Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

1.1 Кинематическая схема

Рис. 1 - Кинематическая схема

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

1. Мощность рабочей машины Р₃ =3,6 кВт

2. Определяем (КПД) всего привода:

з = з_оп з_зп з_пк² з_пс= 0,98·0,97·0,99²·0,98 =0,91

3. Требуемая мощность двигателя Р_дв , кВт:

Р_{дв =} Р₃ / з = 3,6 / 0,91 = 3,95 кВт

4. Определение номинальной мощности двигателя Р_ном ,кВт.

Р_ном ? Р_дв т.е. Р_ном ? 3,95 кВт

5. По табл. К9 выбираем двигатель 4А с номинальной мощностью Р_ном = 3,95 кВт для расчета четыре варианта типа двигателя:

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об/мин.
			синхронная	асинхронная
1 2 3 4	4АМ132S8У3 4АМ112МВ6У3 4АМ100L4У3 4АМ100S2У3	4 4 4 4	750 1000 1500 3000	720 950 1430 2880

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1. Частота вращения приводного вала n₃ = 80 об/мин.

2. Определяем общее передаточное число привода для каждого варианта:

U₁ = n_{ном 1} / n₃ =720/80 = 9

U₂ = n_{ном 2} / n₃ = 950/80 = 11,9

U₂ = n_{ном 2} / n₃ = 1430/80 = 17,9

U₂ = n_{ном 2} / n₃ = 2880/80 = 36

1. Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп =3,15 :

U_оп = u₁/ u_зп = 9/4 = 2,25

U_оп = u₂/ u_зп = 11,9/4 = 3

U_оп = u₃/ u_зп = 17,9/4 = 4,4

U_оп = u₄/ u_зп = 36/4 = 9

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода Ременной передачи Цилиндрического редуктора	9 2,25 4	11,9 3 4	17,9 4,4 4	36 9 4

2. Анализируя полученные значения передаточных чисел,

Приходим к выводу:

а) четвертый вариант (u =36; n_ном = 2880 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа всего привода;

б) в третьем варианте (u = 17,9; n_ном = 1430 об/мин) аналогично как и в четвертом большое передаточное число всего привода;

в) в первом варианте (u = 9; n_ном = 720 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения, из-за большой металлоемкости;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u = 11,9; n_ном = 950 об/мин. Здесь передаточное число можно уменьшить за счет отклонения скорости рабочей машины и таким образом получить приемлемое значение.

3. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала:

Дn₃ = n₃д / 100 = (80 · 5)/100 = 4 об/мин.

4. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины, приняв Дn₃ = 2 об/мин:

[n₃] = n₃ + Дn₃ = 80+2 = 82 об/мин;

Отсюда фактическое передаточное число привода

u_ф = n_ном / [n₃] = 720 / 80 = 9;

передаточное число ременной передачи u_оп = u_ф / u_зп = 9/3,15 = 3.

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ132S8У3

(Р_ном= 3 кВт, n_ном = 720 об/мин); передаточные числа: привода

U = 9, редуктора u_зп = 3,15; ременной передачи u_оп = 3

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Таблица 2.4 - Определение силовых и кинематических параметров привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		дв>оп>зп>рм
Мощность Р, кВт	Дв Б Т рм	Рдв = 4 Р1= Рдв зоп зпк = 4·0,98·0,99 = 3,9 Р2 = Р1 ззп зпк = 4·0,97·0,99=3,8 Ррм = Р2 зм зпс = 3,8·0,98· 0,98 = 3,6
Частота вращения n об/мин.	Угловая скорость w 1/c	Дв	nном =950	w=рnном/30=3,14·950/30= =99
		Б	n1=nном/uоп=950/3 = 316,7	w1 = wном / uоп = 99/3= = 33
		Т	n2= n1/uзп = 316,7/4 = 79	w2 = w1/ uзп = 33/4= = 8,25
		Рм	nрм = n2 = 79	wрм = w2 = 6,25
Вращающий момент Т, Н·м	Дв Б Т Рм	Тдв = Рдв/ wном =(4·103) / 99 = 40 Н·м = 40·103 Н·мм Т1 = Тдв uоп зоп зпк = 40·103·4·0,98·0,99 = 155·103 Н·мм Т2 = Т1 uзп ззп зпк = 155·103·4·0,97·0,99 = 595·103 Н·мм Трм = Т2 зм зпс = 595·103·0,98·0,99 = 571·103 Н·мм

Таблица 2.5 - Силовые и кинематические параметры привода

	Передача		Вал
Параметр	Закрытая (редуктор)	открытая	Параметр	Двигателя	Редуктора	Приводной раб.машины
					быстро-ходный	Тихоходный
Пере-даточное число u	4	3	расчетная мощность Р, кВт	4	3,9	3,8	3,6
			Угловая скорость w, 1/с	99	33	8,25	6,25
КПД з	0,97	0,98	Частота вращения n, об/мин	950	316,7	79	79
			Враща- ющий момент Т, Н·м	40	155	595	571

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбор материала зубчатой передачи

а) По справочнику определяем марку стали: для шестерни - 40Х, твердость ? 45HRC _э1; для колеса - 40Х, твердость ? 350 HB₂. Разность средних твердостей HB_1ср - HB_2ср ? 70.

б) По справочнику определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45….50 HRC _э1 , термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, D_пред = 125_мм; для колеса твердость 296….302 HB₂ , термообработка - улучшение, S_пред = 80мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса HRC_э1ср = 47; HB_2ср = 285 Находим HB_1ср = 450

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у]_Н1 и колеса [у]_Н2

а) Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL. Наработка за весь срок службы: для колеса N₂ = 573w₂L_h = 573·8,25·37·10³ = 175·10⁶ циклов, где

w₂ = 8,25; L_h = 37·10³;

для шестерни N₁ = N₂u_зп = 175·10⁶·4 = 700·10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_Н0 , соответствующее пределу выносливости, находим интерполированием: N_Н01 = 68·10⁶ циклов; N_Н02 = 25·10⁶ циклов.

Так как N₁ > N_Н01 и N₂ > N_Н02, то коэффициенты долговечности К_HL1 = 1 и К_HL2 = 1.

б) Определяем допускаемое контактное напряжение [у]_Н0,соответствующее числу циклов перемены напряжений N_Н0: для шестерни [у]_Н01 = 14HRC+170 = 14·47+170 = 828 Н/мм²; для колеса [у]_Н02 = 1,8HB₂+67 = 1,8·285+67 = 580 Н/мм².

в) Определяем допускаемое контактное напряжение: для шестерни [у]_Н1 = К_HL1[у]_Н01 = 1·828 = 828 Н/мм²; для колеса [у]_Н2 = К_HL2[у]_Н02 = 1·580 = 580 Н/мм².

Так как HB_1ср - HB_2ср = 450-258 = 192 > 70 и HB_2ср= 285 < 350 HB₁, то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

[у]_Н = 0,45([у]_Н1+[у]_Н2) = 0,45(828+580) = 633,6 Н/мм² .

При этом условие [у]_Н=633,6 Н/мм² <1,23[у]_Н2=1,23·580 =713,4 Н/мм² соблюдается.

3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [у]_F1 и колеса [у]_F2

а) Рассчитываем коэффициент долговечности К_FL.

Наработка за весь срок службы: для шестерни N₁ = 700·10⁶ циклов, для колеса N₂ = 175·10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_F0 = 4·10⁶ для обоих колес.

Так как N₁ > N_F01 и N₂ > N_F02 , то коэффициенты долговечности К_FL1 = 1 и К_FL2 = 1.

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0 : для шестерни [у]_F01 = 310 Н/мм² в предположении, что m < 3мм ; для колеса [у]_F02 = 1,03·НВ_2ср = 1,03·285 = 293,6 Н/мм².

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба: для шестерни [у]_F1 = К_FL1[у]_F01 = 310 Н/мм²; для колеса [у]_F2 = К_FL2[у]_F02 = 293,6 Н/мм².

Расчет модуля зацепления выполняем по менее прочным зубьям, [у]_F = 293,6 Н/мм².

4. Расчет закрытой цилиндрической косозубой зубчатой передачи

1. Определение межосевого расстояния

a_w ?К_а(u+1)·³v((Т₂·10³)/(Ш_au²[у]_н)·К_нв) = 43(4+1)·³v(595·10³)/(0,32·16 ·401448,96)·1)=215·³v595000/2055418,6 = 215·³v0,29 = 215·0,66=141,9

Округляем полученное значение межосевого расстояния до целого из ряда нормальных линейных размеров: a_w 140,

где а) К_а=43 -вспомогательный коэффициент;

б) Ш_a=b₂ a_w = 0,32 - коэффициент ширины венца колеса;

в) u=4 - передаточное число редуктора;

г) Т₂=585 Н·м - вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

д) [у]_н=633,6 Н/мм² - допускаемое контактное напряжение колеса;

е) К_нв=1 - коэффициент неравномерности нагрузки.

2. Определение модуля зацепления m, мм:

m ? (2К_mТ₂·10³)/(d₂b₂[у]_F) = (2·5,8·595·10³)/(224·44,8·293,6) = 2,3

округляем полученное значение модуля до стандартного:

m = 2,5

где а) К_m= 5,8 - вспомогательный коэффициент;

б) d₂= 2 a_w u/(u+1) = 2·140·4/(4+1) = 224мм - делительный диаметр колес;

в) b₂= Ш_aa_w = 0,32·140 = 44,8мм - ширина венца колеса;

г) [у]_F= 293,6 Н/мм² - допускаемое напряжение изгиба колеса

3. Определяем угол наклона зубьев в_min:

в_min= arcsin 3,5m/ b₂= arcsin 3,5·2,5/44,8= 0,1953

в_min=11°

4. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

Z_У= Z₁+Z₂= 2 a_w cosв_min/m= 2·140·0,9816/2,5= 110

5. Уточнение действительной величины угла наклона зубьев:

в= arccos Z_Уm/(2a_w )= arccos 0,98816·110·2,5/(2·140)= 0,9641 в=15°.

6. Определение числа зубьев шестерни:

Z₁= Z_У/(1+u)= 110/(1+4)= 22

7. Определение числа зубьев колеса:

Z₂= Z_У- Z₁= 110-22= 81.

8.Определение фактического передаточного числа u_ф и проверить его отклонение Дu от заданного u:

u_ф= Z₂/ Z₁=88/22= 4;

Дu= | u_ф- u|/u·100%?4%

Дu= |4-4|/4·100%=0%

Условие выполняется.

9. Определение межосевого расстояние:

a_w= (Z₁+Z₂)m/(2cosв)= (88+22)2,5/(2·0,9641)= 143.

10. Определение основных геометрических параметров передачи, мм.

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный	d1=mZ1/cosв=2,5·22/0,9641=57	d2=mZ2/cosв=2,5·88/0,9641=228,2
	вершин зубьев	da1= d1+2m=57+2·2,5=62	da2= d2+2m=228,2+2·2,5=233
	впадин зубьев	dѓ1= d1-2,4m=57-2,4·2,5=51	dѓ2= d2-2,4m=228,2-6=222,2
Ширина венца	b1= b2+2= 44,8+2=46,8=48	b2= Шaaw=0,32·143=45

Проверочный расчет.

11. Проверка межосевого расстояния:

12. Проверка пригодности заготовок колес и условие пригодности заготовок колес:

D_заг? D_пред; S_заг? S_пред,

D_заг= d_a1+6=62+6=68

D_заг< D_пред

S_заг= b₂+4=45+4=49

S_заг< S_пред.

Условие выполняется.

13. Проверка контактного напряжения у_н, Н/мм²:

у_н=Кv((F_t(u_ф+1)/ (d₂ b₂)·К_нбК_нвК_нх)? [у]_н,

где а) К=376 - вспомогательный коэффициент;

б) F_t= 2Т₂·10³/ d₂= 2·595·10³/228,2= 5215 Н;

в) К_нб=1; х= w₂ d₂/(2·10³)= 8,25·228,2/2000= 0,9м/с;

г) К_нх= 1,01.

у_н<[у]_н, условие выполняется.

14. Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни у_F1 и колеса у_F2 , Н/мм² :

у_F2 = Y_F2Y_в(F_t/ b₂m)· К_FбК_Fв К_Fх?[у]_F2,

у_F2 = 3,60·0,9(5215/45·2,5)·0,72·1·1,02= 3,24·46,4·0,73=109,7;

у_F1 = у_F2 Y_F1/Y_F2?[у]_F1,

у_F1 = 109,7·3,9/3,6= 118,8 Н.

где а) m-модуль зацепления , мм; b₂- ширина зубчатого венца колеса, мм; F_t- окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_Fб= 0,72 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

в) К_Fв= 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

г) К_Fх= 1,02 - коэффициент динамической нагрузки;

д) Y_F1= 3,90 и Y_F2= 3,60 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

е) Y_в=1-в°/140°= 0,9 - коэффициент учитывающий наклон зуба.

15. Табличный ответ:

Таблица 4.5 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	143	Угол наклона зубьев	15°
Модуль зацепления m	2,5	Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	57 228,2
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	48 45
Число зубьев: шестерни Z1 колеса Z2	22 88	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	62 233
Вид зубьев		Диаметр окружности впадин: шестерни dѓ1 колеса dѓ2	51 222,2

Проверочный расчет

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения ун, Н/мм2	633,6	601,6	1%
Напряжения изгиба, Н/мм2	уF1	293,6	118,8 109,7	2% 3%
	уF2

5. Расчет открытой клиноременной передачи

1. Выбор сечения ремня:

Выбираем клиновой ремень узкого сечения УО.

2. Определение минимально допустимого диаметра ведущего шкива d_min:

d_min= 63 мм.

3. Задаем расчетный диаметр ведущего шкива:

d₁= 65 мм.

4. Определение диаметра ведомого шкива d₂, мм:

d₂= d₁u(1-е)= 65·3(1-0,01)= 193 мм.

5. Определение фактического передаточного числа u_ф и проверка его на отклонение Дu от заданного u:

u_ф= d₂/(d₁(1-е))= 193/(65(1-0,01))=3;

Дu= | u_ф-u|/u·100%?3%,

Дu= | 3-3|/3·100%=0.

6. Определение фактического межосевого расстояния a, мм

a?0,55(d₁+ d₂)+h= 0,55(65+193)+8=150.

7. Определение длины ремня l, мм:

8. Уточнение значения межосевого расстояния по стандартной длине

a=?{2l-р(d₂+ d₁)+v([2l-р(d₂+d₁)]²-8(d₂-d₁)²)}=?{2·900-3,14·(193+65)+ +v([2·900-3,14(193+65)]²-8·(193-65)²)}=?{1800-3,14·258+v([1800-3,14·258]²-8·16384)}=?{1800-810,12+v([1800-810,12]²-131072)}=?{989,9+v(979862,41-131072)}=?{989,9+v848790,41}=?{989,9+921,3}=?·1911,2=239.

9. Определения угла обхвата ремнем ведущего шкива б₁, град:

б₁=180°-57°(d₁-d₂)/a= 180°-57°(193-65)/293=180°-31°=149°.

10. Определения скорости ремня х, м/с:

х=р d₁n₁/(60·10³)?[х]=40м/с,

х= р d₁n₁/(60·10³)=3,14·65·950/(60·10³)= 193895/60000=3,23 м/с

х>[х].

11. Определение частоты пробега ремня U, с^-1:

U=l/х?[U], где [U]=30 с^-1;

U= 900/3,23=278 с^-1.

12. Определение допускаемой мощности, передаваемую одним клиновым ремнем [Р_п], кВт:

[Р_п]= [Р_о]С_рС_бС_lС_Z=0,68·1·0,92·1·0,85= 0,53 кВт;

[Р_о]= 0,68;

С_р= 1

С_б= 0,92

С_l= 1

С_Z= 0,85.

13. Определение количества клиновых ремней Z:

z= Р_ном /[Р_п]=4/0,53= 8.

14. Определение силы предварительного натяжения F_о, Н: одного клинового ремня

F_о= (850 ·Р_ном С_l)/(zхС_бС_р)= (850·4·1)/(8·3,23·0,92·1)= 143 Н.

15. Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней F_t, Н.

16. Определения силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н;

F₁= F₀+F_t/2z= 143+1238,4/2·8= 86,3 Н,

F₂= F₀ - F_t/2z=143-1238,4/2·8= -68,5 Н.

17. Определение силы давления на вал F_оп, Н:

F_оп=2 F_оzsin б₁/2=2·143·8·sin 149/2= 2288·sin75°= 2288·0,9659=2210 Н.

Проверочный расчет

18. Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви у_max, Н/мм²;

у_max= у₁+ у_н+ у_х? [у]_р,

где а) у₁- напряжения растяжения, Н/мм²;

у₁= F₀ /А+ F_t/2zА= 143/280+123,4/(2·8·280)=0,8.

б) у_н- напряжение изгиба, Н/мм²;

у_н= E_и·h/d₁= 80·8/65= 8;

E_и= 80….100/мм²- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; h= 8- высота сечения клинового ремня

в) у_х- напряжение от центробежной силы, Н/мм²;

у_х=сх²·10^-6= 1250·3,23²·10^-6=0,01

с=1250….1400 кг/мм³- плотность материала ремня.

г) [у]_р= 10 Н/мм² допускаемое напряжение растяжения;

у_max= у₁+ у_н+ у_х= 0,8+8+0,01=08,81 Н/мм²;

у_max<[у]_р,

условие выполняется.

6. Нагрузка валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

б= 20°

Таблица 6.1 - Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		на шестерне	на колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная Радиальная Осевая	Ft1= Ft2 Fr1= Fr2 Fa1= Fa2	Ft2=(2Т2·103)/d2=(2·595·103)/228,2=5215 Fr2= Ft2·tgб/соsв=5215·0,3640/0,9642=1968,7 Fa2=Ft2·tgв= 5215·0,679= 1397

6.2 Определение консольных сил

F_оп=2 F_оzsin б₁/2=2·143·8·sin 149/2= 2288·sin75°= 2288·0,9659=2210 Н.

7. Разработка чертежа общего вида

7.1 Выбор материала валов

Выбираем марку стали для валов 40Х;

Механические характеристики стали:

Твердость НВ 269….302, термообработка - улучшение, D_пред= 125,

S_пред= 80.

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Для шестерни [ф]_к= 10 Н/мм²

Для колеса [ф]_к= 20 Н/мм².

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Таблица 7.1 - Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора, мм

Ступень вала и ее параметры d; l	Вал шестерня	Вал колеса
1-я под элементы открытой передачи или полумуфу	d1	d1=3v((Мк·103)/(0,2[ф]к)=3v((155·103)/(0,2·10))=42	d1=3v((Мк·103)/(0,2[ф]к)=3v((595·103)/(0,2·20))=53
	l1	l1=1,3·d1=1,3·42=53	l1=1,3·d1=1,3·53=70
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2= d1+2t=42+2·2,8=45	d2= d1+2t=53+2·
	l2	l2=1,5·d2=1,5·45=67	l2=1,25·d2=1,25·60=75
3-я под шестерню, колесо	d3	d3=d2+3,2·r=42+3,2·3=50	d3=d2+3,2·r=60+3,2·3=71
	l3	l3=68	l3=68
4-я под подшипник	d4	d4=d2=45	d4=d2=60
	l4	l4= 19	l4=22
5-я упорная или под резьбу	d5	Не конструируется	d5=d3+3f=71+3·2,5=78
	l5	Не конструируется	l5=11,5
	lт		lт=90
	Lт		Lт= 112
	lб	lб=87
	Lб	Lб=106
	lоп	lоп=84

7.4 Предварительный выбор подшипников качения

Тихоходный вал:

Выбираем подшипник легкой серии (ГОСТ 8338 - 75)

d₂=60; D=110; В=22; r=2,5; Сr=52 кН; Соr=31 кН.

Быстроходный вал:

Выбираем подшипник легкой серии (ГОСТ 8338 - 75)

d₂=45; D=85; В=19; r=2; Сr=33,2 кН; Соr=18,6 кН; Х=10.

8. Расчетная схема валов редуктора

8.1 Определение реакций в опорах подшипников

Расчетная схема тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора;

Дано: F_t2=5215Н; F_а2=1397Н; F_м=3050Н; d₂=228,2мм; l_t=90мм; l_м=134;

F_r2=1968,7Н

1. Вертикальная плоскость;

а) определяем опорные реакции, Н

? М_D= 0; -R_суl_T+F_a2·d₂/2-F_r2 l_T/2=0;

R_су= ( F_a2·d₂/2-F_r2· l_T/2)/ l_T = (397·228,2/2-1968,7·90/2)/90 = (159397,7--88591,5)/90 = 786,73555;

?Мс=0; F_r2· l_T/2+ F_a2·d₂/2- R_Dуl_T=0;

R_Dу=(F_r2· l_T/2+ F_a2·d₂/2)/l_T=(1968,7·90/2+1397·228,2/2)/90=(88591,5+ +159397,7)/90=2755,4355.

Проверка: ?y=0; -R_су - F_r2 + R_Dу= -786,73555-1968,7+2755,4355=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

в характерных сечениях 2…4, Н·м:

М_х=0; М_х3=-R_су l_T/2= -786,73555·90/2= -35403,099= 35,4

М_х4=0; М_х3=R_Dу l_T/2= 2755,4355·90/2= 123994,59= 123,99.

2. Горизонтальная плоскость;

а) определяем опорные реакции, Н:

? М_D=0; -F_м(l_м+ l_Т)+ R_сх l_T+ F_t2· l_T/2= 0;

R_сх= (F_м(l_м+ l_Т)- F_t2· l_T/2)/ l_T= (3050·(134+90)- 5215·90/2)/90 = (683200-234675)/90= 4983,6111;

? М_C=0; -F_мl_м- F_t2· l_T/2+ R_Dх l_T=0;

R_Dх=(F_мl_м+F_t2· l_T/2)/l_T=(3050·134+5215·90/2)/90=(408700+234675)/90= =7148,6111.

Проверка: ?Х=0; -F_м+R_сх+F_t2-R_Dх=-3050+4983,6111+5215-7148,6111=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях 1…4, Н·м:

М_у=0; М_у2= -F_мl_м=-3050·134= -408700= -408,7;

М_у3= -F_м(l_м+ l_T/2)+ R_сх l_T/2 =-3050·(134+90/2)+4983,6111·90/2 = -545950+ 224262,5= -321687,5= -321,7; М_у4=0.

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м;

М_к= М_Z=(F_t2d₂)/2= (5215·228,2)/2= 595031,5= 595,03.

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

R_С= v( R_СХ²+ R_УХ²)= v(4983,6111²+786,73555²)=v25455331=5045,3.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М₂= М_У2=408,7;

М₃= v(М_Х3²+М_У3²)=v(123,99²+(-321,7)²=v(15373,52+103490,89)= v118864,41=344,77.

Расчетная схема быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора;

Дано: F_t1=5215Н; F_а1=1397Н; F_оп=2210Н; d₁=57мм; l_б=87мм; l_оп=84;

F_r1=1968,7Н

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н;

?М₃= 0; R_Ауl_Б - F_r1·l_Б/2+F_а1·d₁/2+F_опl_оп=0;

R_Ау= (F_r1·l_Б/2 - F_а1·d₁/2 - F_опl_оп)/ l_б=(1968,7·87/2-1397·57/2-2210·84)/87= -139816,05/87= 1607,081;

?М₃= 0; F_r1·l_Б/2+F_а1·d₁/2+R_ВУl_Б+F_оп (l_Б+l_оп)=0;

R_ВУ=(F_r1·l_Б/2+F_а1·d₁/2+F_оп(l_Б+l_оп))/l_Б=(1968,7·87/2+1397·57/2+2210(87+84))/87= (85638,45+39814,5+377910)/87= 5785,781.

Проверка:

?У=0; R_Ау- F_r1+ R_ВУ-F_оп=-1607,081-1968,7+5785,781-2210=0;

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

М_Х1= 0; М_Х2= R_Ауl_Б/2=-1607,081·87/2=69908,023=-69,9;

М_Х4= 0; М_Х3= -F_оп·l_оп=-2210·84=-185640=-185,64;

М_Х2=-F_оп (l_оп+l_Б/2)+R_ВУ·l_Б/2=-2210(84+87/2)+5785,781·87/2=-281775+251681,47=-30093,53=-30,09.

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

?М₃= 0; R_АХl_Б +F_t1·l_Б/2=0;

R_АХ=(F_t1·l_Б/2)/ l_Б=(5215·87/2)87=2607,5;

?М₁= 0; (R_ВХ·l_Б - F_t1·l_Б/2)/ l_Б=0;

Проверка: ?Х=0; -R_АХ+F_t1-R_ВХ=-2607,5+5215-2607,5=0.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…3, Н·м:

М_У1=0; М_У2=-R_АХ·l_Б/2=-2607,5·87/2=-113,4; М_У3=0.

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

М_К=М_Z=(F_t·d₁)/2=(5215·57)/2=148,6.

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

R_А=v(R_АХ²+ R_АУ²)=v(2607,5²+1607,081²)=v(6799056,2+2582709,3) =3062,97;

R_В=v(R_ВХ²+ R_ВУ²)=v(2607,5²+5785,781²)=v(6799056,2+33475262) =6346,2.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

М₂=v( М_Х2²+М_У2²)=v(-69,9²+113,4²)=v(4886,01+12859,56)=133,2;

М₂=М_Х3=-185,64.

9. Проверочный расчет подшипников

1. Проверка пригодности подшипника 212 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с постоянной нагрузкой.

Угловая скорость вала w=8,25 1/с. Осевая сила в зацеплении F_а=1397 Н.

Реакции в подшипниках R₁=5045,3 Н, R₂=7661,3 Н. Характеристика подшипников: Сr=52000 Н; Соr=31000 Н, Х=0,56, V=1, К_б=1. Требуемая долговечность подшипника L_h=8000ч. Подшипник установлен по схеме враспор.

а) Определяем отношение R_а/VR_r2=1397/(1·7661,3)=0,182, где R_а=F_а.

б) Определяем отношение R_а/Соr=1397/31000=0,04 интерполированием находим е=0,26, Y=1,71.

в) по соотношению R_а/VR_r2>е выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

R_Е=(ХVR_r2+YR_а)К_б·К_т=(0,56·1·7661,3+1,71·1397)·1·1=6679,17 Н.

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

Сrp= R_Е·³v(573·w·L_h/10⁶)= 6679,17·³v(573·8,25·8000/10⁶) =22041 < Сr.

Подшипник пригоден.

д) Определяем долговечность подшипника

L_10h=10⁶/573w·(Сr/R_Е)³=10⁶/(573·8,25)·(52000/6679,17)³=99614 > L_h.

2. Проверка пригодности подшипника 209 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с постоянной нагрузкой.

Угловая скорость вала w=33 1/с. Осевая сила в зацеплении F_а=1397 Н. Реакции в подшипниках R₁=6346,2 Н, R₂=3062,97 Н.

Характеристика подшипников: Сr=33200 Н; Соr=18600 Н, Х=0,56, V=1, К_б=1.

Требуемая долговечность подшипника L_h=8000ч. Подшипник установлен по схеме враспор.

а) Определяем отношение R_а/VR_r2=1397/(1·6346,2)=0,220, где R_а=F_а.

б) Определяем отношение R_а/Соr=1397/18600=0,075 интерполированием находим е=0,28, Y=1,55.

в) по соотношению R_а/VR_r2>е выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

R_Е=(ХVR_r2+Y R_а)К_б·К_т=(0,56·1·6346,2+1,55·1397)·1·1=5719,22 Н.

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

Сrp= R_Е·³v(573·w·L_h/10⁶)= 5719,22·³v(573·33·8000/10⁶) = 5719,22·³v151,27=5719,22·5,3=30312 < Сr.

Подшипник пригоден.

д) Определяем долговечность подшипника

L_10h=10⁶/573w·(Сr/R_Е)³=10⁶/(573·33)·(33200/5719,22)³=52,9·195=103155ч.>L_h.

10. Разработка чертежа общего вида привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Таблица 10.2 - Цилиндрических зубчатых колес, мм

Элемент колеса	Параметр	Способ получения заготовки
		Ковка
Обод	Диаметр	dа=233мм
	Толщина	S=2,2m+0,05b2=2,2·2,5+0,05·45=5,5+2,25=7,75
	Ширина	b2=45
Ступица	Диаметр внутренний	d=d3=71
	Диаметр наружный	dст=1,55d=1,55·71=110,05
	Толщина	дст?0,3d=0,3·71=21,3
	Длина	lст=1,3d=1,3·71=92,3
		lст=1,2d=1,2·71=85,2-оптимальное значение
Диск	Толщина	С=0,5(S+дст)?0,25 b2; С=0,5(7,75+21,3)=14,525?0,25·228,2=57,05; С>0,25 b2
	Радиус закруглений и уклон	R?6; г=7?

10.2 Конструирование валов

1. Первая ступень:

Выходной конец вала может быть цилиндрическим или коническим.

Диаметр 1-й ступени d₁ рассчитан на кручение в задаче 7,длина ступени l₁ определяется по осевым размерам ступицы элементов открытых передач.

2. Вторая ступень:

Диаметр ступени d₂ принимается равным диаметру d внутреннего кольца подшипника. Для ступицы l₂ зависит от осевых размеров деталей, входящих в комплект подшипникового узла, расположенного со стороны выходного конца вала.

3. Третья ступень.

а) Для тихоходных валов: d₃=d₂+3,2·r=60+3,2·3=71;

Длина ступени l₃ выполнена больше длины ступицы колеса l_ст и поэтому распорная втулка между торцом внутреннего кольца подшипника и торцом ступицы колеса ставится на 3-ю ступень.

Шпоночный паз на 3-й ступени располагаем со стороны паза 1-й ступени.

Ширину шпоночного паза b применяем одинаковой для 1-й и 3-й ступеней

Исходя из меньшего диаметра.

б) Для вала-шестерни цилиндрической .

Цилиндрическая шестерня находится на 3-й ступени.

Диаметр 3-й ступени определяем в зависимости от диаметра 2-й ступени и координаты фаски внутреннего кольца подшипника.

4. Четвертая ступень.

Диаметр 4-й ступени d₄ равен диаметру d₂ 2-й ступени под подшипник, а ее длина l₄ зависит от осевых размеров деталей, входящих в комплект подшипникового узла, расположенного со стороны глухой крышки.

5. Пятая ступень.

Для тихоходных валов эта ступень предотвращает осевое смещение колеса.

10.3 Выбор соединений

Для соединения колеса с 3-й ступенью тихоходного вала применяем шпоночное соединение. Используем призматическую шпонку из стали 45.

Длину шпонки выбираем из стандартного ряда Rа40 так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10мм.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

1. Схема установки подшипников. Используем осевое фиксирование вала в двух опорах - распор.

Внутренние кольца подшипников закрепляют на валу упором в буртики 3-й и 5-й ступени вала.

Типы подшипников: шариковые однорядные подшипники.

2. Посадки подшипников. Посадки неподвижных наружных колец подшипника выбираем более свободными. Применяем подшипники класса точности 0, поля допуска j_S6,k6. Поле допуска отверстия для наружного кольца - Н7.

3. Крепление колец подшипников на валу и в корпусе. Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливаем с упором в буртик вала и натягом без дополнительного крепления с противоположной стороны.

Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливаем в корпус с односторонней фиксацией упором в торец крышки.

4. Крышки подшипниковых узлов. Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников и воспринятия осевых нагрузок применяем врезные крышки, изготовленные из чугуна СЧ15.

5. Уплотнительные устройства. Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также их от попадания пыли, грязи и влаги, применяем манжетные уплотнения .

Манжета состоит из корпуса, изготовленного из бензомаслостойкой резины, стального Г-образного каркаса и браслетной пружины, которая стягивает уплотняющую часть манжеты и образует рабочую кромку шириной b=0,4..0,8 мм.

Для предохранения смазочного материала от вытекания манжету устанавливаем рабочей кромкой внутрь корпуса.

6. Регулировочные устройства. Регулирование подшипников производим установкой компенсаторных колец между торцами наружных колец подшипников и крышек. Между торцом наружного кольца подшипника и торцом крышки с отверстием оставляем зазор для компенсации тепловых деформаций, а=0,…0,5мм.

10.5 Конструирование корпуса редуктора

1. Форма корпуса

а) Вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию, верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию - редукторная пара вписывается в параллелепипед.

б) Толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

д=6 мм.

Внутренний контур стенок корпуса очерчиваем по всему периметру корпуса с учетом зазоров х и у между контуром и вращающимися деталями.

2. Фланцевые соединения.

а) Фундаментный фланец основания корпуса. Служит для крепления редуктора к фундаментной плите. Опорную поверхность фланца выполняем в виде четырех небольших платиков. Места крепления располагаем на расстоянии L₁=295мм, друг от друга. Длина опорной поверхности платиков

L= L₁+b₁=295+52,2=347,2;

ширина b₁=2,4d₀₁+1,5д= 2,4·18+1,5·6=43,2+9=52,2мм.;

высота h₁=2,3д=2,3·6=13,8мм.

Редуктор крепится к раме четырьмя болтами. d₁=14.

б) Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса. Служит для соединения крышки и основания разъемных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых винтов на продольных длинных сторонах корпуса: в крышке - наружу от ее стенки, в основании - внутрь от стенки.

Количество стяжных винтов на одну сторону корпуса d₂=М12 n₂=3.

Подшипниковые стяжные винты ставим ближе к отверстию под подшипник на расстоянии друг от друга так, чтобы расстояние между стенками отверстий диаметром d₀₂=7мм и отверстия диаметром D₀₂=8мм.

в) Соединительный фланец крышки и основания корпуса.

Для соединения крышки корпуса с основанием по всему контуру разъема выполняем соединительный фланец. Количество соединительных винтов принимаем d₃=М10 n₃=2.

г) Фланец для крышки подшипникового узла.

ширина расточки ѓ=4мм.

Таблица 10.21 - Конструктивные элементы фланца крышки подшипникового узла, мм

Элементы	Врезная крышка
Внутренний диаметр DБ, DТ	DБ= 85; DТ=110
Наружный диаметр DБ2, DТ2	DБ2=1,25D+10=1,25·85+10=116 DТ2=1,25D+10=1,25·110+10=147,5
Диаметр кольцевой расточки DБ0, DТ0	DБ0= 92; DТ0=117

3. Подшипниковые бобышки.

Служат для размещения комплекта деталей подшипникового узла.

Внутренний диаметр подшипниковой бобышки быстроходного D_Б и тихоходного D_Т вала равен внутреннему диаметру (см. табл. 10.21), а наружный - D_БЗ(D_ТЗ)= D_Б(D_Т) +3д,

D_БЗ= D_Б+3д=85+3·6=103мм;

D_ТЗ= D_Т+3д=110+3·6=128мм.

Длина гнезда подшипниковой бобышки l₁ быстроходного вала:

l₁=h+В+5=16+19+5=40мм;

Длина гнезда подшипниковой бобышки l₂ тихоходного вала:

L₂=h+В+5=20+22+5=47мм.

10.6 Конструирование элементов открытой передачи

Шкив выбираем литым из чугуна СЧ15. Фиксацию шкива производим концевой шайбой (ГОСТ 14734 - 69):

Концевая шайба мм

Обозн.

D

H

A±0,2

d

d2

с

D0

d3

d4

l

l1

болт

штифт

7019-0631

50

5

16

6,6

4,5

1

42

М6

4

18

12

М6Ч6

4и8Ч12

Таблица 10.23 - Конструирование шкивов мм

Элемент шкива	Параметр	Значение
Обод	Диаметр шкива конструктивный	dе= dр+2t=193+2·2,5=198
	Ширина шкива передачи	В=(z-1)р+2ѓ=(8-1)12+2·8=7·28=196
	Толщина шкива	д=1,2h+t=1,2·10+2,5=14,5
Диск	Толщина отверстия	С=1,3д=1,3·14,5=19
Ступица	Диаметр внутренний Диаметр наружный Длина	d=d1=42 dст=1,6d=1,6·42=67 lст=1,5d=1,5·42=63

10.7 Смазывание. Смазочные устройства

1. Смазывание зубчатого зацепления.

а) Способ смазывания. Применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

б) Выбор сорта масла.

Учитывая контактное напряжение [у]_Н=633,6 Н/мм²; и скорость скольжения w=8,25 м/с. Выбираем сорт масла И-Г-С-46.

в) Определение количества масла. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,8л на 1 кВт передаваемой мощности. Передаваемая мощность редуктора Р₁=3,9 кВт; Р₂=3,8 кВт. Объем масляной ванны принимаем равным 3,12 л.

г) Определение уровня масла. В корпус редуктора заливаем масло до погружения в него колеса d₂ на глубину h_м:

m ? h_м? 0,25d₂? 0,25·228,2? 57,05мм, при этом h_min=2,2m=2,2·2,5=5мм.

д) Контроль уровня масла находящегося в корпусе редуктора, контролируем жезловым маслоукозателем.

е) Слив масла. Для слива масла из корпуса редуктора используем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Параметры пробки, мм

d1	D	D1	L	l	b	S	t	d2	D2	B2
М16Ч1,5	25	21,9	24	13	3	19	1,9	16	28	3

2. Смазывание подшипников. При смазывании зубчатого колеса окунанием подшипники смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесом, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

11. Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

1.Подбор и проверочный расчет шпонки быстроходного вала:

Для выходного конца быстроходного вала при d₁=42мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bхh=12х8мм² при t₁=5мм.

При длине ступицы l₁=53мм выбираем длину шпонки l=42мм.

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Условие прочности

у _см=F_t/А_см?[у]_см,

где а) F_t=5215- окружная сила на шестерне или колесе, Н;

б) А_см = (0,94h-t₁)l_р=(0,94·8-5)30=75,6 -площадь смятия, мм².

l_р=l-b=42-12=30мм- рабочая длина шпонки;

в) [у]_см=110 Н/мм²-допускаемое напряжение на смятие.

у_см=F_t/А_см=5215/75,6=69;

у_см?[у]_см

Условие выполняется.

2. Подбор и проверочный расчет шпонки тихоходного вала:

Для выходного конца тихоходного вала при d₁=53мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bхh=16х10мм² при t₁=6мм.

При длине ступицы l₁=70мм выбираем длину шпонки l=60мм.

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Условие прочности

у_см=F_t/А_см?[у]_см,

где а) F_t=5215- окружная сила на шестерне или колесе, Н;

б) А_см = (0,94h-t₁)l_р=(0,94·10-6)44= 149,6 - площадь смятия, мм².

l_р=l-b=60-16=44мм -рабочая длинна шпонки;

в) [у]_см=110 Н/мм²-допускаемое напряжение на смятие.

у_см=F_t/А_см=5215/149,6=35;

у_см?[у]_см

Условие выполняется.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Проверка прочности стяжных винтов тихоходного вала. Максимальная реакция в вертикальной плоскости опоры подшипника С - R_су=7661,3 Н. диаметр винта d₂=12мм, шаг резьбы крупный р=1,75мм; класс прочности 5.6 из стали 30 по ГОСТ 11738 - 84.

1. Определяем силу, приходящую на один винт:

F_в=R_су/2=7661,3/2=3830,65 Н.

2. Принимаем К₃=1,25 Х=0,2.

3. Определяем механические характеристики материала винтов:предел прочности у_в=500 Н/мм²; предел текучести у_т=30 Н/мм²; допускаемое напряжение [у]=0,25 у_т=0,25·300=75 Н/мм².

4.Определяем расчетную силу затяжки винтов:

F_р=[ К₃(1-х)+х] F_в=[1,25(1-0,2)+0,2]·3830,65=4597 Н.

5. Определяем площадь опасного сечения винта:

А=рd_р²/4=р(d₂-0,94р)²/4=3,14(12-0,94·1,75)²/4=84,2 мм².

6. Определяем эквивалентные напряжения:

у_экв=1,3F_р/А=1,3·4597/84,2=81 Н/мм²<[у]

Условие прочности выполняется.

Проверка прочности стяжных винтов быстроходного вала. Максимальная реакция в вертикальной плоскости опоры подшипника С - R_ву=6346,2 Н. диаметр винта d₂=12мм, шаг резьбы крупный р=1,75мм; класс прочности 5.6 из стали 30 по ГОСТ 11738 - 84.

1. Определяем силу, приходящую на один винт:

F_в=R_ву/2=6346,2/2=3123 Н.

2. Принимаем К₃=1,25 Х=0,2.

3. Определяем механические характеристики материала винтов:предел прочности у_в=500 Н/мм²; предел текучести у_т=30 Н/мм²; допускаемое напряжение [у]=0,25 у_т=0,25·300=75 Н/мм².

4.Определяем расчетную силу затяжки винтов:

F_р=[ К₃(1-х)+х] F_в=[1,25(1-0,2)+0,2]·3123=3747,6 Н.

5. Определяем площадь опасного сечения винта:

А=рd_р²/4=р(d₂-0,94р)²/4=3,14(12-0,94·1,75)²/4=84,2 мм².

6. Определяем эквивалентные напряжения:

у_экв=1,3F_р/А=1,3·3747,6/84,2=58 Н/мм²<[у]

Условие прочности выполняется.

11.3 Проверочный расчет валов

Тихоходный вал

1. Реакции в опорах подшипников :

R_Су=786,73555 Н;

R_Dу=2755,4355 Н.

2. Значение изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальных плоскостях, суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.

Изгибающие моменты относительно оси Х:

М_х3=123,99 Н·м.

Изгибающие моменты относительно оси У:

М_у2=-408,7 Н·м

М_у3=-321,7 Н·м.

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

М₃=344,77 Н·м.

3. Динамическая грузоподъемность подшипника:

С_rp=22041 Н.

4. Опасные сечения вала.

Одно опасное сечение находится на 3-й ступени под колесом(шестерней); второе на 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой.

5. Определение источника концентрации напряжений в опасных сечениях.

а) Опасное сечение 2-й ступени быстроходного и тихоходного вала определяем концентратор напряжений - ступенчатый переход галтелью r между 2-й и 3-й ступенью с буртиком t=(d₃-d₂)/2.

Тихоходный вал t=(d₃-d₂)/2=(71-60)/2=4,5 мм;

Быстроходный вал t=(d₃-d₂)/2=(50-45)/2=2,5 мм.

б) Определение концентрации на 3-й ступени:

для тихоходного вала - шпоночный паз;

быстроходный вал - шлицы.

6. Определение напряжений в опасных сечениях вала, Н/мм².

Тихоходный вал

а) нормальные напряжения:

у_а1=у_и=(М₂·10³)/W_нетто=(408,7·10³)/27462,5=14,9;

б) Касательное напряжения:

ф_а= ф_а/2=М_к/2W_снетто=595,03/2·63727,3=0,005.

7. Определение концентрации нормальных и касательных напряжений:

(К_у)_D=К_у/К_d+К_F-1=3,95/0,67+1-1=5,9;

(К_ф)_D=К_ф/К_d+К_F-1=2,8/0,67+1-1=4,2.

8. Определение предела выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

(у_-1)_D=у_-1/(К_у)_D=410/5,9=69,5;

(ф_-1)_D=ф_-1/(К_ф)_D=237,8/4,2=56,6.

9. Определение коэффициента запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

S_у=(у_-1)_D/у_а=69,5/14,9=4,7;

S_ф=(ф_-1)_D/ф_а=56,6/0,005=11320.

10. Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении:

[S]=1,5

S=(S_у·S_ф)/v(S_у²+S_ф²)?[S];

S=(4,7·11320)/v(4,7²+113202²)=53204/11320=4,7;

Условие выполняется.

12. Расчет технического уровня редуктора

12.1 Определение массы редуктора

m = цсV·10^-9 = 0,4·7300·16864200·10^-9 = 492.

12.2 Определение критерия технического уровня редуктора

г = m/Т₂ = 492/595 = 0,8 Н·м.