Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Назначение редуктора. 3

Содержание

Введение

1. Расчёт редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора

1.3 Предварительный расчёт валов редуктора

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1.6 Первый этап компоновки редуктора

1.7 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

1.8 Подбор и расчёт шпонок

1.9 Уточнённый расчёт ведущего вала

2. Смазка редуктора

3. Расчёт цепной передачи

Список используемой литературы

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колёс или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора открытые зубчатые передачи, ременные или цепные передачи.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацепления и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

- типу передачи: зубчатые, червячные, зубчато-червячные;

- числу ступеней: одноступенчатые и многоступенчатые;

- типу зубчатых колёс: цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.;

- относительному расположению валов редуктора в пространстве: горизонтальные, вертикальные;

- особенностям кинематической схемы: развёрнутая, соосная, с развёрнутой ступенью и т.д.

Возможность получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Расчёт конического редуктора.

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода.

Определяем общий к.п.д. привода:

Ƞ=Ƞм • Ƞк.п. • Ƞп.п² • Ƞц.п, (1)

Где Ƞ з.п =0,97 – к.п.д. конической передачи;

Ƞм=0,98 – к.п.д муфты;

Ƞп.п=0,99 – к.п.д. пары подшипников;

Ƞ_п.п. =0,93 – к.п.д. цепной передачи;

Ƞ=0,98 • 0,97 • 0,99³ • 0,93 = 0,858

Мощность на валу барабана:

Рвых =Ft • V=8,55 • 1,3=11,1 кВт, (1)

Где Ft =8,55кН – окружное усилие на барабане;

Потребляемая мощность электродвигателя:

Рэ.дв = = =12,94 кВт; (2)

Угловая скорость барабана:

ωб= = =6,5 рад/с

где Дб=0,4 м – диаметр барабана;

V=1,3 м/c – скорость движения ленты;

Частота вращения барабана:

nвых = ==62,1,

Частота вращения вала электродвигателя:

n_э=nвых • Uр • Uа.к, (3)

где Uр=3 – ориентировочное передаточное число редуктора;

Uц.п=5 – ориентировочное передаточное число цепной передачи;

n_э=62,1 • 3 • 5= 931,5 мин¯¹

По полученным данным по табл. П1 [1] выбираем электродвигатель 4А160М6 У3 с номинальной мощностью Р=15,0 кВт и синхронной частотой вращения nдв=1000мин¯¹. Скольжение 2,6%. Номинальная частота вращения nдв=1000-26=974 мин¯¹

Определяем передаточное число привода:

i= = = 15,68 (4)

Принимаем передаточное число редуктора U_p=3,15;

Передаточное число цепной передачи:

Uц.п = = = 4,98 (5)

Определяем частоты вращения и нагрузки на валах привода:

nдв = n₁=974 мин¯¹; (6)

n₂== = 309,2 мин¯¹;

n₃== = 62,1 мин¯¹;

Угловая скорость для каждого вала:

ω1 = ; (7)

ω1= ==101,9 рад/c;

ω2===32,4 рад/с;

ω3== = 6,5 рад/с;

Мощность на валах:

Рi= Рi-1•Ƞi , (8)

где Р_i-1 – мощность на предыдущем валу;

Р1=Рэ • Ƞм • Ƞп.п = 12,94 • 0,98 • 0,99=12,55 кВт.

Р2=Р1 • Ƞк.п.• Ƞп.п.=12,55 • 0,97 • 0,99=12,05 кВт.

Р3=Р2 • Ƞц.п. • Ƞп.п.=12,05 • 0,93 • 0,99 = 11,1 кВт.

Крутящий момент на валах:

Т1= = = 123,2 Н•м; (9)

Т2= == 350,4 Н•м;

Т3= == 1707,7 Н•м;

Расчёт зубчатой передачи.

Принимаем для изготовления шестерни и колеса редуктора сталь 40Х с термообработкой улучшения.

Механические характеристики материала шестерён и колёс принимаем по таблице 3.3 [1]:

Для колеса НВ=245, для шестерни НВ=270.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 3,9[1]:

нр=• KHL , (10)

где – базовый предел контактной выносливости;

S_n=1,15 – коэффициент безопасности (ст.192, [3]);

KHL - коэффициент долговечности

По таблице 3,2[1] предел контактной выносливости:

- для колёс = 2НВ+70= 2• 245 + 70 = 560 Н/мм²;

- для шестерён =2НВ+70=2 • 270 + 70 = 610 Н/мм²;

Для длительной эксплуатации принимаем коэффициент долговечности

КHL=1.

Допускаемые контактные напряжения для колёс:

_нр1 = • 1= 448 Н/мм²

нр2 = • 1=530,4Н/мм²

Для зубчатой конической передачи принимаем для расчёта []НР по формуле 9.33 [2]:

[]_нр =0,45•([] _нр1 + []_нр2) <1,23[]НРmin (11)

[]_нр =0,45•(448+530,4)=440 Н/мм²

1,23[]НРmin =1,23 • 448 = 541,2 Н/мм²

[]НР =440 Н/мм² <1,23 []НРmin =541,2 Н/мм²

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле 3.24 [1]

FP= (12)

Где - предел выносливости зубьев при изгибе;

SF =2 – коэффициент безопасности;

По таблице 3.9 [1]для сталь 40Х улучшенной при твёрдости НВ <350 =1,8 НВ

Для шестерни =1,8 • НВ=1,8 • 270 = 486 Н/мм²;

Для колеса =1,8 • НВ •245 = 441 Н/мм²;

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле

[S_F]=[SF]′•[SF]″=1,75 • 1=1,75 (13)

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут:

FP1= =278 Н/мм²,

FP2= =251 Н/мм²,

Ориентировочное значение делительного диаметра колеса определяем из условия обеспечения контактной прочности по формуле 3.29 [1]:

dₑ₂=Kd• , (14)

где Kd= 99 – для прямозубых передач (ст.49 [1])

T₂ =350,4 Н•м – крутящий момент на валу колеса;

=1,35 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (табл.3.1 [1];

3,15 – передаточное отношение передачи;

НР= 440 Н/мм² - допускаемые контактные напряжения;

- коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию. Принимаем =0,285 (рекомендации ГОСТ 12289-70).

dₑ₂=99 •329,1 мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение dₑ₂=315мм

Принимаем число зубьев шестерни z₁=25.

Число зубьев колеса:

z₂=z₁ • =25 • 3,15 =78,75 (15)

Принимаем z₂=79;

Фактическое передаточное число:

= == 3,16 (16)

Отклонение от заданного передаточного числа:

∆= • 100%=0,32%,

Что меньше допустимого.

Внешний окружной модуль:

mₑ= = =3,99мм ≈ 4мм (17)

Уточняем:

dₑ₁=z₁ • mₑ=25 • 4 = 100 мм (18)

dₑ₂=z₂ • mₑ=79 • 4 = 316 мм

по табл. 3.11[1] определяем основные параметры передачи.

Углы делительных конусов:

ctgδ₁==3,16 =17⁰34′; (19)

₂=90 -=90⁰-17⁰34′=72⁰26′;

Внешнее конусное расстояние и Rₑ и длина зуба b

Rₑ=0,5 • mₑ • =0,5 • 4 •=165,7 мм (20)

b=• R= 0,285 • 165,7=47,2 мм (21)

Принимаем b=48 мм

Проверяем рекомендацию < 0,3

== 0,29 < 0,3 – условие выполняется.

Средние делительные диаметры:

dm₁ =2(Rₑ-0,5b)=2(165,7-0,5 • 48) • =85,5 мм (22)

dm₂ =2(Rₑ-0,5b)=2(165,7-0,5 • 48) •=279,19 мм

Внешние диаметры (по вершинам зубьев)

dₐₑ₁ = dₑ₁ + 2 • mₑ•+2 • 4 •=107,63 мм (23)

dₐₑ₁= dₑ₁ + 2 • mₑ•+2 • 4 •=107,63 мм (24)

Средний окружной модуль:

mtm = = =3,42 мм (25)

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

bd = == 0,561 (26)

Силы в зацеплении:

окружное усилие

Ft== = 2881,9 H; (27)

Осевое усилие на шестерне и радиальное на колесе:

Fа₁ = Fr₂= Ft • tga• =316,5 H; (28)

Радиальное усилие шестерни и осевое на колесе:

Fr₁ = Far₂=Ft • tga • =1000 H. (29)

Определяем окружную скорость:

V== = 4,35 м/с (30)

Назначаем 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений назначаем коэффициент нагрузки:

Kн=Kн• Kнa • Kн , (31)

Где Kн - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба.

По табл. 3,5[1] при bd =0,561, консольном расположении колёс и твёрдости НВ <350 Kн =1,23.

Kнa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По табл. 3,4[1] Kнa =1.

Kн – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

По табл. 3,6[1] Kнu =1,05.

Kн=1,23 • 1,0 • 1,05=1,3

Проверяем контактное напряжение по формуле 3,27[1]

н= (32)

н= =419,6 Н/мм²

н =419,6 Н/мм² <[н]=440 Н/мм²

Условие прочности выполняется.

Выполняем проверочный расчёт на усталость при изгибе по формуле 3,31[1]:

F= (33)

где – коэффициент, учитывающий форму зуба. Выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

KF – коэффициент нагрузки;

F 0,85 – опытный коэффициент;

KF=KF • KF (34)

Где KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба. По табл. 3,7[1] при bd = 0,561, консольном расположении колёс и твёрдости НВ <350 KF =1,38.

KF - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

По табл. 3,8[1] KF =1,45.

KF =1,38 • 1,45=2,0

Эквивалентное число зубьев:

Zv₁= = ≈26; (35)

Zv₂= = ≈262;

По с.42[1] принимаем: YF₁ =3,88; YF₂=3,6;

Определяем менее прочное звено:

==71,6 (36)

= = 69,7

Расчёт выполняем по колесу:

F= = 148,3 Н/мм²=251 Н/мм²

условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

Предварительный расчёт валов редуктора

Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле 12.1 [2] при пониженных допускаемых напряжениях:

d= (37)

где T – передаваемый крутящий момент;

[ – допускаемое условное напряжение при кручении. По

рекомендациям ст.273. [2] принимаем [=20 Н/мм² - при расчёте входных и выходных концов валов; [=10…15 Н/мм² - для промежуточных валов.

Входной вал.

Диаметр входного вала:

dвх==31,3 мм

Согласовывая с валом электродвигателя, принимаем dвх =32 мм.

Диаметр вала под уплотнением dу =36 мм.

Диаметр вала под подшипником dп =40 мм.

Выходной вал.

Диаметр выходного конца вала:

dвых= = 44,4 мм

Принимаем dвых =45 мм.

Диаметр вала под уплотнением dу =50мм.

Диаметр вала под подшипником dп =50мм.

Диаметр вала под колесом dк =52мм.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня.

Из-за разницы между диаметром вала под колесом и диаметром впадин шестерни, принимаем к изготовлению конструкцию вал-шестерня.

Колесо.

Коническое колесо кованое.

Его размеры: dₑ₂ =316мм; dm₂=279,19мм. b₂= 48мм.

Диаметр ступицы:

dст ≈1,6 • dк₂=1,6 • dк₂= 16 • 52≈85мм. (38)

Длина ступиц:

lст =(1,2…1,5) • dк₂= (1,2…1,5) • dк₂=(1,2…1,5) • 52=62,4…78 (39)

Принимаем lст =70 мм

Толщина обода:

₀=(3…4) • m = (3…4) • 4 = 2…16 мм (40)

Принимаем ₀=14мм

Толщина диска:

С=(0,1…0,17) Rₑ=(0,1…0,17) • 82,24 = 8,22..14 мм (41)

Принимаем С=12 мм

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Корпус редуктора литой из чугуна СЧ 20.

Толщина стенки корпуса и крышки:

= 0,05 • Rₑ+ 1мм = 0,05 • 165,7+1=9,3 мм; (42)

=0,04 • Rₑ+ 1мм = 0,04 • 165,7+1=7,6 мм; (43)

Принимаем =10 мм; =8мм;

Толщина поясов корпуса и крышки:

b=1,5• =1,5 • 10 =15 мм (44)

Толщина нижнего пояса основания корпуса:

р=2,35• =2,35 • 10 =23,5 мм (45)

принимаем р=24 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = 0,055Rₑ+12мм = 0,055 • 165,7+12=21,1мм (46)

принимаем болты М20.

Диаметр болтов крепления корпуса и крышки редуктора:

d₃=(0,5…0,6) • d₁ = (0,5…0,6) • 20 = 10…12мм. (47)

Принимаем болты М12.

Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло. Подшипники тихоходного вала смазываются за счёт разбрызгивания масла, а для подшипников быстроходного вала применяем пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников удалён, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц материала.

Камеры подшипников отделяем мазеудерживающими кольцами.

Подшипники валов расположим в стакане.

Намечаем роликоподшипники конические однорядные лёгкой серии.

Таблица 1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	Грузоподъёмность, кН
Условное обозначение подшипника	Размеры ,мм				С	С₀
7208	40	80	19	20	46,5	32,5
7210	50	90	21	22	56	40

При установке радиально-упорных подшипников учитываем, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведённых к серединам контактных площадок. Для

однорядных конических подшипников по формуле 9,11[4]

а= + (48)

для подшипников ведущего вала:

а= + ≈18 мм

Для подшипников ведомого вала:

а=+≈20мм

Из компоновки получаем расстояние между опорами и элементами передачи.

Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Силы в зацеплении:

Окружное усилие: F_t=2881,9 H

Радиальное усилие: F_r=1000 H

Осевое усилие: F_a=316,5 H

Входной вал нагружен вращающим моментом: Т_кр=123,2 Н•м

Момент от осевой силы F_a:

М_а=F_u • = 316,5 • =13,53 H•м (49)

Строим схему нагружения вала в горизонтальной плоскости и определяем опорные реакции:

∑М₁^х = 0 М_а+F_r • с-R₂^x • f = 0 (50)

R₂^x= == 660 H

∑М₂^х= 0 M_a+ F_r_• (c+ f) – R₁^x • f=0 (51)

R₁^x = = =1660 H

Проверяем правильность определения реакций:

R₁^x - R₂^x - F_r =1660-660-1000=0 (52)

Строим эпюру изгибающих моментов:

М_А^х= -М_а = -13,53 Н•м (53)

М₁= М_а - F_r • f = -13,53-1000 • 0,067= -80,53 Н•м

М_А^х= 0

Строим схему нагружения вала в вертикальной плоскости и определяем опорные реакции:

∑М₁^у= 0 F_t• c – R₂^y • f=0 (54)

R₂^y= = =15,82 H

∑М₂^у=0 F_t• (c+f) – R₁^y• f=0 (55)

R₁^y= = = 4464,6 H

Проверяем правильность определения реакций:

- F₁+R₁^y = -2881,9 + 4464,6 - 1582,7= 0 (56)

Строим эпюру изгибающих моментов:

М_А^у=0 (57)

М₁^у=0 -F_t • c = -2881,9 • 0,067= -193,1 Н•м

М₁^у=0

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

М_А=М_А^х =13,53 Н•м

М₁= = =209,2 Н•м (58)

М₂= 0 Н•м

Полные реакции в опорах:

R₁= = = 4763,2 H (59)

R₂= = = 1714,8 H

Осевая реакция от действия сил в зацеплении:

А=F_a=316,5 Н (60)

Осевая составляющая от радиальной нагрузки для конических роликоподшипников:

S = 0,83 • e¹ • F_r (61)

S₁=0,83 • 0,38 • 4763,2=1502,3 H

S₂=0,83 • 0,38 • 1714,8=540,8 H

Полная осевая нагрузка в опорах:

F_a1= S₁=1502,3 H

F_a1= S₁+F_a=1502,3+316,5=1818,8 H (62)

Рассчитываем подшипник в опоре 1, как наиболее нагруженный.

По формуле 14.3 [2] определяем эквивалентную нагрузку Р:

Р=(Х • V • R+ Y• F_a)• K• K , (63)

Где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент вращения (ст.348 [23]);

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K =1,4 – коэффициент безопасности (табл. 14.18 [3])

K =1 – температурный коэффициент (табл.14.19 [3]).

По таблице 14.15 [2] находим:

При == 0,315 <e = 0,38 X=1, Y=0 (64)

P= (1 • 1 • 4763,2 + 0 • 1502,3) • 1,4 • 1=6668,5 H

Определяем долговечность подшипника в млн. оборотов по формуле 4.2. [2]:

L= • L_h, (65)

Где L_h – долговечность в часах.

Т.к срок службы не оговорен, то примем долговечность подшипника равной L_h = 10 000 часов.

L= • 10 000=584,4 млн. оборотов.

По формуле 14.1 [2] определяем расчётную динамическую грузоподъёмность выбранного подшипника:

С= Р • , (66)

Где m = 0,33 – показатель степени (ст.334 [2])

С=6,6685 • =45,96 кН <С_р =46,5 кН,

Следовательно, выбранный подшипник пригоден к установке.

1.8 Подбор и расчёт шпонок.

Принимаем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок сталь 45 нормализованная. Шпонку проверяем на смятие. Условие прочности при смятии:

_см = [_см] , (67)

Где _см– рабочее напряжение смятия, Мпа;

[_см] – допускаемое напряжение смятия, Мпа;

[_см] – 120 Мпа.

Ведущий вал.

Проверяем шпонку на входном конце ведущего вала. Диаметр вала d_вх₂ =32мм. Размеры шпонки b x h =10 x 8 мм; t₁ =5,0 мм, таблица 8.9 [1]; длина шпонки l=36 мм. Момент на ведущем валу Т=123,2 Н•м

_см = =111,1 Мпа < [_см] =120 Мпа

Прочность шпонки обеспечена.

Ведомый вал.

Из двух шпонок – под коническим колесом и под звёздочкой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку на выходном конце ведомого вала под звёздочкой. Диаметр вала d_вых₂ = 45 мм. Размеры шпонки b x h =14 x 9 мм; t₁=5,5мм, таблица 8,9 [1]; длина шпонки l=32 мм. Момент на ведомом валу T=350,4 Н•м

_см = =105,9 Мпа <[_см] =120 Мпа

Прочность шпонки обеспечена.

Уточнённый расчёт ведущего вала

Принимаем материал вала – Ст35. По табл. 12.13 [2] назначаем механические характеристики.

_-1=255 Н/мм; _-1 =128 Н/мм.

Наиболее опасным является сечение в опоре 1, где действует максимальный изгибающий момент. Сечение ослаблено галтелью, которая в то же время является концентратором напряжений. Определяем коэффициенты безопасности в этом сечении.

Момент сопротивления сечения:

W_p = = =6280 мм³. (68)

По формуле 12,5 [2] нормальные напряжения:

_а = _u = = = 30,7 Н/мм². (69)

Полярный момент сопротивления сечения:

W_p = = =12560 мм³. (70)

Касательные напряжения:

_а = _m= = = 4,9 Н/мм² . (71)

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (галтель) для Ст35 с _в<700 Н/мм² по табл. 12,5 [3]:

K =1,71; K =1,26.

Масштабные факторы для вала d=40 мм по табл. 12.2 [2]:

=0,88; =0,81.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения по рис. 1.4 [2]:

=0,1; =0,05.

Принимаем шероховатость посадочной поверхности R_a =1,25, тогда коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности по табл. 12.9 [2] =0,92.

Коэффициент безопасности только по изгибу (ст.278 [2]):

S = (72)

Коэффициент безопасности только по кручению (ст.279 [3]):

S (73)

Общий коэффициент безопасности (ф.12.4 [3]):

S = = = 3,8 > [S] =15 (74)

Условие прочности выполняется.

Смазка редуктора

Для редуктора принимаем наиболее распространённый и простой способ – картерный. Масло заливается через смотровой люк в корпусе редуктора. Уровень масла требуется такой, чтобы в него полностью погружались зубья колеса. Требуемая вязкость масла определяется в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс. По табл. 9.1 и табл. 9.5 [5] назначаем масло индустриальное И-40А.

При картерном способе смазки подшипники смазываются в картере в результате разбрызгивания масла зубчатыми колёсами, образования

масляного тумана и растекания масла по валам. Для смазки подшипников быстроходного вала применяем пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников удалён, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Для замера уровня масла в картере применяется маслоуказатель. Для слива масла используют сливное отверстие, расположенное в нижней части картера.

3. Расчёт цепной передачи.

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Определяем число зубьев ведущей звёздочки по формуле:

Z₃ = 31-2 • U_ц.п.=31-2 • 4,98 ≈ 21 (75)

Принимаем Z₃ =21.

Определяем число зубьев ведомой звёздочки по формуле:

Z₄ = Z₃ • U_ц.п.= 21 • 4,98 ≈ 104,6 (76)

Принимаем Z_u =104

Тогда фактическое передаточное число:

U = = = 4,95 (77)

Отклонение = • 100% ≈ 0,6%

Вычисляем расчётный коэффициент нагрузки K_э по формуле:

K_э = К_д • К_а • К_н • К_р • К_сн • К_п , (78)

Где К_д – динамический коэффициент;

К_д =1;[1,с.149];

К_а– коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния,

К_а=1;

К_н – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;

К_н =1;[1,с.150];

К_р – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

К_р =1,25;[1,с.150];

К_сн – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи;

К_сн =1;[1,с.150];

К_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи;

К_п =1;[1,с.150].

К_э = 1 • 1 • 1 • 1,25 • 1 • 1=1,25

Назначение редуктора. 3 📙 Курсовая → 🆔 136150