Реферат: Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»

Содержание:

Введение (характеристика, назначение).

Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.

Расчет ременной передачи.

Расчет редуктора.

Расчет валов.

Расчет элементов корпуса редуктора.

Расчет шпоночных соединений.

Расчет подшипников.

Выбор смазки.

Спецификация на редуктор.

Введение.

Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу
редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 ( рад/c вращения этого вала.

1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.

Определяем общий ( привода

(общ= 0,913

(общ = (р*(п2*(з = 0,96*0,992*0,97 =0,913

(- КПД ременной передачи

(- КПД подшипников

(- КПД зубчатой цилиндрической передачи

Требуемая мощность двигателя

Ртр=3,286 кВт

Ртр = Р3/(общ = 3/0,913 = 3,286 кВт

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р3 – мощность на тихоходном валу

Выбираем эл. двигатель по П61.

Рдв = 4 кВт

4А132 8У3 720 min-1

4А100S2У3 2880 min-1

4А100L4У3 1440 min-1

4А112МВ6У3 955 min-1

4А132 8У3 720 min-1

Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:

uобщ = 10,47

uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*() = 10,47

nдв – число оборотов двигателя

n3 = 68,78 min-1

n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора

n3 = W3/0,105 = 2,3*(/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*(р = 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.

2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:

P1 –мощность двигателя

n1 –обороты двигателя

V = 8,478 м/с

D1 = 225 мм

=221,39 мм по ГОСТу принимаем

2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

V = (*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

2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:

D2 = uрем *D1*(1-() = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

D2 = 450 мм

( -коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм

2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней:

aрем= 1000 мм

(D1+D2) ( aрем ( 2,5(D1+D2)

675 ( aрем ( 1687,5

2.5 Находим угол обхвата ремня (:

( ( 1800-((D2-D1)/ aрем)*600

( = 166,50

( ( 1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13,20 = 166,50

( = 166,50 т.к. ( ( 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.

2.6 Определяем длину ремня L:

L = 3072,4 мм

L = 2*aрем +((/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем
=2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2/4*1000 = 3072,4 мм

2.7 Определяем частоту пробега ремня (:

( = 2,579 c-1

( = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1

( ( 4…5 c-1

2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:

[GF] = GFo*C(*CV*Cp*C( = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*(/Dmin (/Dmin = 0,03

[GF] = 1,058 Мпа

C( -коэф. угла обхвата П12 : C( = 0,965

CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752

Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1

C( -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C( = 0,9

GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа

2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b*( = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2

Ft = 2T1/D1 Ft –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 ( =6,5 мм

B = 70 мм

По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2

2.10 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.

3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь
45 с термической обработкой:

Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение)

НВ 180…220 НВ 240..280

= 600 Мпа

NHo = 107 NHo = 1,5*107

=130 Мпа

Для реверсивной подачи

NFo = 4*106 NFo = 4*106

3.2 Назначая ресурс передачи tч ( 104 часов находим число циклов
перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ( 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:

*KFL = 110 МПа

для шестерни:

*KFL = 130 МПа

3.3 Определения параметров передачи:

Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

(ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса (ba = 0,4

(bd = 0,5(ba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 KH( ( 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:

aw = 180 мм

= 25800*63,92-7 = 0,1649 м

по ГОСТу aw = 180 мм

mn = 2,5 мм

3.4 Определяем нормальный модуль mn:

mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу

( = 150

3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба (:

( = 8…200 принимаем ( = 150

Находим кол-во зубьев шестерни Z1:

Z1 = 23

Z1 = 2aw*cos(/[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 (:

( = 160 35/

cos( = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583

mt = 2,54 мм

3.6 Определяем размер окружного модуля mt:

mt = mn/cos( =2,5/cos100 16/ = 2,54 мм

3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и
диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерня колесо

d1 = mt*Z1 = 2,5407*21 = 53,35 мм d2 = mt*Z2 = 2,5407*105 = 266,77 мм

da1 = d1+2mn = 53,35+2*2,5 = 58,35 мм da2 = d2+2mn = 266,77+5 = 271,77
мм

df1 = d1-2,5mn = 53,35-2,5*2,5 = 47,1 мм df2 = d2-2,5mn = 266,77-2,5*2,5
= 260,52 мм

d1 = 53,35 мм d2 = 266,77 мм

da1 = 58,35 мм da2 = 271,77 мм

df1 = 47,1 мм df2 = 260,52 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние:

aw = (d1+d2)/2 = (53,35+266.77)/2 = 160,06 мм

3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = (a*aw = 0,4*160 = 64 мм

принимаем b2 = 64 мм для колеса, b1 = 67 мм

Vп = 0,83 м/с

3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:

Vп = (*n2*d1/60 = 3,14*299,07*53,35*10-3/60 = 0,83 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности

Ft = 2,6*103 Н

3.11 Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп = 2190/0,83 = 2638,55 Н = 2,6*103 Н

Fa = 470,94 H

Осевая сила Fa:

Fa = Ft*tg( = 2,6*103*tg100 16/ = 470,94 H

Fr = 961,72 H

Радиальная (распорная) сила Fr:

Fr = Ft*tg(/cos( = 2600*tg200/cos100 16/ = 961,72 H

3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

ZH ( 1,73

ZH ( 1,73 при ( = 100 16/ по таб. 3

(( = 1,67

ZM = 274*103 Па1/2 по таб. П22

(( ([1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos( = 1,67

Ze = 0,77

ZM = 274*103 Па1/2

= 0,77

(( = b2*sin(/((mn) = 64*sin100 16//3,14*2,5 = 1,45 > 0,9

по таб. П25 KH( = 1,05

по таб. П24 KH( = 1,05

KH = 1,11

по таб. П26 KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KH(*KH( *KHV = 1,11

GH = 371,84 МПа

3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

=1,75*274*103*0,77*1007=371,84 МПа << GHP=420МПа

3.14 Определяем коэф.

по таб. П25 KF( = 0,91

по таб. 10 KF( = 1,1

KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03

KF = 1,031

Коэф. нагрузки:

KF = KF( * KF( * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

= 22,04

= 110,2

= Z1/cos3( = 21/0,9843 = 22,04

= Z2/cos3( = 105/0,9843 = 110,2

= 22

= 110

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

= 130/4,056 = 32 МПа

= 110/3,756 = 29,3 МПа

Y( = 0,93

Найдем значение коэф. Y(:

Y( = 1-(0/1400 = 0,93

3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

4. Расчет валов.

Принимаем [(k]/ = 25 МПа для стали 45 и [(k]// = 20 МПа для стали 35

dВ1= 28 мм

4.1 Быстроходный вал

= 32 мм

= 2,4*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм

= 35 мм

= 32 мм

= 44 мм

= 35 мм

= 44 мм

4.2 Тихоходный вал:

dВ2= 45 мм

= 50 мм

= 4,3*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ2= 45 мм

= 55 мм

= 50 мм

= 55 мм

= 60 мм

= 60 мм

= 95 мм

4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:

= 90…102 мм

lст = 75 мм

= 42…108 мм

(0 = 7мм

толщина обода (0 ( (2,5…4)mn = 6,25…10 мм

е = 16 мм

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e ( (0,2…0,3)b2 = 12,8…19,2 мм

G-1 = 352 МПа

4.4 Проверка прочности валов:

= 0,43*820 = 352 МПа

4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K( = 2,2 и kри =
1:

[GИ]-1 = 72,7 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] K()] kри = 72,7 МПа

YB = 614,5 H

4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :

YA = 347,22 H

YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 614,5 H

YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 347,22 H

XA = XB = 1300 H

4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*2600 = 1300 H

4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

= 16,32 Н*м

MA = MB = 0

= 28,88 Н*м

= YA*a1 = 347,22*0,047 = 16,32 Н*м

= YВ*a1 = 614,5*0,047 = 28,88 Н*м

(MFrFa)max= 28,88 H*м

в плоскости xOz:

= 61,1 Н*м

MA = MB = 0

= XA*a1 = 1300*0,047 = 61,1 Н*м

MFt = 61,1 H*м

4.6.4 Крутящий момент T = T2 = 66,96 Н*м

Ми =67,58 Н*м

4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 6,6 МПа

= 67,58 Н*м

= 6,6 МПа

Gэ111 = 9,33 МПа

) = 16*66,96/(3,14*0,0473) = 3,3 МПа

= 9,33 МПа

4.9 Тихоходный вал:

G-1 = 219,3 МПа

Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа

= 0,43*510 = 219,3 МПа

4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K( = 2,2 и kри
= 1:

[GИ]-1 = 45,3 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] K()] kри = 45,3 МПа

YB = 1737,19 H

4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :

YA = -775,47 H

YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 1737,19 H

YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -775,47 H

XA = XB = 1300 H

4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*2600 = 1300 H

4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

= -38,77 Н*м

MA = MB = 0

= 86,86 Н*м

= YA*a2 = -775,47*0,05 = -38,77 Н*м

= YВ*a2 = 1737,19*0,05 = 86,86 Н*м

(MFrFa)max= 86,86 H*м

в плоскости xOz:

= 65 Н*м

MA = MB = 0

= XA*a2 = 1300*0,05 = 65 Н*м

MFt = 65 H*м

Крутящий момент T = T3 = 318,47 Н*м

Ми =108,49 Н*м

4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 6,6 МПа

= 108,49 Н*м

= 6,6 МПа

Gэ111 = 19,79 МПа

) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 9,7 МПа

= 19,79 МПа < 45,25 МПа

5. Расчет элементов корпуса редуктора.

( = 8 мм

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

5.1 Толщина стенки корпуса ( ( 0,025aw+1…5 мм = 4+1…5 мм

(1 = 7мм

5.2 Толщина стенки крышки корпуса (1 ( 0,02aw+1…5 мм = 3,2+1…5 мм

s =12 мм

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s ( 1,5( = 12 мм

t = 18 мм

5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t ( (2…2,5)( = 16…20 мм

С = 7 мм

5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C ( 0,85( = 6,8 мм

dф = 18 мм

5.6 Диаметр фундаментных болтов dф ( (1,5…2,5)( = 12…20 мм

К2 = 38 мм

5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2 ( 2,1 dф = 2,1*18 = 37,8 мм

dk = 10 мм

5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk ( (0,5…0,6)dф

s1 = 11 мм

5.9 Толщина пояса крышки s1 ( 1,5(1 = 11 мм

K = 30 мм

5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около
подшипников

K1 = 25 мм

K ( 3dk = 3*10 = 30 мм

dkп=12 мм

5.11 Диаметр болтов для подшипников dkп ( 0,75dф = 0,75*18 = 13,5 мм

5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

= 10 мм

dп ( (0,7..1,4)( = 5,6…11,2 мм

5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

dkc = 8 мм

5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна

dkc = 6…10 мм

dпр = 15 мм

5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла

dпр ( (1,6…2,2)( = 12,8…17,6 мм

y = 8 мм

5.16 Зазор y:

y ( (0,5…1,5)( = 4…12 мм

y1 = 20 мм

5.17 Зазор y1:

= 30 мм

y1 ( (1,5…3)( = 12…24 мм

= (3…4)( = 24…32 мм

5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l1 = 50 мм

l2 = 80 мм

l1 ( (1,5…2)dB1 = 42…56 мм

l2 ( (1,5…2)dB2 = 69…92 мм

5.19 Назначаем тип подшипников

средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного

= 23 мм

= 23 мм

X/ = X// = 20 мм

= 2*10 = 20 мм

= 35 мм

= 12 мм

= 1,5*23 = 35,5 мм

= 8…18 мм

=15 мм

осевой размер глухой крышки подшипника

( 8…25 мм

a2 = 50 мм

5.20 Тихоходный вал:

a2 ( y+0,5lст= 10+0,5*75 = 47,5 мм

а1 = 47 мм

быстроходный вал

+0,5b1 = 12+0,5*67 = 45,5 мм

ВР = 335 мм

Lp= 440 мм

НР = 355 мм

5.21 Габаритные размеры редуктора:

ширина ВР

+l1 = 80+35+ 2,5*23+20+75+15+50 = 332,5 мм

Длина Lp

Lp ( 2(K1+(+y1)+0,5(da2+da1)+aw = 2(25+10+20)+0,5(271,77+58,35)+ 160 =
435,06 мм

Высота НР

+t = 10+20+271,77+30+18 = 349,77 мм

6. Расчет шпоночных соединений.

6.1 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) = 30,8 МПа < [Gсм]

Выбираем шпонку 8(7(45 по СТ-СЭВ-189-75

6.2 Тихоходный вал dB2= 46 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) = 48,58 МПа < [Gсм]

Выбераем шпонку 14(9(80 по СТ-СЭВ-189-75

6.3 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) = 38,67 МПа < [Gсм]

Выбераем шпонку 18(11(70 по СТ-СЭВ-189-75

7.Расчет подшипников

7.1 Быстроходный вал

FrA = 1345,57 H

Fa = 470,94 H

FrB = 1437,92 H

= 1345,57 H

= 1437,92 H

Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В

7.2 Выбираем тип подшипника т.к.

(Fa/FrB)*100% = (470,94/1437,92)*100% = 32,75% > 20…25% то принимаем
радиально- упорные роликоподшипники

7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для
средней серии при d = 35 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1345,57 = 356,24 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1437,92 = 380,72 H

7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. SA < SB и Fа = 470,94 > SB-SA = 24,48 H то

FaA = SA = 356,24 H и SB = SA+Fa = 827,18 H (расчетная)

Lh = 15*103 часов

7.5 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 = 827,18/1*1437,92 = 0,57 > e=0,319 по таб. П43 принимаем

X = 0,4

Y = 1,881

n = n2 = 299,07 min-1

( = 10/3

7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/( = 18,3 кН

7.7 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

7.8 Тихоходный вал

FrA = 1513,72 H

Fa = 470,94 H

FrB = 2169,75 H

= 1513,72 H

= 2169,75 H

Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В

7.9 Выбираем тип подшипника т.к.

(Fa/FrB)*100% = (470,94/2169,75)*100% = 21,7 % > 20…25% то принимаем
радиально- упорные роликоподшипники

7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411
для легкой серии при d = 55 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1513,72 = 516,37 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2169,75 = 740,17 H

7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. SA < SB и Fа = 470,94 > SB-SA = 223,8 H то

FaA = SA = 516,37 H и SB = SA+Fa = 987,31 H (расчетная)

7.12 При FaB/VFrB = 987,31/1*2169,75 = 0,455 > e=0,411 по таб. П43
принимаем

X = 0,4

Y = 1,459

n3 = 59,814 min-1

( = 10/3

7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh =
15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, ( = 10/3

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/( = 12,21 кН

7.7 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 маслянную ванну кратера,
обьем которой Vk=0,6Р3 =1,2 V ( (0,4…0,8)1 kBт = 0,88 м/с

Масло цилиндровое 52,38 (ГОСТ 6411-76), которое заливается в кратер
редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не
более чем на высоту зуба.