № 1
Зубчатая цилиндрическая
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Исходные данные: мощности кВт; частоты вращения обмин; передаточное отношение ; вращающие моменты Нм (параметры с индексом 1 относятся к ведущему (входному) валу передачи с индексом 2 – к ведомому (выходному)); условия работы расположение передачи.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ
1Выбор сечения ремня и размеров сечения:
или по табл. 2.1 в зависимости от вращающего момента Т1.
При моменте 1566 Нм рекомендуется выбирать сечение A (A).
2Диаметр ведущего (малого) шкива мм по эмпирической формуле
где Т1 Н·мм; Кd = 30 40 для ремней нормального сечения Кd = 20 25 для узких клиновых ремней. Рассчитанный диаметр округляют до ближайшего стандартного значения по ГОСТу 20889-88. Принимают где d1min минимальный диаметр ведущего шкива мм по ГОСТу 1284.1-89
3Диаметр ведомого (большого) шкива мм Полученное значение округляют до ближайшего стандартного по ГОСТу 1284.1-89
4Действительное передаточное отношение проектируемой передачи где – коэффициент упругого скольжения.
Отклонение действительного передаточного числа от заданного
Если не удается удовлетворить данному условию необходимо уточнить передаточное число последующей рассчитываемой ступени привода и соответствующие значения n и T.
5 Межосевое расстояние мм где Нр – высота сечения клинового ремня
6 Расчётная длина ремня мм по выбранному межосевому расстоянию
Действительная (стандартная) длина ремня мм по ГОСТу 1284.1-89
7Действительное межосевое расстояние мм
8Угол обхвата ремнем ведущего шкива град
9Скорость ремня мс .
10 Число ремней передачи
где - мощность передаваемая одним клиновым ремнем кВт
(- коэффициент учитывающий динамичность передачи и режим её работы;
- коэффициент учитывающий длину ремня;
- коэффициент учитывающий угол обхвата малого шкива;
- коэффициент учитывающий число ремней z .
11 Сила начального натяжения одного клинового ремня Н
где – окружная сила передачи Н
Р1 – мощность кВт Т1 – вращающий момент Нм v – скорость мс d1 мм – коэффициент тяги.
12 Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного ремня Н
13 Сила нагружающая валы передачи Н
Для передач с периодическим контролем натяжения ремня
1 Расчет тихоходной ступени
Исходные данные: Вращающий момент на тихоходном валу T3=92094 Нм; угловая скорость шестерни тихоходной ступени 2=2058 рад-1 угловая скорость колеса тихоходной ступени 3=468 рад-1 передаточное число тихоходной ступени редуктора u=44
1.1. Выбор материала
1.1.1 Выбор материала колес редуктора:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 термообработка улучшение твердость HB 235 262 при диаметре заготовки до D=125 мм для колеса сталь 45 термообработка – нормализация твердость HB 179 207 при любом диаметре заготовки.
1.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений:
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и ;
где - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости; таблица 3.3 2 с.55
при HB1ср=2485 – для шестерни
при HB2ср=192 – для колеса
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где – угловая скорость вала Lh – срок службы привода
б) По таблице 3.1 2 с.52 определяем допускаемое контактное напряжение соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0.
в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .
1.1.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба :
а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.
где = 4·106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей.
N =N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
значит KFL1=1 и KFL2=1
б) Допускаемое напряжение изгиба [s]F0 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений таблица 3.1 2 с. 52
[s]F01 = 103HBср = 103·2485=25595 Нмм2
[s]F02 = 103HBср = 103·193=19879 Нмм2
в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[s]F1 и колеса [s]F2.
[s]F1 = KFL1[s]F01 = 1·255.95 = 255.95 Нмм2
[s]F2 = KFL2[s]F01 =1·198.79 = 19879 Нмм2
1.2 Проектный расчет
1.2.1 Определяем межосевое расстояние по формуле 2 с.61:
Где: Кa=43 так как колесо косозубое
yba=04 – коэффициент ширины венца шестерни
КНb =1- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба для колёс из прирабатывающихся металлов и при постоянной нагрузке
T3=92094 Нм – момент вращения на тихоходном валу
UТ=44 – передаточное число тихоходной ступени
Принимаем: аw=210 мм по ГОСТ 6636-69
1.2.2 Определяем модуль передачи m мм:
Принимаем стандартный модуль: т=2 мм
= 58 – вспомогательный коэф. для косозубой передачи
мм - делительный диаметр колеса
=19879 Нмм2 – допускаемое напряжение по менее прочному зубу
1.2.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
где - ширина венца колеса;
Принимаем =80 из рекомендуемого интервала 8 160
1.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
1.2.5 Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:
1.2.6 Определяем число зубьев шестерни:
1.2.7 Определяем число зубьев колеса :
1.2.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение DU от заданного U:
uф = z2z1= 16938 = 44473
1.2.9 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи мм:
1.2.10 Определяем основные геометрические параметры передачи
da1=d1+2m=771+22=811 мм
da2=d2+2m=3429+22=3469 мм
1.3 Проверочный расчет
1.3.1 Проверяем межосевое расстояние мм:
1.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Для шестерни Dmin=125 мм что значительно больше da1. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.
1.3.3 Проверяем контактные напряжения Нмм2:
где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи; 2 с.64
По таблице 4.2 2 с. 64 определяем степень точности которая равна 9
КНn =101 - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения таблица 4.3 2 с. 64
КНb =1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий для прирабатывающихся зубьев
КНa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КНa=1103 - график 4.2 2 с. 66
1.3.4 Определяем недогруз перегруз передачи:
1.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса:
где YF2=3.62 при Zv2=Z2cos3=169cos3969=17645
Yb =1-b140=1-969140=093
KFα=1 при 9-й степени точности колеса;
KFb =1 – для прирабатывающихся колес;
KFv=1.04 – при 9-й степени точности и v=08 мс
где YF1=3.7 при Zv1=Z1cos3=38cos3969=3967
Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью
2 Расчет быстроходной ступени
Исходные данные: Вращающий момент на промежуточном валу T2=21526 Нм; угловая скорость шестерни быстроходной ступени 1=9671 рад-1 угловая скорость колеса быстроходной ступени 2=2058 рад-1 передаточное число быстроходной ступени редуктора u=47
2.1 Выбор материала
2.1.1 Выбор материала колес редуктора:
2.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений:
2.1.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба :
[s]F01 = 103HBср = 103·2485=25596 Нмм2
[s]F1 = KFL1[s]F01 = 1·255.96 = 255.96 Нмм2
2.2 Проектный расчет
2.2.1 Определяем межосевое расстояние
т.к. редуктор с соосным расположением валов
2.2.2 Определяем модуль передачи m мм:
Принимаем стандартный модуль: т=1 мм
2.2.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
2.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
2.2.5 Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:
2.2.6 Определяем число зубьев шестерни:
2.2.7 Определяем число зубьев колеса :
2.2.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение DU от заданного U:
uф = z2z1=343 72 =47638;
2.2.9 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи мм:
2.2.10 Определяем основные геометрические параметры передачи
df2=d2-2.4m=34473 мм
2.3 Проверочный расчет
2.3.1 Проверяем межосевое расстояние мм:
2.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Для шестерни Dmin=125 мм что значительно больше da1. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.
2.3.3 Проверяем контактные напряжения Нмм2:
КНn =105 - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения таблица 4.3 2 с. 64
КНa=114; график 4.2 2 с. 66
2.3.4 Определяем недогруз перегруз передачи:
2.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса:
где YF2=3.63 при Zv2=Z2cos3=343cos3885=35555
Yb =1-b140=1-885140=09367
KFv=1.07 – при 9-й степени точности и v=357 мс
где YF1=361 при Zv1=Z1cos3=72cos3885=7463
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Проектный расчет валов выполняем на статическую прочность с целью определения диаметров отдельных ступеней.
На данном этапе расчетов известен только вращающий момент Т
Изгибающий момент М возможно только после составления эскизной компоновки редуктора. Поскольку изгибающий момент не известен определим диаметры валов по пониженным допускаемым напряжениям.
1 Расчет диаметров быстроходного вала:
Все ниже перечисленные значения диаметров и длин округляем в ближайшую сторону до стандартных; таблица 7.1 2 с.112
2. Расчет диаметров промежуточного вала:
3 Расчет диаметров тихоходного вала:
4 Предварительный выбор подшипников качения:
Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) Таблица№4
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
1. Быстроходная ступень
угол зацепления a=20°.
а) Окружная сила на колесе
б) Окружная сила на шестерне
в) Радиальная сила на колесе
г) Радиальная сила на шестерне
д) Осевая сила на колесе
е) Осевая сила на шестерне
2 Тихоходная ступень
1 Расчет быстроходного вала
Определение реакций опор и построение эпюр
y Ft1=124019 Н; Fr1=45683 Н; Fa1=1931 Н; FРЕМ=5812 Н
Эпюры изгибающего и крутящего момента для быстроходного вала
Определение реакций в подшипниках
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции Н
в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
MА=0; MC=RАy MВ=0; MB=RВyl2
Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции
в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
MD=0; MB=-Fрем MC=-Fрем(l1+l2)-RB MA=0
Строим эпюру крутящих моментов
Суммарные радиальные реакции
Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
2 Расчет промежуточного вала
y Ft2=1240.19 Н; Fr2=456.83 Н; Fa2=193.1 Н; Ft3=5371.48 Н
Fr3=1955.06 Н; Fa3=917.78 Н; d 2=0.34714 м;
Эпюры изгибающего и крутящего момента для промежуточного вала
MA=0; MB=RAy MC=RAy( MD=0; MС=RDy MB=RDy(
MA=0; MB=-RA MD=0; MC=-RD
3 Расчет тихоходного вала
Ft4=537148 Н; Fr4=195506 Н; Fa4=91778 Н;
Эпюры изгибающего и крутящего момента для тихоходного вала
MA=0; MС=RAy MB=0; MC=RBy
Подшипник 306 (d=30 мм; D=72 мм; Cr=29100 Н; Cor=14600 Н; n=924обмин; Fa=1931Н; Lh треб=203232ч)
а) по соотношению определяем e=019Y=230 табл. 20 с. 77 3
где V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника
Определяем эквивалентную нагрузку
РE=VKТKб=11036311.31=1347203 Н
Kб=1.3 по таблице 9.4 1с.145 (Кратковременные перегрузки до 150% от расчетной нагрузки)
г) Определяем динамическую грузоподъемность
г) Определяем долговечность подшипника
2 Промежуточный вал.
Подшипник 307 (d=35 мм; D=80 мм; Cr=33200 Н; Cor=18000 Н; n=1966обмин; Fa=72468Н; Lh треб=203232ч)
а) по соотношению определяем e=024Y=19 табл. 20 с. 77 3
РE=VKТKб=1458671.31=596271 Н
Подшипник не пригоден
Применяем подшипник 407 тяжелой серии (d=35 мм; D=100 мм; Cr=55300 Н; Cor=31000 Н)
по соотношению определяем e=022;
Подшипник 313 (d=65 мм; D=140 мм; Cr=92300 Н; Cor=56000 Н; n=4468обмин; Fa=91778Н; Lh треб=203232ч)
РE=(ХV+YFa)KТKб=(340046+2391778)1.31=716476 Н
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
1. Проверочный расчет быстроходного вала
2.2.1 Опасное сечение С-С диаметром d=35 мм
материал вала: Сталь 45 (-1=380 Нмм2 t-1=2166 Нмм2)
а) нормальные напряжения
б) касательные напряжения
в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений
K и K – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при Нмм2 K=175 ; K=16
Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения
по таблице 11.2 [2] выбираем KKd=203 KKd=186
KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.05
г) предел выносливости в расчетном сечении вала
д) коэффициент запаса прочности
е) общий коэффициент запаса прочности
Коэффициент запаса в пределах рекомендуемого
ж) проверка вала на статическую прочность при перегрузе до 150%
2. Проверочный расчет промежуточного вала
Сечение В-В d=40 мм.
по таблице 11.2 [2] выбираем KKd=206 KKd=188
3. Проверочный расчет тихоходного вала
материал вала: Сталь 45 (-1=380 Нмм2 t-1=2166 Нмм2 ) d=70 мм;
по таблице 11.2 [2] выбираем KKd=230 KKd=211
1 Соединение колеса на тихоходном валу
Шпонка 20x12x75 (ГОСТ 23360-78) d=70 мм
2 Соединение колеса на промежуточном валу
Шпонка 12x8x53 (ГОСТ 23360-78) d=40 мм
3 Соединение шестерни на промежуточном валу
Шпонка 12x8x80 (ГОСТ 23360-78) d=40 мм
4 Соединение муфты на тихоходном валу
Шпонка 18x11x105 (ГОСТ 23360-78) d=60 мм
5 Соединение шкива на быстроходном валу
Шпонка 8x7x32 (ГОСТ 23360-78) d=25 мм
6 Соединение шестерни на быстроходном валу
Шпонка 10x8x40 (ГОСТ 23360-78) d=35 мм
КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА.
1 Уплотнение подшипниковых узлов
Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли грязи паров кислот и других вредных веществ вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.
В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.
2 Конструирование корпуса и крышки
Корпусные конструкции с целью снижения массы как правило выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер перегородок (диафрагм) приливов (бобышек) и т.п.
Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и обычно отливаются из чугуна СЧ 12-28 или СЧ 15-32.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно закрываемое крышкой для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае если в редукторе выделяется большое количество тепла для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.
В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.
На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.
Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.
Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 мс.
В многоступенчатых редукторах диаметры колес отдельных ступеней могут значительно отличаться по величине это вызовет погружение в масло некоторых колес на большую глубину. Погружение колеса тихоходной ступени в масло на глубину более одной трети радиуса не допускается. Если окружные скорости велики то для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание уровень масла устанавливается по колесу с максимальным диаметром а смазка других ступеней осуществляется с помощью масляного тумана.
При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 05-10 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазки подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.
Объем масла равен 3-5 литра. Сорт масла выбираем по таблице 10.29 2 с255. При контактном напряжении sН 600 Нмм2 и окружных скоростях зубьев v=до 2 мс выбираем масло И-Г-А-68.

Главный вид.cdw

Передаточное число редуктора u=20
Вращающий момент на тихоходном валу Т
частота врвщения быстроходного вала n
Редуктор залить маслом:
индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87
Плоскость разъемав покрыть тонким слоем герметика УТ-34
ГОСТ 24285-85 при окончательной сборке.
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением
от горизонтального положения на угол до 5
Редуктор цилиндрический
Техническая характеристика
Технические требования