Детали машин

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Введение

1. Определение срока службы приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

3. Выбор материала червячной передачи

4. Расчет закрытой червячной передачи

5. Расчет открытой поликлиноременной передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Определение реакций в опорах подшипников

9. Проверочный расчет подшипников

10. Проверочные расчеты

11. Тепловой расчет червячного редуктора

12. Расчет технического уровня редуктора

Литература

приводной двигатель редуктор подшипник

Введение

Целью данной работы является проектирование привода к качающемуся подъемнику на основании комплексного технического задания. Привод включает в себя электродвигатель, соединенный при помощи ремённой передачи с червячным одноступенчатым редуктором, который, в свою очередь, при помощи муфты и цепной передачи соединен с валом исполнительного механизма.

В рамках данной расчетно-графической работы проводится расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет редуктора и открытой передачи, проверочный расчет редуктора, валов, расчет подшипников.

Червячный одноступенчатый редуктор предназначен для передачи мощности между валами электродвигателя и исполнительного механизма.

Муфта служит для компенсации неточности установки валов и ограничения нагрузок в приводе.

Ремённая передача служит для передачи движения с увеличением крутящего момента от двигателя на редуктор.

1. Определение срока службы приводного устройства

Устанавливаем качающийся подъемник на железнодорожную станцию для обработки товарных вагонов. Работа в две смены, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный, продолжительность смены 8 часов.

Определяем ресурс привода Lh = 365·Lф·tc ·Lc

где Lф = 4 года — срок службы привода;

tc = 8 ч. — продолжительность смены;

Lc = 2 — число смен;

Lh = 365·4·8·2 = 23 360 ч

Принимаем время простоя 15% ресурса. Тогда Lh = 23 360·0,85 = 19 856 ч

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 20·103 ч

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место

установки

Lф

Lc

tc

Lh, ч

Характер

нагрузки

Режим

работы

железнодорожная станция

3

2

8

20·103

с малыми

колебаниями

реверсивный

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Определяем требуемую мощность привода: Ррм = Fх,

где F = 1,2 кН — грузоподьемность;

х = 0,60 м/с — скорость подъема.

Ррм = 1,2·0,60 = 0,72 кВт

Определяем КПД привода:

з = ззп·зоп·зм· зпк2,

где ззп = 0,85 — КПД закрытой червячной передачи;

зоп = 0,97 — КПД открытой поликлиноременной передачи;

зм = 0,98 — КПД муфты;

зпк = 0,99 — КПД подшипников качения;

з = 0,85·0,97·0,98·0,992 = 0,79

Находим требуемую мощность двигателя:

Рдв = Ррм/ з = 0,72/0,79 = 0,91 кВт

Определяем частоту вращения вала:

= 37,5 об/мин

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

Проводим разбивку передаточного числа привода u, принимая uзп = 10, тогда передаточное число

Принимаем u = 24,53 при nном = 920 об/мин.

По справочным таблицам выбираем электродвигатель 4АМ80В6У3 с мощностью 1,1 кВт и частотой вращения 920 об/мин. При выбранном двигателе уточняем общее передаточное число привода:

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала:

Дnрм = nрмд/100= 37,5. 7/100=2,62 об/мин. ,

где д- допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины.

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала, приняв Дnрм = -0,7 об/мин:

[nрм]= nрм+- Дnрм=37,5−0,7=36,8 об/мин.

Фактическое передаточное число привода uф:

uф= nном/[nрм]=920/36,8=25

Передаточные числа закрытой и открытой передач:

uоп= uф/uзп=25/10=2,5

Таблица 2.1. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ80В6У3 Рном = 1,1 кВт, nном = 920 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал

закрытая

открытая

двигателя

редуктора

приводной рабочей машины

быстроходный

тихоходны

Передаточное число

u

10

2,5

Расчетная мощность Р, кВт

0,91

0,86

0,72

0,70

Угловая скорость щ, 1/с

96,3

38,5

3,85

3,85

КПД

з

0,85

0,97

Частота вращеня n, об/мин

920

368

36,8

36,8

Вращающий момент Т, Н·м

9,45

22,45

187

183,26

3. Выбор материала червячной передачи

Выбираем материал для червяка и червячного колеса: сталь 40Х; улучшение; твердость 269…302НВ; ув =900 Н/мм2; ут =750 Н/мм2; у-1 =410 Н/мм2; Dпред= 125 мм.

Выбираем материал для зубчатых венцов червячных колес:

vs=4,3. щ2 . uзп/103. 4,3. 3,85. 103/103. =0,94 м/с

Материал для червячного колеса СЧ18, способ отливки в землю уви = 355 Н/мм2. Определяем допускаемые контактные [у]H, Н/мм2, и изгибные [у]F, Н/мм2 напряжения:

[у]H =175−35. vs=175−35. 0,94=142,1 Н/мм2

[у]F =0,075 . уви . КFL=0. 075. 355. 0. 656=17. 46 Н/мм2

КFL=

N=573. щ2 . Lh=573. 3,85 . 20. 103=44,121. 106

число циклов переменных напряжений за весь срок службы (наработка);

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи

Марка

материала

Dпред

Термообработка

HRC

ув

ут

у-1

[у]н

[у]F

HRC

Н/мм2

Способ отливки

Червяк

40Х

125

У

269…302НВ

900

750

410

-

-

Колесо

СЧ18

-

З

-

355

-

-

142,1

17,46

4. Расчет закрытой червячной передачи

Проектный расчет

Определяем главный параметр — межосевое расстояние аw:

аw = мм

Определяем число витков червяка:

z2 = z1. uзп=4. 10=40

Определяем модуль зацепления m = (1,5…1,7)аw/z2=(1,5…1,7)125/40=5 мм,

Коэффициент диаметра червяка: q=(0,212…0,25)z2=(0. 212…0. 25)40=10

Коэффициент смещения инструмента х=(аw/m)-0,5(q+z2)=(125/5)-0. 5(10+40)=0

Определяем фактическое передаточное число uф и определяем его отклонение Дu от заданного u: uф = z2/ z1 = 40/4 = 10;

Дu = 0%? 4%

Определяем фактическое межосевое расстояние:

aw = 0,5m (q+z2+2x) = 0. 5. 5(10+40)=125 мм.

Основные геометрические размеры передачи, мм:

а) Основные размеры червяка:

Делительный диаметр d1=qm=10*5=50

Начальный диаметр dw2=m (q+2x)=5(10)=50

Диаметр вершин витков da1=d1+2m=50+2*5=60

Диаметр впадин витков df1=d1-2. 4m=50−2. 4*5=38

Делительный угол подъема линии витков

Длина нарезаемой части при х = 0; c = 0

б) Основные геометрические размеры червячного колеса:

— делительный диаметр:

— диаметр вершин:

— диаметр впадин:

— начальный диаметр:

— наибольший диаметр: ,

— ширина венца: b2 = 0. 315 aw = 0. 315*125=40 (при z1 = 4),

— радиусы закруглений зубьев:

Rf = 0,5d1 + 1,2m = 0,5•50 + 1,2•5 = 31 мм;

Ra = 0,5d1 - m = 0,5•50 — 5 = 20 мм;

— условный угол обхвата червяка венцом колеса

Проверочный расчет

Проверяем КПД:

vs=uф. щ2 . d1/2cos103

Проверяем контактные напряжения ун:

ун = Н/мм2

Ft2 = = 1870 H

Перегрузка 1%

при v2=0. 385? 3 м/с К=1

Допускается перегрузка до 5%

Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса уF, Н/мм2:

уF= 0,7*YF2··К=0,7·1,45·1 = 9,5

YF2= 1,45;

zх2 = z2/cos3= 40/0,8=50;

уF = 9,5 Н/мм2? [у]F = 17,46 Н/мм2;

Таблица 4.2. Параметры червячной передачи

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw, мм

125

Диаметр делительный:

червяка d1, мм

колеса d2, = dw2мм

50

200

Модуль зацепления m, мм

5

Длина нарезаемой части червяка b1

70

Начальный диаметр dw1

50

Ширина зубчатого венца:

колеса b2, мм

40

Диаметр вершин витков:

червяка dа1, мм

колеса dа2, мм

60

210

Угол обхвата черв. Венцом колеса

880

Наибольший диаметр dам2

215

Число витков

червяка z1, мм

Число зубьев колеса z2, мм

4

40

Диаметр впадин витков:

червяка df1, мм

колеса df2, мм

38

188

Делительный угол витков червяка

2108?

Коэффициент диаметра червяка q

10

Проверочный расчет

Параметр

допускаемые значания

Расчетные значения

примечание

КПД

0,85

0,85

-

ун, Н мм2

142. 1

147

3. 4%

уF, Н мм2

17. 46

9. 5

45%

5. Расчет поликлиноременной передачи

Проектный расчет

В зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом Р1=1,1 кВт и частоте вращения n1 = 920 об/мин, выбираем поликлиновый ремень нормального сечения К. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min = 40 мм. В целях повышения срока службы ремня принимаем из стандартного ряда d1 = 80 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d2:

d2 = d1·u·(1 — е) = 80·2,5·(1 — 0,01) = 198 мм.

Принимаем стандартное значение d2 = 200 мм.

Определяем фактическое передаточное число uф и определяем его отклонение Дu от заданного u:

uф = = 2,5;

Дu = 0? 3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а:

а? 0,55(d1 + d2) + Н = 0,55·(80 + 200) + 4 = 158 (мм),

где Н = 4 мм — высота сечения поликлинового ремня.

Определяем расчетную длину ремня l:

l = 2a + = 778 мм;

Принимаем стандартную длину l = 800 мм.

Уточняем межосевое расстояние по стандартной длине а:

а = {2·800 — 3,14(200 + 80) + } = 197 мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива б1:

б1= 1800 — 570= 1450? 1200.

Определяем скорость ремня: х = = 3,85 м/с? [х] = 40 м/с. Определяем частоту пробегов ремня: U = 1000·х/l = 1000·3,85/800 = 4,8 с-1

U = 4,8 с-1? [U] = 30 с-1.

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями [Рп]. Принимаем [Р0] = 1,3 кВт; Ср=0,8; Сб =0,9; Сl=1;

п] = [Р0рСбСl = 1,3·0,8·0,9·1 = 0,936 кВт.

Определяем число клиньев поликлинового ремня z:

z = 10Рном/[Рп] = 10·1,1/0,936 = 11,75; принимаем z = 12.

Определяем силу предварительного натяжения F0 поликлинового ремня:

F0 = = 337,5 Н.

Определяем окружную силу Ft, передаваемую поликлиновым ремнем:

Ft = = 285 Н.

Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей:

F1 = = 337,5 + = 480 Н; F2 = = 337,5 — = 194 Н.

Определяем силу давления на вал Fоп для поликлинового ремня:

Fоп = 2 F0sin б1/2 = 2·337,5·sin 145/2 = 641 Н.

Проверочный расчет

Проверяем прочность поликлинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви уmax:

уmax= уl + уи + ух = 4,42 + 4 + 0,0029 = 8,42 (Н/мм2)? [у]р = 10 Н/мм2.

уl = = 4,42 Н/мм2; уи = Еи= 4 Н/мм2;

ух = сх2·10-6 = 1250·3,852·10-6 = 0,0029 Н/мм2.

Таблица 5.1. Параметры поликлиноременной передачи

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

поликли-новый

Частота пробегов ремня U, 1/с

4,8

Сечение ремня

К

Диаметр ведущего шкива d1, мм

80

Число клиньев

12

Диаметр ведомого шкива d2, мм

200

Межосевое расстояние а, мм

197

Максимальное напряжение уmax, Н/мм2

8,42

Длина ремня l, мм

800

Предварительное натяжение ремня F0

337,5

Угол обхвата малого шкива б1

1450

Сила давления ремня на вал Fоп, Н

641

6. Нагрузки валов редуктора

Таблица 6.1. Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Вид

передачи

Силы в

зацеплении

Значение силы, Н

на шестерне (червяке)

на колесе

Червячная

Окружная

Ft1 = 898

Ft2= 1870

Радиальная

Fr1 = 680

Fr2 = 680

Осевая

Fa1 = 1870

Fa2 = 898

Ft1 = = 898 H; Ft2== = 1870 H;

Fr1 = Fr2 = 680 Н; Fr2 = Ft2tg б = 1870tg 20 = 680 Н;

Fa1 = Ft2= 1870 H; Fa2 = Ft1 = 898 H.

Таблица 6.2. Консольные силы

Вид передачи

Силы в зацеплении

Значение силы, Н

Поликлиноременная

Радиальная

Fоп = 641

Муфта

Радиальная

Fм = 3418

Fоп = 2F0sinб1/2 = 2·337. 5·sin 145/2 = 641 Н;

Fм = 250= 3418 Н

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

Определяем размеры ступеней редуктора.

Тихоходный вал:

36 мм,

Согласовываем d1 с диаметром муфты упругой с торообразной оболочкой, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой:

Тм = 200 Н•м.

lм = 60 мм — длина полумуфты;

d2 = d1 + 2•t = 36 + 2•2,5 = 40 мм;

l2? 1,25d2 = 1,25•40? 50 мм;

d3 = d2 + 3,2·r = 40 + 3,2•2,5 = 48 мм,

l3 — определяется графически;

d4 = d2 = 40 мм.

l4 = Т + с = 25,5 + 20 = 45 мм.

Назначаем предварительно подшипники роликовые конические однорядные средней серии по d = 36 мм подшипник № 7308.

Подшипник 7308 ГОСТ 27 365–87

Размеры: d = 40 мм, D = 90 мм, Т = 25,5 мм, b = 23, с =20 мм

Грузоподъемность: Сr = 61 кН, Сr0 = 46 кН

Факторы риска: e = 0. 28 Y = 2. 16 Y0=1,19

Принимаем:

lст= (1,1…1,5)d = (1,1…1,5)·48 = 70 мм — длина ступицы колеса:

Принимаем dст= (1,55…1,6)d =(1,55…1,6)48 = 75 мм.

Быстроходный вал:

d1 = = 22. 39 мм;

Принимаем d1 = 22 (мм);

l1 = (1,2…1,5) d1 = (1,2…1,5) 22 = 28 мм;

d2 = d1 + 2·t = 22 + 2·2 = 26 мм,

l2? 2 d2 = 2·30? 60 мм;

d3 = d2 + 3,2·r = 30 + 3,2·1.6 = 35 мм, принимаем d3 = 30 мм;

l3 — определяется графически;

d4 = d2 = 26 мм;

l4 = Т + с = 21 + 17 = 38 мм.

Назначаем предварительно подшипники роликовые конические однорядные средней серии по d = 26 мм подшипник № 7306.

Подшипник 7306 ГОСТ 27 365–87

Размеры: d = 30 мм, D = 72 мм, Т = 21 мм, b = 19, с =17 мм

Грузоподъемность: Сr = 40 кН, Сr0 = 29,9 кН

Факторы риска: e = 0. 34 Y = 1. 78 Y0=0. 98

lт = 105 мм;

lБ = 190 мм;

lОП = 61 мм;

lм = 79 мм;

Таблица 7.1. Материалы валов. Размеры ступеней. Подшипники

Вал

(материал…

ув=…Н/мм2

ут=…Н/мм2

у-1=… Н/мм2)

Размеры ступеней, мм

Подшипники

d1

d2

d3

d4

Типо-размер

dхDхТ, мм

Сr, кН

С0t, кН

l1

l2

l3

l4

Быстроходный:

сталь 40Х;

ув=900

ут=750

у-1=410

22

26

30

26

7306

30×72×21

40

29,9

28

60

180

38

Тихоходный:

сталь 45;

ув=890

ут=650

у-1=380

36

40

48

40

7308

40×90×25,5

61

46

60

50

92

45

8. Определение реакций в опорах подшипников

Быстроходный вал.

Дано: Ft1 = 898 H; Fr1 = 680 H; Fa1 = 1870 H; Fоп = 641 H;

d1 = 0,05 м; lоп = 0,061 м; lБ = 0,19 м

1. Вертикальная плоскость

а. определяем опорные реакции:

;;

= 380,26Н.

;;

=

= 940,74 Н.

Проверка: — FОП + RВZ — Fr + RAZ = -641+940. 74−680+380. 26 = 0

б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X (рис. 1) в характерных сечениях 1…4:

-39.1 Н·м;

Н·м;

-10.6 Н·м.

2. Горизонтальная плоскость

а. определяем опорные реакции: RBX = RAX = 449 Н

б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z (рис. 1) в характерных сечениях 1…3:

— 42.6 Н·м;

3. Строим эпюру крутящих моментов (рис. 1):

= 11.2 Н·м.

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

= 588. 386 Н;

= 1042. 3975 Н.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

= 55. 896 Н·м; -39.1 Н·м.

Тихоходный вал.

Дано: Ft2 = 1870 H; Fr2 = 680 H; Fa2 = 898 H; Fм = 3418 H;

d2 = 0,2 м; lм = 0,079 м; lТ = 0,105 м.

1. Вертикальная плоскость

а. определяем опорные реакции:

; =0;

= -515 Н;

;;

= 1195 Н;

Проверка:

; RDZ — Fr2 + RCZ = -515−680+1195 = 0

б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y (рис 2) в характерных сечениях 1…4:

МY1 = 0; МY3 = 63 Н·м; МY2 = 0;

-27 Н·м. МY4 = 0

2. Горизонтальная плоскость

а. определяем опорные реакции:

;;

= -5054.6 Н;

;;

3506.6 Н.

Проверка:

;

б. строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z (рис 2) в характерных сечениях 1…4:

МZ1 = 0; МZ3 = 184.1 Н·м; МZ4 = 0;

МZ2 = FM*lM=3418*0. 079=270 Н·м

3. Строим эпюру крутящих моментов (рис 2)

= 187 Н·м.

4. Определяем суммарные радиальные реакции:

= 3544 Н;

= 5194 Н.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

= 194. 58 Н·м; М2 = МZ2 = 270 Н·м.

9. Проверочный расчет подшипников

Проверяем пригодность подшипников 7306 быстроходного вала. Осевая сила в зацеплении Fа = 1870 Н. Реакции в подшипниках R1 = 588.4 H; R2 = 1042.4 H. Характеристика подшипников: Сr = 40 000 Н; С0r = 29 900 Н, Х = 0,4; V = 1; КТ = 1; а1 = 1; а23 = 0,7; Кб = 1. Требуемая долговечность подшипников Lh = 19 856 часов. Подшипники установлены по схеме враспор.

RS1=0. 83*e*Rr1=0. 83*0. 34*588. 4=166 H

RS2=0. 83*e*Rr2=0. 83*0. 34*1042. 4=294 H

RS1< RS2

FA> RS2— RS1

RA1=RS1=166 H

RA2=RA1+FA=166+1870=2036 H

Определяем отношения:

=0,282 < e

=1. 953 > e

RЕ1 = V•Rr1•К•Кт = 1•588. 4•1. 3•1 = 764. 92 Н.

RЕ2 = (XV•Rr2+Y RA2)К•Кт = (0. 4*1*1042. 4+1. 78*2036)*1. 3*1 = 5253. 35 Н.

Crp = =36 334 Н. < Сr

L10h = a1a2327 352 ч > Lh —

подшипник пригоден.

Проверяем пригодность подшипников 7308 тихоходного вала. Осевая сила в зацеплении Fа = 1870 Н. Реакции в подшипниках R1 = 5194 H; R2 = 3544 H. Характеристика подшипников: Сr = 61 000 Н; С0r = 46 000 Н, Х = 0,4; V = 1; КТ = 1; а1 = 1; а23 = 0,7; Кб = 1. Требуемая долговечность подшипников Lh = 19 856 часов. Подшипники установлены по схеме враспор.

RS1=0. 83*e*Rr1=0. 83*0. 28*5194=1207 H

RS2=0. 83*e*Rr2=0. 83*0. 28*3544=823.6 H

RS1 > RS2

FA> 0

RA1=RS1=1207 H

RA2=RA1+FA=1207+898=2105 H

Определяем отношения:

=0,232 < e

=0. 594 > e

RЕ1 = V•Rr1•К•Кт = 1•5194•1. 3•1 = 6752.2 Н.

RЕ2 = (XV•Rr2+Y RA2)К•Кт = (0. 4*1*3544+2. 16*2105)*1. 3*1 = 7753.7 Н.

Crp = =26 858 Н. < Сr

L10h = a1a23304 889 ч > Lh —

подшипник пригоден.

Таблица 9.1. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал

Подшипник

Размеры

dxDxT, мм

Динамическая

грузоподъемность

Долговечность

принят предварительно

принят окончательно

Cгр

Сr

L12h

Lh

Б

7306

7306

30×72×21

24 013. 6

40 000

27 352

19 856

Т

7308

7308

40×90×25. 5

26 858

61 000

304 889

19 856

10. Проверочные расчеты

Проверочный расчет шпонок.

см =? []см,

где Ft — окружная сила, Н;

Асм = (0,94h — t1)lp — площадь смятия, мм2,

lp = (l — b) — рабочая длина шпонки.

Быстроходный вал:

шпонка под шкивом поликлиноременной передачи 8×7×30, t1 = 4 мм.

lp = (30 — 8) = 22 мм; Асм = (0,94h — t1)lp = (0,94•7 — 4)•22 = 56,76 мм;

см = = 35. 95 Н/мм2? []см

Тихоходный вал:

шпонка под муфтой 10×8×45, t1 = 5 мм.

lp = (45 — 10) = 35 мм; Асм = (0,94h — t1)lp = (0,94•8 — 5)•35 = 88.2 мм;

см = = 117. 78 Н/мм2? []см

Тихоходный вал:

шпонка под колесом 14×9×60, t1 = 5,5 мм.

lp = (60 — 14) = 46 мм; Асм = (0,94h — t1)lp = (0,94•9 — 5,5)•46 = 136,16 мм;

см = = 57,22 Н/мм2? []см

Таблица 10.1. Результаты проверочных расчетов

Детали

Напряжение, Н/мм2

расчетное у

Допускаемое [у]

Шпонки

Б

35,95

110…190

Т

117,78

Т

57,22

11. Тепловой расчет червячного редуктора

tм=

Температура воздуха вне корпуса редуктора tВ= 20

Кt= 9…17 Вт/(м2*град)-коэффициент теплопередачи

А — площадь теплоотдающей поверхности корпуса, м2=0,36

tм? [t]M=80…95

12. Расчет технического уровня редуктора

а. Определяем массу редуктора:

m = цсd1*10-9=7. 6·7,4·103·1 570 000·10-9 = 88.3 кг,

где ц = 7. 6, — коэффициент заполнения;

V = L x B x H = 310·105·255 = 8 300 250 мм3;

с = 7,4·103 кг/м3 — плотность чугуна.

б. Определяем критерий технического уровня:

г = m/Т2 = 88,3/187 = 0,47 кг/Н·м

Таблица 12.1. Технический уровень редуктора

Тип редуктора

Масса m, кг

Момент Т2, Н·м

Критерий г

Вывод

Червячный

88,3

187

0,47

Технический уровень редуктора — низкий

Литература

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. Шк., 1991. — 432 с.: ил.

2. Куклин Н. Г., Куклина Г. С., Житков В. К. Детали машин: Учебник для техникумов — М. :Илекса, 1999.- 392 с. :ил.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой