Элемент передачи
|
Марка стали
|
Dпред
|
Термоо-бработка
|
НВср
|
σв
|
σ-1
|
[σ]Н
|
[σ]F
|
|
|
Sпред
|
|
|
Н/мм2
|
Шестерня
|
45
|
125/80
|
Улучш.
|
248
|
600
|
260
|
513
|
255
|
Колесо
|
45
|
-
|
Норм-ия
|
193
|
780
|
335
|
414
|
199
|
4. Расчет
закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
,
где Ка = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],
ψba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,
КНβ = 1,0 - для прирабатывающихся колес.
аw = 43,0(5,0+1)[185,0·103·1,0/(4172·5,02·0,315)]1/3
= 132 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw
= 140 мм.
Модуль зацепления
> 2KmT2/(d2b2[σ]F),
где Km = 5,8 - для косозубых колес,
d2 - делительный диаметр колеса,
2 = 2awu/(u+1) = 2·140·5,0/(5,0 +1) = 233 мм,
2 - ширина колеса
2 = ψbaaw = 0,315·140 = 44 мм.
m > 2·5,8·185,0·103/233·44·199 = 1,05 мм,
принимаем по ГОСТ 9563-60 m =
2,0 мм.
Основные геометрические
размеры передачи
Суммарное число зубьев:
c = 2awcosβ/m
β = 10° - угол наклона зубьев
c = 2·140cos10°/2,0 = 138
Число зубьев шестерни:
1 = zc/(u+1) = 138/(5,0 +1) = 23
Число зубьев колеса:
2 = zc-z1 = 138 -
23 =115;
уточняем передаточное
отношение:
= z2/z1 =115/23
= 5,00,
Отклонение фактического
значения от номинального 0%
Действительное значение угла
наклона:
b = zcm/2aW = 138×2/2×140 = 0,9857 ® b = 9,70°.
Фактическое межосевое
расстояние:
aw = (z1+z2)m/2cosβ = (115+23)·2,0/2cos 9,70° = 140 мм.
делительные диаметры
1 = mz1/cosβ = 2,0·23/0,9857= 46,67 мм,
d2 =
2,0·115/0,9857= 233,33 мм,
диаметры выступов
da1 = d1+2m = 46,67+2·2,0 = 50,67 мм
da2 =
233,33+2·2,0 = 237,33 мм
диаметры впадин
df1 = d1
- 2,4m = 46,67 -
2,5·2,0 = 41,67 мм
df2 = 233,33
- 2,5·2,0 = 228,33 мм
ширина колеса
b2 = ybaaw =
0,315·140 = 44 мм
ширина шестерни
b1 = b2 + (3÷5)
= 44+(3÷5) = 48 мм
Окружная скорость
v = ω2d2/2000 =
6,81·233,33/2000 = 0,8 м/с
Принимаем 8-ую степень
точности.
Силы действующие в зацеплении
окружная на шестерне и колесе
t = 2T2/d1 = 2·38,5·103/46,67 = 1650 H
радиальная
Fr = Fttga/cosβ = 1650tg20º/0,9857= 610 H
осевая сила:
a = Fttgb = 1650tg 9,70° = 282 Н.
Расчетное контактное
напряжение
,
где К = 376 - для косозубых
колес [1c.61],
КНα = 1,06 - для косозубых колес,
КНβ = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,
КНv
= 1,01 - коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
σH
= 376[1650(5,0+1)1,06·1,0·1,01/(233,33·44)]1/2 = 382 МПа.
недогрузка (417 - 382)100/417
= 8,4% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба
σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2),
где YF2 - коэффициент формы зуба,
β = 1 - β/140 = 1 - 9,70/140 = 0,931,
Fα = 0,91 - для косозубых колес при 8-ой степени точности,
KFβ = 1 - для прирабатывающихся зубьев
KFv = 1,05 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 23 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 23/0,98573 = 24 → YF1 = 3,92,
при z2 =115 → zv2 = z2/(cosβ)3 =115/0,98573 = 120 → YF2 = 3,61.
σF2 =
3,61·0,931·1650·0,91·1,0·1,05/2,0·44 = 60 МПа < [σ]F2
σF1 = σF2YF1/YF2 =
60·3,92/3,61 = 65 МПа < [σ]F1.
Так как расчетные напряжения σH
< 1,05[σH]
и σF
< [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит
передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь
срок службы.
5. Расчет и
проектирование клиноременной передачи открытого типа
По номограмме [1c83]
выбираем ремень сечения А
Минимальный диаметр малого шкива d1min =90 мм [1c84]
Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше
d1 =100 мм
Диаметр большого шкива
2 = d1u(1-ε) =100∙2,15(1-0,01) = 213 мм
где ε = 0,01 - коэффициент проскальзывания
принимаем d2 = 224 мм
Межосевое расстояние
> 0,55(d1+d2) + h =
0,55(224+100) + 8,0 = 186 мм
= 8,0 мм - высота ремня
сечением А
принимаем а = 300 мм
Длина ремня
= 2a + w +y/4a
w = 0,5π(d1+d2) = 0,5π(100+224) = 509
y = (d2 - d1)2 = (224 - 100)2 =15376
L = 2∙300 + 509 +15376/4∙300 = 1122 мм
принимаем L =
1120 мм
Уточняем межосевое расстояние
= 0,25{(L - w) +
[(L - w)2 - 2y]0,5}
=
= 0,25{(1120 - 509) +[(1120 -
509)2 - 2∙15376]0,5} = 299 мм
Угол обхвата малого шкива
α1 = 180 -
57(d2 - d1)/a = 180 - 57(224-100)/299 = 156º
Скорость ремня
= πd1n1/60000 = π100∙700/60000 = 3,7 м/с
Окружная сила
t = Р/v = 1,34∙103/3,7 =362 H
Допускаемая мощность
передаваемая одним ремнем
Коэффициенты
Cp =
1,0 - спокойная нагрузка
Cα =
0,93 - при α1 = 156º
Cl = 1,0 - коэффициент влияния длины ремня
Сz
= 0,95 - при ожидаемом числе ремней 2÷3
[Р] = Р0CpCαСlCz
0 = 0,80 кВт - номинальная мощность передаваемая одним
ремнем
[Р] = 0,80∙1,0∙0,93·0,95
= 0,71 кВт
Число ремней
= Р/[Р] = 1,34/0,71 = 1,89
принимаем Z = 2
Натяжение ветви ремня
0 = 850Р /ZVCpCα =
= 850∙1,34/2∙3,7∙0,93∙1,0
=166 H
Сила действующая на вал
Fв = 2FZsin(α1/2) = 2∙166∙2sin(156/2)
= 648 H
Прочность ремня по
максимальным напряжениям в сечении
ведущей ветви ремня
σmax = σ1
+ σи+
σv < [σ]p = 10 Н/мм2
σ1 -
напряжение растяжения
σ1 = F0/A + Ft/2zA =166/81 +362/2∙2∙81
= 3,17 Н/мм2
А = 81 мм2-
площадь сечения ремня
σи - напряжение
изгиба
σи = Eиh/d1 = 80∙8,0/100 = 6,4 Н/мм2
и = 80 Н/мм2 - модуль упругости
σv = ρv210-6 = 1300∙3,72∙10-6
= 0,02 Н/мм2
ρ
= 1300 кг/м3 - плотность ремня
σmax = 3,17+6,4+0,02 = 9,59 Н/мм2
условие σmax < [σ]p выполняется
6. Нагрузки
валов редуктора
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи
Окружная Ft = 1650 Н
Осевая Fa = 282 H
Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал Fв = 648 Н.
Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал
м
= 125·Т31/2 = 125·185,01/2
= 1700 Н
Рис. 1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора
7. Проектный
расчет валов редуктора
Материал быстроходного вала - сталь 45,
термообработка - улучшение: σв = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20
МПа
Диаметр быстроходного вала
где Т - передаваемый момент;
1 > (16·38,5·103/π10)1/3 = 27 мм
принимаем диаметр выходного
конца d1 = 30 мм;
длина выходного конца:
1 = (1,2¸1,5)d1 = (1,2¸1,5)30 = 36¸45 мм,
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
2 = d1+2t =
30+2×2,2 = 34,4 мм,
где t = 2,2 мм -
высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм:
длина вала под уплотнением:
2 » 1,5d2 =1,5×35 = 52 мм.
Диаметр вала под подшипник:
4 = d2 = 35 мм.
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1 > (16·185,0·103/π10)1/3 = 45 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 45 мм;
Диаметр вала под уплотнением:
2 = d1+2t =
45+2×2,8 = 50,6 мм,
где t = 2,8 мм -
высота буртика;
принимаем d2 = 50 мм .
Длина вала под уплотнением:
2 » 1,25d2 =1,25×50 = 62 мм.
Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 50 мм.
Диаметр вала под колесом:
3 = d2 + 3,2r =
50+3,2×3,0 = 59,6 мм,
принимаем d3 = 60 мм.
Выбор подшипников
Предварительно назначаем
радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №210 для
тихоходного вала.
Условное обозначение
подшипника
|
d мм
|
D мм
|
B мм
|
С кН
|
С0 кН
|
№207
|
35
|
72
|
17
|
25,5
|
13,7
|
№210
|
50
|
90
|
20
|
35,1
|
19,8
|
8. Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников
Рис. 8.1 - Схема нагружения быстроходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры А
åmA = 59Ft1-139BX = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
X = 1650·59/139 = 700 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В
åmВ = 80Ft1-139АX = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
АХ = 1650·80/139 = 950 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
X1
= 950·59 = 56,1 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры А
åmA = 59Fr +139BY - Fa1d1/2
- 77Fв = 0
Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ
Y = (648·77 + 282·46,67/2 - 610·59)/139 = 147 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В
åmВ = 216Fв -139АY + 80Fr + Fa1d1/2 = 0
Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ
АY = (216·648+80∙610 +
282·46,67/2)/139 = 1405 H
Изгибающие моменты в плоскости YOZ
Y = 648·77 = 49,9 Н·м
MY = 648·136 - 1405·59 = 5,2 Н·м
MY = 147·80 = 11,8 Н·м
Суммарные реакции опор:
А = (АХ2 + АY2)0,5 = (9502 +14052)0,5
=1696 H
B= (BХ2 + BY2)0,5
= (7002 + 1472)0,5 = 715 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 - Схема нагружения тихоходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры С
åmС = 60Ft - 240Fм +120DX = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ
DX = (240·1700 - 60·1650)/120 = 2575 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D
åmD = 60Ft + 120Fм -120CX = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ
СX = (120·1700 + 60·1650)/120 = 2525 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1
=2525·60 =151,5 Н·м
MX2
=1700·120 =204,0 Н·м
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно
опоры С
åmС = 60Fr + Fad2/2 -120DY = 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ
Y = (60·610+282·233,33/2)/120 = 579 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D
åmD = 60Fr - Fad2/2 - 120CY = 0
Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ
CY = (60∙610 - 282·233.33/2)/120 = 31 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MY1
= 31·60 = 1,9 Н·м
MY2
= 579·60 = 34,7 Н·м
Суммарные реакции опор:
= (25252 +312)0,5 = 2525 H
D =
(25752 + 5792)0,5 = 2639 H
9.
Проверочный расчет подшипников
Быстроходный
вал
Эквивалентная нагрузка
= (XVFr + YFa)KбКТ
где Х - коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1
- вращается внутреннее кольцо;
Fr - радиальная нагрузка;
Y -
коэффициент осевой нагрузки;
Kб
=1,5 - коэффициент
безопасности;
КТ = 1 - температурный коэффициент.
Отношение Fa/Co = 282/13,7×103 = 0,021 ® е = 0,21 [1c. 131]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.
Отношение Fa/А
=282/1696= 0,17 < e,
следовательно Х=1,0; Y= 0
Р = (1,0·1·1696+0)1,5·1 = 2544 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573ωL/106)1/m,
где m = 3,0 - для шариковых подшипников
Стр = 2544(573·34,0·20500/106)1/3 =18735
Н < C = 25,5 кН
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(25,5×103 /2544)3/60×325 = 51645 часов, > [L]=20500 час
Тихоходный
вал
Отношение Fa/Co = 282/19,8×103 = 0,014 ® е = 0,19 [1c. 131]
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D
Отношение Fa/C =282/2639= 0,11 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0
Эквивалентная нагрузка
Р = (1,0·1·2639+ 0)1,5·1 = 3959 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Стр = Р(573ωL/106)1/m,
где m = 3,0 - для шариковых подшипников
Стр = 3959(573·6,81·20500·106)1/3 =
17056 Н < C = 35,1 кН
Расчетная долговечность подшипника.
= 106(35,1×103 /3959)3/60×65 = 178690 часов, > [L]=20500 час
10. Конструктивная компоновка привода
Конструирование
зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
Диаметр ступицы:
ст = 1,55d3 =
1,55·60 = 93 мм.
Длина ступицы:
ст = (0,8÷1,5)d3 =
(0,8÷1,5)60 = 48÷90 мм, принимаем lст = 45 мм
Толщина обода:
= 2,2m+0,05b2 = 2,2×2+0,05·44 =6,6
мм
принимаем S = 8
мм
Толщина диска:
С = 0,25b =
0,25·44 =11,0 мм принимаем С = 12 мм
Конструирование
валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня
выполняется заодно с валом.
Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,
принимаем n = 1,0 мм.
Выбор
соединений
В
проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий
момент, применяются шпоночные соединения.
Используем
шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки
принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для
косозубого колеса Н7/p6.
Конструирование
подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых
узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора
применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция
выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных
уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в
уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между
подшипником и врезной крышкой подшипника.
Конструирование
корпуса редуктора /2/
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0,025ат + 3 = 0,025·140 + 1 = 4,5 мм принимаем d = 8 мм
Толщина фланцев
= 1,5d =
1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35d = 2,35·8 = 20
мм
Диаметр болтов:
фундаментных
1 = 0,036aт + 12 =
0,036·140 + 12 = 17 мм
принимаем болты М16;
крепящих крышку к корпусу у
подшипников
2 = 0,75d1 = 0,75·16
= 12 мм
принимаем болты М12;
соединяющих крышку с корпусом
3 = 0,6d1 = 0,6·16
= 10 мм
принимаем болты М10.
Конструирование
элементов открытых передач
Ведущий шкив.
Диаметр шкива d1 = 100 мм
Диаметр шкива конструктивный de1
= d1 + 2t =
100 + 2∙3,3 = 106,6 мм
Ширина шкива B = (z - 1)p + 2f = (2
- 1)15 + 2∙10,0 = 35 мм
Толщина обода δ = (1,1…1,3)е = (1,1…1,3)12 = 13,2…15,6 мм
принимаем δ=15 мм
Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)15 =
18…19,5 мм
принимаем С = 18 мм.
Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 28 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙28 = 44,8 мм
принимаем dст = 45 мм
Длина ступицы lст = lдв = 60 мм.
Ведомый шкив.
Диаметр шкива d1 = 224 мм
Диаметр шкива конструктивный de1
= d1 + 2t =
224 + 2∙3,3 = 230,6 мм
Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 30 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙30 = 48 мм
принимаем dст = 50 мм
Длина ступицы lст = l1 = 40 мм.
1Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал рабочей
машины выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93 с
допускаемым передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1
= 1,5·185,0 = 278 Н·м < [T]
Условие выполняется
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатой
шестерни в масляную ванну. Объем масляной ванны
= (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)1,31 » 1,0 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,8 м/с и контактном напряжении σв=382 МПа ® n
=28·10-6 м2/с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за
счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с,
то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом
УТ-1.
11. Проверочные расчеты
Проверочный
расчет шпонок
Выбираем
шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h - высота шпонки;
t1 - глубина паза;
l -
длина шпонки
b -
ширина шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.
Материал полумуфты - чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·38,5·103/30(7-4,0)(32-8)
= 35,6 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 18×11×63. Материал ступицы - сталь,
допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·185,0·103/60(11-7,0)(63-18)
= 34,2 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 14×9×70. Материал ступицы - сталь,
допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·185,0·103/45(9-5,5)(70-14)
= 41,9 МПа
Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется,
следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
Уточненный
расчет валов
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой A. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным
с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45, улучшенная: sВ = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
·
при изгибе s-1 » 0,43×sВ = 0,43×780 = 335 МПа;
·
при кручении t-1 » 0,58×s-1 = 0,58×335 = 195
МПа.
Суммарный изгибающий момент
Ми = Мх = 49,9 Н·м
Осевой момент сопротивления
= πd3/32 = π353/32 = 4,21·103
мм3
Полярный момент сопротивления
p = 2W =
2·4,21·103 = 8,42·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 49,9·103/4,21·103 =11,9 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T1/2Wp = 38,5·103/2·8,42·103
= 2,3 МПа
Коэффициенты:
σ/eσ = 3,5; kt/et = 0,6 kσ/eσ + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
σ
= σ-1/(kσσv/eσ) = 335/3,5·11,9 = 8,0
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
t = t-1/(kttv/et + yt tm) = 195/(2,50·2,3 + 0,1·2,3) = 32,6
Общий коэффициент запаса прочности
= sσst/(sσ2 + st2)0,5 = 8,0·32,6/(8,02 + 32,62)0,5
= 7,8 > [s] = 2,5
Тихоходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным
с гарантированным натягом.
Суммарный изгибающий момент Ми = 204,0 Н·м.
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32 = π503/32 = 12,3·103
мм3
Полярный момент сопротивления
p = 2W =
2·12,3·103 =24,6 мм
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 204,0·103/12,3·103 = 16,6 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T2/2Wp =185,0·103/2·24,6·103
= 3,8 МПа
Коэффициенты:
σ/eσ = 4,0; kt/et = 0,6 kσ/eσ + 0,4 = 0,6·4,0 + 0,4 = 2,8
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
σ
= σ-1/(kσσv/eσ) = 335/4,0·16,6 = 5,0
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
t = t-1/(kttv/et + yt tm) = 195/(2,80·3,8 + 0,1·3,8) =17,7
Общий коэффициент запаса прочности
= sσst/(sσ2 + st2)0,5 =17,7·5,0/(5,02 +17,72)0,5
= 4,8 > [s] = 2,5
12. Технический уровень редуктор
Условный
объем редуктора
= LBH = 430∙315∙200 = 27∙106
мм3
= 430 мм -
длина редуктора;
В = 315 мм -
ширина редуктора;
Н = 200 мм -
высота редуктора.
Масса
редуктора
= φρV∙10-9 = 0,42∙7300∙27∙106∙10-9
= 83 кг
где φ
= 0,42 - коэффициент
заполнения редуктора
ρ = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
γ = m/T2 = 83/185,0 = 0,45
При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор
морально устаревшим.
Литература
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.:
Высш. шк., 1991.-432 с.
. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский,
К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.
. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и
механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.
. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.
. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. -
М.:Высш. шк., 2002.
. Альбом деталей машин.
. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3
- М.:Машиностроение, 1978.
. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному
черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.