Червячно цилиндрический редуктор передаточное число (8 видео)

Видео:Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

Курсовая работа: Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2 Расчет червячной передачи редуктора

3 Расчет цилиндрической передачи редуктора

4.1 Предварительный расчет валов

4.2 Определение нагрузок, действующих на валы

4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников

4.4 Проверка шпоночных соединений

4.5 Расчет валов на усталостную прочность

Список использованных источников

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность.

Транспортирующие машины являются неотъемлемой частью производственного процесса современного предприятия. По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы: машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов, лифты, средства напольного транспорта (тележки, погрузчики, тягачи), подвесные рельсовые и канатные дороги (периодического действия), скреперы и другие подобные машины, а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) — конвейеры различных типов, устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.

Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Благодаря этому машины непрерывного действия имеют высокую производительность, что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Цель: Спроектировать привод к цепному конвейеру.

Исходные данные для проектирования:

— кинематическая схема привода (рисунок 1);

— мощность на валу тяговой звездочки Р_V = 5,4 кВт;

— угловая скорость вала тяговой звездочки ω_V = 0,5 π;

По кинематической схеме определяем общий КПД привода

η_общ = η_ч · η_ц · η_к · η m _м · η k _пк = 0,84 · 0,98 · 0,94 · 0,98 2 · 0,99 4 = 0,72

где Ση_i – КПД элементов, составляющих привод [1, с. 61, таблица 7]

η_ч = 0,84 – КПД червячной передачи (предварительный);

η_ц = 0,98 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_к = 0,94 – КПД открытой конической передачи;

η_п = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

k = 4 – число пар подшипников качения.

Определяем требуемую мощность электродвигателя

Из источника [1, с. 62, таблица 8] выписываем рекомендуемые значения передаточных отношений механических передач:

— закрытой цилиндрической u_з = 3…5,

— открытой конической u_к = 1,5…3.

Определяем требуемую частоту вращения ротора электродвигателя

где n_V – частота вращения вала тяговой звездочки

Из источника [1, с. 63, таблица 9] выбираем двигатель АО2-51-4 с параметрами: номинальная мощность Р_эд =7,5 кВт; частота вращения n_эд =1460 мин -1 , диаметр выходного конца ротора d = 32 мм.

Определяем передаточное отношение привода

u = n_эд / n_V = 1460 / 15 = 97,33

Предварительно намечаем передаточное отношение открытой конической передачи u_к = 1,6 , тогда частота вращения выходного вала редуктора

Определяем общее передаточное число червячно-цилиндрического редуктора

Предварительно принимаем передаточное число червячной передачи u_ч =20, тогда передаточное число цилиндрической передачи

Вычисляем фактическое значение передаточного отношения привода

Определяем отклонение от требуемого (допускается расхождение 5%)

Уточняем частоты вращения валов

Определяем мощности на валах привода

Определяем вращающие моменты на валах

2 Расчет червячной передачи редуктора

Исходные данные для расчета:

— вращающий момент на тихоходном валу Т₂ = 801,6 Н·м = 801600 Н·мм;

— частота вращения червяка n₁ = 1460 об/мин;

— передаточное отношение i_Ч = 20.

Предварительно принимаем некорригированную передачу с числом заходов червяка z₁ = 2 и числом зубьев колеса

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 с последующим шлифованием [2, с. 66].

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА10Ж4Н4Л (отливка в песчаную форму) [2, с. 65].

Предварительно примем скорость скольжения v_S » 6,3 м/с. Тогда при длительной работе передачи допускаемое контактное напряжение [s_H ] = 153 МПа [2, с. 68, таблица 4.9] (с пересчетом табличных значений методом линейной интерполяции).

Определяем допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной работе

где К_FL = 0,543 [2, с. 67] – коэффициент долговечности при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба N_S >25×10 7 ;

[s_OF ]’ = 98 МПа [2, с. 66] – основное допускаемое напряжение изгиба для принятого материала червячного венца и способа получения отливки.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 8 [2, с. 55].

Принимаем предварительный коэффициент нагрузки К = 1,2 [2, с. 64].

Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия контактной выносливости по формуле [2, с. 60]

Определяем модуль зацепления

мм.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения модуля m = 10 мм [2, с. 56].

Определяем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициент диаметра червяка

мм

Рассчитываем основные размеры червяка:

— делительный диаметр червяка

— диаметр вершин витков червяка

d_а1 = d₁ + 2m = 80 + 2 × 10 = 100 мм;

— диаметр впадин витков червяка

d_f1 = d₁ – 2,4 × m = 80 – 2,4 × 10 = 56 мм;

— длина нарезанной части шлифованного червяка

b₁ ³ (11 + 0,06×z₂ ) × m + 25 = (11 + 0,06×40) × 10 + 25 = 159 мм

— делительный угол подъема червяка при z₁ = 2 и q = 8

Рассчитываем основные размеры червячного колеса:

— делительный диаметр червячного колеса

d₂ = z₂ × m = 40 × 10 = 400 мм;

— диаметр вершин зубьев червячного колеса

d_а2 = d₂ + 2 × m = 400 + 2 × 10 = 420 мм;

— диаметр впадин зубьев червячного колеса

d_f2 = d₂ — 2,4 × m = 400 – 2,4 × 10 = 376 мм;

— наибольший диаметр червячного колеса

мм;

— ширина венца червячного колеса

b₂ = 0,75 × d_а1 = 0,75 × 100 = 75 мм.

Определяем окружную скорость червяка

м/с.

Определяем скорость скольжения

м/с.

Так как фактическая скорость скольжения v_S = 6,3 м/с не отличается от принятой на этапе предварительного расчета, то допускаемые напряжения не корректируем.

Определяем точный КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла

где r’ = 1°53’ [2, с. 59, таблица 4.4] – приведенный угол трения.

Принимаем седьмую степень точности передачи и определяем коэффициент динамичности К_V = 1,4 [2, с. 65, таблица 4.7].

Определяем коэффициент неравномерности распределения нагрузки

где Q = 57 [2, с. 64] – коэффициент деформации червяка при z₁ = 2 и q = 8;

х = 0,6 [2, с. 65] – вспомогательный коэффициент при незначительных колебаниях нагрузки.

Рассчитываем фактический коэффициент нагрузки

Определяем фактическое контактное напряжение на активных поверхностях зубьев червячного колеса

МПа

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так как фактическое контактное напряжение s_H = 152 МПа меньше допускаемого [s_H ] = 153 МПа.

Осуществляем проверку прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Рассчитываем эквивалентное число зубьев

Определяем коэффициент формы зуба Y_F = 2,22 [2, с. 63, таблица 4.5] для эквивалентного числа зубьев z_V = 44.

Определяем напряжение изгиба

МПа

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так как фактическое изгибное напряжение s_F = 11,3 МПа не превышает допускаемого [s_OF ] = 53,5 МПа.

Определяем нагрузки, действующие на валы.

Окружное усилие на колесе F_t ₂ и осевое на червяке F_а1

Радиальное усилие на колесе и червяке

где α = 20º – угол зацепления.

Окружное усилие на червяке F_t ₁ и осевое на колеса F_а2

3 Расчет цилиндрической передачи редуктора

Исходные данные для расчета:

— вращающие моменты Т₁ = 798 Н·м = 798000 Н·мм;

— частоты вращения n₁ = 73 мин -1 ; n₂ = 24,2 мин -1 .

— требуемое передаточное число u = 3.

Предварительно назначаем числа зубьев зубчатых колес:

Выбираем материал колес – сталь 45, термообработка – нормализация до твердости не менее HB210 [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем допускаемые контактные напряжения

где s_Hlimb – предел контактной выносливости

s_Hlimb = 2×HB + 70 = 2 × 210 + 70 = 490 МПа

К_HL = 1 [2, с. 33] – коэффициент долговечности;

[S_H ] = 1,2 [2, с. 33] – коэффициент безопасности.

Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия обеспечения достаточной контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где К_а = 49,5 [2, с. 32] – коэффициент, учитывающий угол наклона зуба для прямозубых колес;

К_Н _b = 1,25 [2, с. 32] — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при несимметричном расположении колес относительно опор валов;

y_ba = 0,42 [2, с. 33] – коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния.

По предварительному межосевому расстоянию определяем модуль зацепления

По ГОСТ 9563-60 * принимаем модуль зацепления m = 8 мм [2, с. 36].

Определяем делительные диаметры колес z₁ и z₂

Уточняем межосевое расстояние

Видео:Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать

[b] = a_w · ψ_ba = 320 · 0,42 = 134,4 мм

Назначаем седьмую степень точности передачи [2, с. 32].

При модуле m = 8 мм и ширине венца b = 130 мм определяем контактные напряжения на активных поверхностях зубьев

где К_Н – уточненный коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба

К_Н _b = 1,25 [2, с. 32] – при несимметричном расположении колес относительно опор валов;

К_Н _u = 1,1 [2, с. 40] – при окружной скорости передачи u£ 1 м/с и коэффициенте ширины венца y_ba = 0,42.

Из расчета видно, что контактные напряжения на активных поверхностях зубьев не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки

— посадочный диаметр подшипников d_I = 35 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2

Таблица 2 – Характеристики подшипника

Обозначение	Внутренний диаметр, d, мм	Наружный диаметр, D, мм	Динамическая грузоподъемность С, Н	Статическая грузоподъемность С₀ , Н
46307	35	80	42600	24700

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников

S_А = e · R_А = 0,68 · 926 = 630 Н;

S_Б = e · R_Б = 0,68 · 535 = 364 Н;

где е = 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

Отношение = е – осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку

где V = 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);

К_б = 1 [2, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);

К_т = 1 [2, с. 214, таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).

Отношение > е = 0,68 – осевую нагрузку учитываем

При α = 26° коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213, таблица 9.18].

Определяем эквивалентную нагрузку

Р_А = (X × V ×R_А + Y × А_А ) × К_б × К_т = (0,41 × 1 × 926 + 0,87 × 4354) × 1 × 1= 4168 Н

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «А».

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс L_h = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [L_h ] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Исходные данные для расчета:

— суммарные радиальные реакции опор R_В = 3225 Н, R_Г = 6089 Н;

— частота вращения вала n = 73 мин -1 (раздел 1).

— посадочный диаметр вала d_II = 55 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червячном колесе, поэтому предварительно намечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4, с. 242, таблица 138]. Характеристики подшипника в таблице 3

Таблица 3 – Характеристики подшипника

Обозначение	Внутренний диаметр, d, мм	Наружный диаметр, D, мм	Динамическая грузоподъемность С, Н	Статическая грузоподъемность С₀ , Н
2007111А	55	90	76500	64000

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников

S_В = 0,83e · R_В = 0,83 · 0,33 · 3225 = 883 Н;

S_Г = 0,83e · R_Г = 0,83 · 0,33 · 6089 = 1668 Н;

где е = 0,33 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

Отношение е = 0,33 – осевую нагрузку учитываем

Определяем эквивалентную нагрузку

Р_Г = (X × V ×R_Г + Y × А_Г ) × К_б × К_т = (0,4 × 1 × 6089 + 1,8 × 2083) × 1 × 1= 6185 Н

где X = 0,4 [2, с. 212, таблица 9.18] – коэффициент радиального нагружения;

Y= 1,8 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент осевого нагружения;

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Г».

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс L_h = 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [L_h ] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Исходные данные для расчета:

— суммарные радиальные реакции опор R_Д = 2658 Н, R_Е = 6779 Н;

— частота вращения вала n = 24 мин -1 (раздел 1).

— посадочный диаметр вала d_III = 85 мм.

Так как тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическую передачу, то на вал не действуют осевые нагрузки, поэтому предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217 ГОСТ 8338-75 [3, с. 410, таблица К27]. Характеристики подшипника в таблице 4

Таблица 4 – Характеристики подшипника

Обозначение	Внутренний диаметр, d, мм	Наружный диаметр, D, мм	Динамическая грузоподъемность С, Н	Статическая грузоподъемность С₀ , Н
217	85	150	83200	53000

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Е».

Определяем эквивалентную нагрузку

Определяем расчетную долговечность, млн. об.

млн. об.

Определяем расчетную долговечность, ч.

ч.

Расчет показывает, что расчетный ресурс L_h = 1284722 часов больше нормы долговечности подшипников [L_h ] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

4.4 Проверка шпоночных соединений

Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца вала Iс полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [s_СМ ] = 100 МПа [2, с. 170]

ψ_τ = 0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τ_m = t_V = 2,8 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал I – сечение, проходящее через полюс зацепления червяка и червячного колеса (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

— изгибающий момент в середине червяка М₂ = 389879 Н·мм;

— диаметр впадин червяка d_М _I = 56 мм.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения – резьба)

где S_s – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

k_σ / (ε_σ ∙β) = 1,05 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

s_V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм 3

ψ_σ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

s_m – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

S_t – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

k_τ / (ε_τ ∙β) = 1,07 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

t_V – амплитуда цикла напряжений при кручения

W_КР – момент сопротивления кручению сечения вала

W_КР = 2 ∙ W = 2 ∙ 172141 = 34482 мм 3

ψ_τ = 0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τ_m = t_V = 0,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал II – сечение под зубчатой шестерней (рисунок 4)

Исходные данные для расчета:

— изгибающий момент под зубчатой шестерней М₂ = 566297 Н·мм;

— диаметр вала под зубчатой шестерней d_MII = 60 мм;

Материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатой шестерней (концентратор напряжения – шпоночный паз)

где S_s – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

k_σ / (ε_σ ∙β) = 2,19 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

s_V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз

мм 3

t = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 18 мм – ширина шпоночного паза;

ψ_σ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

s_m – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)

где F_a = 1200 Н – осевая сила на червячном колесе (раздел 2)

S_t – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

k_τ / (ε_τ ∙β) = 2,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

t_V – амплитуда цикла напряжений при кручения

W_КР – момент сопротивления кручению сечения вала

мм 3

ψ_τ = 0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τ_m = t_V = 10,1 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3 больше допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Проверять усталостную прочность в месте посадки червячного колеса без необходимости, так как изгибающий момент в этом сечении М₁ = 267651 Н·мм 3

t = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 25 мм – ширина шпоночного паза;

ψ_σ = 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

s_m = 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);

S_t – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

k_τ / (ε_τ ∙β) = 2,68 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

t_V – амплитуда цикла напряжений при кручения

W_КР – момент сопротивления кручению сечения вала

мм 3

ψ_τ = 0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τ_m = t_V = 8,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 3,3 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Вал III – сечение под опорой «Д» (рисунок 5)

Исходные данные для расчета:

— изгибающий момент под опорой «Д» М₁ = 1195001 Н·мм;

— диаметр вала под опорой «Д» d_I = 85 мм;

Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «Д» (концентратор напряжения – посадка с натягом)

где S_s – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

k_σ / (ε_σ ∙β) = 3,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;

s_V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу сечения вала

ψ_σ = 0,2 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;

s_m = 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);

S_t – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

k_τ / (ε_τ ∙β) = 3,67 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;

t_V – амплитуда цикла напряжений при кручения

W_КР – момент сопротивления кручению сечения вала

W_КР = 2 ∙ W = 2 ∙ 50265 = 100530 мм 3

ψ_τ = 0,1 [2, с. 164] — коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;

τ_m = t_V = 11,2 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);

При выполнении проекта производился расчет привода подвесного цепного конвейера, включающий в себя червячно-цилиндрический редуктор и электродвигатель, соединенные втулочно-пальцевой муфтой.

Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.

Список использованных источников

1 Гузенков, П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк., 1990. – 111 с.

2 Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.

3 Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.

4 Анурьев, В. И. Справочник конструктора – машиностроителя, Т.2. М.: Машиностроение, 1978 – 784 с.

источники:

https://evakuatorinfo.ru/chervyachno-tsilindricheskiy-reduktor-peredatochnoe-chislo