Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

2





























КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт


Содержание



1. Введение

2. Кинематический расчет

3. Расчёт цилиндрической передачи

3.1 Выбор материала и термообработки

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

3.3 Определение основных параметров передачи

3.4 Определение сил в зацеплении

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

4. Предварительный расчёт валов

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала

4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала

4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала

5. Выбор муфт

6. Выбор подшипников

6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника

6.2. Выбор схемы установки подшипников

6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

6.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

6.3.2 Проверка долговечности подшипников

7. Конструирование элементов цилиндрической передачи

8. Расчёт шпонок

9. Уточнённый расчёт валов

9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

9.2. Проверка статической прочности вала

9.3. Проверка усталостной прочности тихоходного вала

10. Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости

11. Смазка редуктора

12. Конструирование крышек подшипников

13. Конструирование корпуса редуктора

14. Конструирование рамы

15. Сборка редуктора и монтаж привода

15.1 Сборка редуктора

15.2 Монтаж привода

Заключение

Список литературы




1. Введение



1.1 В данном проекте разрабатывается привод ленточного транспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходов производства (древесная щепа).

1.2 Привод состоит из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт.

Электродвигатель в приводе создаёт вращающий момент и приводит редуктор в движение.

1.3 Редуктор представляет собой закрытую цилиндрическую передачу. В редукторе использованы прямозубые колёса, что упрощает изготовление деталей передачи.

Редуктор служит для уменьшения числа оборотов и увеличения вращающих моментов.

Для соединения выходных концов вала редуктора и барабана используются муфты.

Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.

Выпуск предусматривается крупносерийный.

1.4 Срок службы привода 6 лет, работа в три смены, коэффициент загрузки за смену 0,4. С учётом того, что в году 250 рабочих дней, а в одной рабочей смене 8 часов получим ресурс привода в часах:



Lh = 6 · 250 · 3 · 8 · 0,4 = 14400 часа.


2. Кинематический расчет



2.1 Определение требуемой мощности привода. Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и частоте вращения. Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определим требуемую мощность транспортёра:



Рвых = F · v = 18 · 103 · 0,65 = 11700 Вт = 11,7 кВт



2.2 Для определения требуемой мощности привода определим КПД привода. Для этого задаёмся, в соответствии с таблицей 1.1 [3], КПД отдельных элементов привода:

КПД подшипникового узлаηnn =0.99

КПД цилиндрической передачиηц = 0.96

КПД муфты Общий КПДηм = 0.98

Общий КПД привода:



ηnр = ηц2· ηм2· ηп3 = 0,982·0,962·0,993 = 0,859



Требуемая мощность двигателя:



= 13,6 кВт



2.3 По таблице подбираем электродвигатели с мощностью большей или равной требуемой. Двигатели выбираем асинхронные, трёхфазные общепромышленного применения серии 4А. Двигатели этой серии предназначены для продолжительного режима работы, т.е. соответствуют режиму работы привода. Подходят четыре варианта электродвигателей серии 4А с номинальной мощностью кВт и различной частотой вращения. Данные по ним представлены в таблице 2.3.1.



Таблица 2.3.1

Вариант



Тип двигателя



Номинальная мощность, кВт



Частота вращения, об/мин







синхронная

номинальная

1

4АМ160S2

15

3000

2940

2

4АМ160S4

15

1500

1465

3

4АМ160M6

15

1000

975

4

4АМ180M8

15

750

730



Для окончательного выбора типоразмера двигателя определим рекомендуемый интервал частот вращения вала электродвигателя, для чего определим необходимую частоту вращения вала барабана и передаточное число привода. Частота вращения вала барабана:







Минимально-допустимая частота вращения вала электродвигателя:



nдвmin=nвых·uпрmin=41,4·4=165,6 об/мин



Максимально допустимая частота вращения вала электродвигателя:



nдвmax=nвых·uпрmax=41,4·31,3=1295,82 об/мин



Передаточное число передачи при 1 модели: и1 =2940/41,4 =71,01

Передаточное число передачи при 2 модели: и2 =1465/41,4 =35,38

Передаточное число передачи при 3 модели: и3 =975/41,4 =23,55

Передаточное число передачи при 4 модели: и4 =730/41,4 =17,6

2.4 Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе:







Таблица 2.4 

Модель двигателя

Передаточное число

4АМ160S2

71,01

4АМ160S4

35,38

4АМ160M6

23,25

4АМ180M8

17,6



2.5 Проанализировав результаты вычислений и данные таблицы 1.1 выбираем окончательный вариант электродвигателя.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 3000 об/мин не подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1500 об/мин не подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 1000 об/мин подходит по результатам расчёта.

Электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 об/мин подходит по результатам расчёта.

Принимаем двигатель 4АМ180M8 с синхронной частотой вращения 750 об/мин.

2.6 Предварительное передаточное число тихоходного вала редуктора:







Предварительное передаточное число быстроходного вала редуктора:







2.7 Частота вращения вала барабана:







Угловая скорость вала электродвигателя:







Угловая скорость быстроходного вала редуктора:







Угловая скорость промежуточного вала редуктора:







Угловая скорость тихоходного вала редуктора:







Угловая скорость вала барабана:







Мощность на валу электродвигателя:



Pдв= 13,6 кВт



Мощность на быстроходном валу редуктора:



Pб. =Рдв·ηм ·ηп = 13,6·0,98 ·0,99 =13,2 кВт



Мощность на промежуточном валу редуктора:



Рпр. в. =Pб ·ηц= 13,2·0,96=12,54 кВт



Мощность на тихоходном валу редуктора:



Рm=Pпр. в. ·ηц ·ηп= 12,54·0,96·0,99=11,92 кВт



Мощность на валу барабана:



Ро=Pт ·ηм=11,92·0,98=11,7 кВт



Вращающий момент на валу электродвигателя:







Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:







Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:







Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:







Вращающий момент на валу барабана:







2.8 езультаты кинематического и энергетического расчёта представлены в таблице 2.9 1.



Таблица 2.9.1

Вал



Частота вращения, об/мин

Угловая скорость,

с-1

Мощность,

кВт

Вращающий момент, Нм

Вал двигателя

730

76.4

13,6

178,01

Быстроходный вал редуктора

730

76,4

13,2

172,77

Промежуточный вал редуктора

153,4

16,05

12,54

781,3

Тихоходный вал редуктора

41,5

4,34

11,92

2746,54

Вал рабочего органа машины

41,4

4,33

11,7

2702,07


3. Расчёт цилиндрической передачи



3.1 Выбор материала и термообработки



Материал для зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1 [3]. Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 48 - 53 HRC, примем 50 HRC.

Для колеса принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение и закалкой ТВЧ, твёрдость сердцевины и поверхности 45 - 50 HRC, примем 47,5 HRC.



3.2 Определение допускаемых напряжений



3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения



[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа



Предел контактной выносливости



[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050 МПа



Коэффициент долговечности



ZN==1 при условии 1 ≤ ZN ≤ Z N max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 730 • 1 • 14400=63 • 107



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



ZR=1



Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости



ZV=1

V=1,5 м/с

==114 мм



Коэффициент учитывающий запас прочности



SH=1,2



Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения



[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа



Предел контактной выносливости



[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•47,5+200=1007,5 МПа



Коэффициент долговечности



ZN==1 при условии 1 ≤ ZN ≤ ZN max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4402.4 = 6,6• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 730 • 1 • 14400=63 • 107



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



ZR=1



Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости



ZV=1

V=0,3 м/с

==114 мм



Коэффициент учитывающий запас прочности



SH=1,2



Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые контактные напряжения



[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1050 • 1 • 1 • 1/1,2=875 МПа



Предел контактной выносливости



[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1050 МПа



Коэффициент долговечности



ZN==1 при условии 1 ≤ ZN ≤ Z N max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 153,4 • 1 • 14400=13 • 107



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



ZR=1



Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости



ZV=1

V=0,57 м/с

==167 мм



Коэффициент учитывающий запас прочности



SH=1,2



Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения



[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа



Предел контактной выносливости



[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1007,5 МПа



Коэффициент долговечности



ZN==1 при условии 1 ≤ ZN ≤ Z N max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 107 =30 • 4802.4 = 8,1• 107

NK=60 • n • n3 • Lh=60 • 41,5 • 1 • 14400=3,5 • 107



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



ZR=1



Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости



ZV=1

V=0,15 м/с

==167 мм



Коэффициент учитывающий запас прочности



SH=1,2



3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба



[σ] F1= σ Flim • YN • YR • YA / SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа



Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности



YN==1 при условии 1 ≤ YN ≤ Y N max



q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев



NFG=4 • 106 число циклов

NК=6,3• 108

При NК >NFG принимают NК =NFG



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



YR=1



Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки



YА=1, 



при одностороннем приложении

Коэффициент запаса прочности



SF=1,7



Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба



[σ] F2= σ Flim • YN • YR • YA / SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа



Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности



YN==1 при условии 1 ≤ YN ≤ Y N max

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

NFG=4 • 106 число циклов

NК=1,3• 108

При NК >NFG принимают NК =NFG



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



YR=1



Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки



YА=1, 



при одностороннем приложении

Коэффициент запаса прочности



SF=1,7



Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба



[σ] F1= σ Flim • YN • YR • YA / SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа



Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности



YN==1 при условии 1 ≤ YN ≤ Y N max

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

При NК >NFG принимают NК =NFG



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



YR=1



Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки



YА=1, 



при одностороннем приложении

Коэффициент запаса прочности



SF=1,7



Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба



[σ] F2= σ Flim • YN • YR • YA / SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа



Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности



YN==1 при условии 1 ≤ YN ≤ Y N max

q=9 коэффициент для закаленных и поверхностно улучшенных зубьев

При NК >NFG принимают NК =NFG



Коэффициент учитывающий влияние шероховатости



YR=1



Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки



YА=1, 



при одностороннем приложении



Коэффициент запаса прочности



SF=1,7



3.3 Определение основных параметров передачи



Межосевое расстояние передачи:

Быстроходная ступень







принимаем aw = 180 мм

где Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;



КН= КНV· КНβ· КНα=1,09 · 1,25 ·1,162=1,583



КНV=1,09 - принимается по таблице



КHβ = 1+ (КHβ0-1) · КHW = 1+ (1,28 - 1) · 0,9 =1,25 – 



коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;



КHW=0,9

ψBd=0,5 ψBа (UБ + 1) =0,5 · 0,25 (4,76 + 1) =0,72

КНβ0=1,28

КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,9 = 1,162

К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18

Т2=172,77 Н·м

UБ = 4,76



ψвa= 0,25 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении

Тихоходная ступень







принимаем aw = 250мм

где Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;



КН= КНV· КНβ· КНα=1,03 · 1,18 ·1,11=1,34



КНV=1,03 - принимается по таблице



КHβ = 1+ (КHβ0-1) · КHW = 1+ (1,28 - 1) · 0,63 =1,18 – 



коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;



КHW=0,63

ψBd=0,5 ψBа (UБ + 1) =0,5 · 0,315 (3,69 + 1) =0,74

КНβ0=1,28

КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,63 = 1,18

К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18

Т2=781,3 Н·м

UБ = 3,69



ψвa= 0,315 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении

Предварительные размеры колес:

Делительный диаметр быстроходного колеса



d2=2·awu/ (u+1) =2·180·4,76/ (4,76+1) = 297,5 мм



Ширина быстроходного колеса:



b2 = ψa·aw=0,25·180=45 мм



Делительный диаметр тихоходного колеса



d2=2·awu/ (u+1) =2·250·3,69/ (3,69+1) = 363,39 мм



Ширина тихоходного колеса:



b2 = ψa·aw=0,315·250=78,75 мм, принимаем 80 мм



Модули передач:

Быстроходная ступень:







Km = 3,4.103- коэффициент модуля;

KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки;

KFV=1,09 принимается по таблице

KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188

KFα= KHα°=1,18



принимаем m = 3 мм в соответствии со стандартным значением.

Тихоходная ступень:







Km = 3,4.103- коэффициент модуля;

KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки;

KFV=1,03 принимается по таблице

KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188

KFα= KHα°=1,18



принимаем m = 5 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

Быстроходная ступень:



zΣ=2·aw/m=2·180/3=120



Принимаем zΣ=120.

Тихоходная ступень:



zΣ=2·aw/m=2·250/5=100



Принимаем zΣ=100.

Число зубьев шестерни и колеса:

Быстроходная ступень:

Шестерня:



z1= zΣ / (u+1) =120/ (4,76+1) =20



Колесо:



z2= zΣ - z1=120-20=100



Тихоходная ступень:

Шестерня:



z1= zΣ / (u+1) =100/ (3,69+1) =21



Колесо:



z2= zΣ - z1=100-21=79



Фактическое передаточное число:

Быстроходная ступень:



uф= z2/ z1=100/20=5



Тихоходная ступень:



uф= z2/ z1=79/21=3,76



Отклонение от заданного передаточного числа:

Быстроходная ступень:







3,76% - такое расхождение допускается.

Тихоходная ступень:







2,69% - такое расхождение допускается.

Диаметры колес:

Быстроходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:



d1= z1·m=20 · 3 = 60 мм



Делительный диаметр колеса:



d2=2аw - d1=2 · 180 - 60=300 мм



Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:



dа1= d1+2m=60 + 2 · 3=66 мм

dа2= d2+2m=300 + 2 · 3=306 мм



Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:



df1= d1 - 2 · 1,25 · m=60 - 2 · 1,25 ·3 =52,5 мм

df2= d2 - 2 · 1,25 · m =300 - 2 · 1,25 ·3 =292,5 мм



Ширина шестерни:



b1= b2 · 1,07 = 45 · 1,07 = 48 мм



Окружная скорость колеса:







Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.1



Таблица 3.3.1 



Модуль (мм) 

Межосевое расстояние (мм) 

Число зубьев

Делительный диаметр (мм) 

Ширина

(мм) 

Шестерня

3

180

100

60

48

Колесо









20

300

45



Тихоходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:



d1= z1·m=21 · 5 = 105 мм



Делительный диаметр колеса:



d2=2аw - d1=2 · 250 - 105=395 мм



Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:



dа1= d1+2m=105 + 2 · 5=115 мм

dа2= d2+2m=395 + 2 · 5=405 мм



Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:



df1= d1 - 2 · 1,25 · m=105 - 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм

df2= d2 - 2 · 1,25 · m =395 - 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм



Ширина шестерни:



b1= b2 · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм



Окружная скорость колеса:







Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.2




Таблица 3.3.2



Модуль (мм) 

Межосевое расстояние (мм) 

Число зубьев

Делительный диаметр (мм) 

Ширина

(мм) 

Шестерня

5

250

21

105

86

Колесо









79

395

80



3.4 Определение сил в зацеплении



Быстроходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:







Радиальная сила в зацеплении:



Fr=Ft·tg20º=5759· tg20º=2096 H



где α = 20º - стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1



Таблица 3.4.1

Окружная сила (Н) 

Радиальная сила (Н) 

Осевая сила (Н) 

5759

2096

0



Тихоходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:







Радиальная сила в зацеплении:



Fr=Ft·tg20º=14881· tg20º=5416 H



где α = 20º - стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2



Таблица 3.4.2

Окружная сила (Н) 

Радиальная сила (Н) 

Осевая сила (Н) 

14881

5416

0



3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность



Быстроходная ступень:





ZБ=9600 МПа1/2



Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

Тихоходная ступень:





ZБ=9600 МПа1/2



Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.



3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность



Быстроходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:



σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] F2



где YFS2=3,59 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев



KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки



Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:



σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [σ] F1



Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Тихоходная ступень:

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:



σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] F2



где YFS2=0,23 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев



KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки



Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)

Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:



σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [σ] F1



Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1



Таблица 3.6.1



Расчётные напряжения

Допускаемые напряжения

Быстроходная

ступень

Расчёт на контактную усталостную прочность

864

875



Расчёт на усталостную изгибную прочность



Шестерня

41,7

382





Колесо

36,7

382

Тихоходная

ступень

Расчёт на контактную усталостную прочность

722

875



Расчёт на усталостную изгибную прочность



Шестерня

34,9

382





Колесо

30,8

382


4. Предварительный расчёт валов



4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений



Для шестерни ранее принят материал - сталь 40Х.

Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.

Механические характеристики улучшенной стали 40Х

Предел прочности σв = 800 МПа.

Предел текучести σТ = 640 МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса 



n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.



4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала



Диаметр выходного конца вала:







принимаем стандартное значение d = 40 мм.

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:



dn=d+2tкон = 40 + 2 · 2,3=44,6 мм



где tкон = 2,3 мм,

принимаем стандартное значение dn = 45 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:



dбп = dп+3r = 45 + 3 · 2,5 = 52,5 мм



где r = 2,5 мм

Принимаем dбп = 53 мм.

Длина выходного участка вала:



lm=1, 5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм



принимаем lm= 60 мм.

Длина участка вала под подшипник:



lk=1,4 · dn= 1,4 · 45 = 63 мм



принимаем lk=65 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.



4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала



Диаметр вала под колесо:







принимаем стандартное значение dК = 60 мм.

Диаметр буртика колеса:



dбк=dк+3f= 60 + 3 ·2=66 мм



Диаметр вала под подшипник:



dn = dк+3r = 60 - 3 ·3,5=49,5 мм



принимаем стандартное значение dп= 50 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:



dбп = dп+3r = 50 + 3 · 3,5 = 60 мм



4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала



Диаметр выходного конца вала:







Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:



dn = d + 2 · tкон = 70 + 2 · 2,5 = 75 мм



где tкон = 2,5 мм.

принимаем стандартное значение dn = 75 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:



dбп = dп+3r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм



где r = 3,5 мм.

принимаем dбп = 86 мм.

Диаметр участка вала под колесо:

dk=dбп = 86 мм

Диаметр буртика колеса:



dбк=dк+3f= 86 + 3 ·2,5=93,5 мм



где f =2,5 мм.

принимаем dбк= 95 мм.

Длина выходного участка вала:



lм=1,5 · d= 1,5 · 70 = 105 мм



принимаем lм = 105 мм.

Длина участка вала под подшипник:



lk=1,.4 · dn= 1,4 · 85 = 119 мм



принимаем lk = 120 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

Расстояние между деталями передач

Зазоры между колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса:







Принимаем а = 12 мм;

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:







Расстояние между торцовыми поверхностями колес:







Принимаем 6 мм;

где L ≈ 670 мм - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принято из эскизной компоновки редуктора.


5. Выбор муфт



Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки.

Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальный крутящий момент Мкр., Нм = 250

Частота вращения, об/мин, не более = 4600

Смещение валов, не более:

радиальное = 0,3

угловое = 100

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Принимаем муфту МУВП 4000-70-1 У3 ГОСТ 21424-93.

Номинальный крутящий момент Мкр., Нм = 4000

Частота вращения, об/мин, не более = 1800

Смещение валов, не более:

радиальное = 0,5

угловое = 030


6. Выбор подшипников



6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника



Для всех валов принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, такой выбор обосновывается тем, что в прямозубой цилиндрической передаче возникают только радиальные осевые нагрузки, такой тип подшипников обеспечивает нормальную работу вала при действии на него радиальных нагрузок.

Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаем подшипник №309; для промежуточного вала №310; для тихоходного вала №315.



6.2. Выбор схемы установки подшипников



Установка валов не требует достаточно надёжной осевой фиксации из-за отсутствия действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установки подшипника "враспор". При этом торцы внутренних колец подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцы крышек.

Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится набором прокладок.

Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с рекомендациями примем для обоих валов зазор 0,5 мм.


6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала



6.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

Для составления расчетной схемы используем эскизы валов и предварительную прорисовку редуктора.

Расчетная схема тихоходного вала представлена на Рис.6.3.1 На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах - А и Б возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси координат.

Определяем реакции в опорах А и Б. Расчёт ведём отдельно для плоскости ZOX и плоскости YOX.

Где l1 =126,5 мм; l2 = 70,5 мм l3 = 154 мм - приняты из предварительной прорисовки редуктора.

В связи с возможной неточностью установки валов (перекос, несоосность) на муфте будет действовать дополнительная сила:



Fм = 



Составляем уравнения суммы моментов всех сил, относительно точек А и Б

т. А



в плоскости YOZ

в плоскости XOZ

т. Б

в плоскости YOZ

в плоскости XOZ



Из суммы моментов всех сил, действующих в плоскости YOZ относительно опоры А получим:







Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Б получим:







Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры А получим:







Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры Б получим:







Суммарные реакции опор:









Как видно наибольшая реакция возникает в опоре Б. По величине этой реакции будем производить проверку долговечности подшипников для тихоходного вала.



6.3.2 Проверка долговечности подшипников

На тихоходный вал принят подшипник №315. Для данного подшипника динамическая грузоподъёмность Сr = 89000 Н, статическая грузоподъёмность Соr = 72000 Н.

Проверка на статическую грузоподъемность:







Расчет подшипника на заданный ресурс:

Эквивалентная нагрузка на подшипник:



Рr= (XVR +YFa) KбKm



Так как нагрузка Fa = 0, то коэффициенты X = 1, а Y = 0

V = l - коэффициент учитывающий вращение колец;

Кб = 1,5 - коэффициент безопасности, принят по таблице;

Кт = 1 - температурный коэффициент.



Рr= (1·1·5416) ·1,5·1=8124 H



Расчётная долговечность подшипника в часах:







где а23 = 0,7 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации;

а1 = 1 - коэффициент, долговечности в функции необходимой надежности;

k = 3 - показатель степени для шариковых подшипников. Так как расчетный ресурс , то предварительно назначенный подшипник 315 пригоден.

При требуемом ресурсе надежность выше 90%.


7. Конструирование элементов цилиндрической передачи



Шестерни выполняем как единое целое с валом, размеры этой детали определены ранее.





Рис. 7.1



При крупносерийном производстве заготовку зубчатого колеса получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Представленная на рис.7.1 конструкция колеса имеет несложную технологию изготовления, небольшой вес, обеспечивает экономию материала и достаточную несущую способность.

Размеры колес вычисляем в зависимости от диаметров валов под колеса и ширин колес вычисленных ранее.

Колесо быстроходной ступени:

Диаметр ступицы:



dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 65 = 100,75 мм



принимаем dcm= 105 мм.

Толщина зубчатого венца:



S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 3 + 0,05 · 45 = 8,85 мм





Рис. 7.1принимаем S = 10 мм.

Фаска:



f=0,5 · m = 0,5 · 3 = 1,5 мм



принимаем в соответствии f = 1,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 23 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.

Колесо тихоходной ступени:

Диаметр ступицы:



dcm= 1,5 · dk= 1,55 · 86 =129 мм



принимаем dcm= 130 мм.

Толщина зубчатого венца:



S = 2,2 · m + 0,05 · 45 = 2,2 · 5 + 0,05 · 80 = 15 мм



принимаем S = 18 мм.

Фаска:



f=0,5 · m = 0,5 · 5 = 2,5 мм



принимаем в соответствии f = 2,5 мм, угол фаски 45°.

Чтобы уменьшить объем точной механической обработки на диске колеса применим выточки, при этом толщина диска в этом месте:

С = 0,5 · b = 40 мм, для свободной выемки заготовки колеса из штампа применяем штамповочные уклоны (7°) и радиусы скругления R = 6 ≥ мм

На диаметр вершин зубьев назначаем поле допуска h11, на диаметр посадочного отверстия назначаем поле допуска Н7, на шпоночный паз поле допуска Js9. Предельные отклонения остальных размеров принимаем: для отверстий HI4, валов h14, остальных ± IT 14/2.

Шероховатость поверхности зубьев Ra1,3, шероховатость посадочной поверхности Ra O,80, шероховатость торцовых поверхностей колеса Ra 3,2, шероховатость остальных поверхностей Ra6.3.


8. Расчёт шпонок



Для соединения валов с деталями вращения принимаем шпонки по ГОСТ 23360-78 как наиболее простые по конструкции. Расчёт шпонки сводится к определению её рабочей длины. Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметра соответствующего вала.

Шпонка соединения полумуфты и быстроходного вала:



,



где h = 8 мм - высота шпонки; d = 40 мм - диаметр выходного конца вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 12 х 8 х 22 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения промежуточного вала и колеса:







где h = 11 мм - высота шпонки; d = 60 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 18 х 11 х 45 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения тихоходного вала и колеса:







где h = 14 мм - высота шпонки; d = 86 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 22 х 14 х 50 ГОСТ 23360-78

Шпонка соединения полумуфты тихоходного вала:







где h = 12 мм - высота шпонки; d = 70 мм - диаметр вала; [σсм] = 180 Н/мм2 - допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы.

Принимаем шпонку - 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360-78


9. Уточнённый расчёт валов



9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов



Применяя метод сечений строим эпюры изгибающих моментов в плоскостях XOZ и YOZ. Эпюры представлены на рис.9.1.

По эпюрам определяем максимальные значения изгибающих моментов и крутящего момента:



My max = 245157 Н · мм

Mx max = 519788 Н · мм

Mкр max = 2746540 Н · мм



9.2. Проверка статической прочности вала



Для тихоходного вала опасным является сечение под подшипником, расположенным ближе к выходу вала, где действует максимальный изгибающий момент.

Геометрические характеристики сечения:

Момент сопротивления изгибу:







Момент сопротивления кручению:







Напряжение от изгиба:



,

где 



 - коэффициент перегрузки, для асинхронных двигателей 

Fmax = 0 - т.к отсутствует осевая сила







Напряжение от кручения:



,

где 



Частные коэффициенты запаса прочности:









Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:







Статическая прочность обеспечена, т.к ; , где 



9.3. Проверка усталостной прочности тихоходного вала



Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Проверка усталостной прочности состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s] = 1,5 - 2,5. Прочность соблюдена если s ≥ [s].

Производим расчёт для предположительно опасного сечения вала, место посадки колеса на вал - концентрация напряжений обусловлена действием максимальных моментов.

Для опасного сечения вычисляем коэффициент S:







Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:



; 



Напряжения в опасном сечении:



; 



Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:



; ,



где  и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;  и  - коэффициенты снижения предела выносливости:







где  и  - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;  и  - коэффициенты влияния качества поверхности; KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Для оценки концентрации напряжения в местах установки деталей с натягом используют отношение  и ).

Коэффициент влияния ассиметрии цикла:



, где



 - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений.















Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.


10. Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости



На выходные участки валов, предназначенные для установки полумуфт, назначаем поле допуска n6. На выходных участках с диаметром под подшипник в месте работы уплотнения назначаем поле допуска d9, кроме того место работы манжеты необходимо закалить на глубину h = 0.9...1 мм до твёрдости 40...50 HRC и отшлифовать до шероховатости Ra 0.2. На участке вала под подшипник предусматриваем приемный участок для посадки подшипника с полем допуска d9. Под подшипниками принимаем поле допуска k6. В месте установки зубчатого колеса на тихоходном валу поле допуска t6. На шпоночный паз назначаем поле допуска р9. Предельные отклонения остальных размеров принимаются для отверстий по HI4, валов hi4, остальных ±IТ 14/2.

Шероховатость участков валов сопрягаемых с другими деталями Ra l.25 (кроме указанной выше), шероховатость галтелей и других переходных участков Ra 2.5, шероховатость остальных поверхностей Ra 6.3.


11. Смазка редуктора



Применим картерную систему смазывания.

Для смазки передачи принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799-68.

В соответствии с рекомендациями стр.173 [3] глубина погружения в масло колёс цилиндрического редуктора: 2m≤ h≤ 0.25· d2т, но не менее 10 мм.







Смазка подшипников осуществляется закладыванием пластичной смазки в подшипниковые узлы. Смазочный материал ЦИАТИМ 202 ГОСТ 11110-74.

Для слива масла из редуктора предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой по ГОСТ 12718-67.

Для контроля за уровнем масла предусмотрим маслоуказатель П-30 по МН 176-63.

При длительной работе редуктора в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой при помощи установки отдушины в верхней его точке, отдушину используем также в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания из вне пыли и влаги принимаем для обоих валов манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Для предотвращения попадания смазки из картера в подшипниковые узлы и попадания пластичной смазки подшипников в картер предусматриваем маслоотражательные кольца.


12. Конструирование крышек подшипников



Крышки подшипников принимаем привертными в соответствии с рис.12.1

Крышки изготовим из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79.

Определяющим в конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки б, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра.







Определение размеров крышки подшипника быстроходного вала.

Наружный диаметр подшипника быстроходного вала D = 100 мм, принимаем δ=7 мм, d =10 мм, z = 6.

Толщина флаца крышки:

δ1 =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм

принимаем δ 1 = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:

δ2 = δ= 7 мм

Диаметр фланца крышки:



Dф = D + 4d = 100 + 4 · 10 = 140 мм



Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:



C = d = 10 мм



Определение размеров крышки подшипника промежуточного вала.

Наружный диаметр подшипника D = 110 мм, принимаем δ=7 мм, d = 10 мм, z = 6.

Толщина фланца крышки:



δ1 =1,2 = 1,2 δ = 1,2 · 7 = 8,4 мм



принимаем δ 1 = 9 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:



δ2 = δ= 7 мм



Диаметр фланца крышки:



Dф = D + 4d = 110 + 4 · 10 = 150 мм



Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:



C = d = 10 мм



Определение размеров крышки подшипника тихоходного вала.

Наружный диаметр подшипника D = 160 мм, принимаем δ =8 мм, d =12 мм, z = 6. Толщина фланца крышки:



δ1 = 1,2δ = 1,2 · 8 = 9,6 мм



принимаем δ1 =10 мм.

Толщина центрирующего пояска крышки:



δ2 = δ = 8 мм



Диаметр фланца крышки:



Dф = D + 4d = 160 + 4 · 12 = 208 мм



Расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного винта:



C = d = 12 мм.


13. Конструирование корпуса редуктора



Редуктор вместо указанного в задании вертикального исполнения будет иметь обычное горизонтальное исполнение, из-за конструктивных особенностей данного редуктора.

Поскольку предполагается крупносерийное, а не единичное производство привода, то корпус редуктора целесообразнее выполнить литым. Таким образом оправдываются расходы на оснастку для литья, за счёт высокой производительности.

Корпус состоит из двух частей картера и крышки, соединённых болтами по ГОСТ 7808-70. Для того чтобы точно зафиксировать крышку относительно корпуса при обработке отверстий и сборке применяем штифты по ГОСТ 3129-70. Подшипниковые узлы закрываются точёными привертными крышками. Картер и крышку привода отливают из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-79. После отчистки отливок производят механическую обработку плоскостей и отверстий.

Для определения размеров корпуса используем данные главы 17 [3].

Толщина стенки картера и крышки:







принимаем δ = 10 мм.

где ТТ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора.

Толщина фланца корпуса и крышки:



b = 1,5δ = 1,5 · 10 = 15 мм



Ширина фланца корпуса и крышки:



l = 2,2δ = 2,2 · 10 = 22 мм



принимаем l =30 мм.

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:







принимаем d = 18 мм.

Диаметр болтов крепления редуктора к раме:



dф = 1,25 d= 1,5 · 18 = 24 мм



принимаем dф =24 мм.

Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса:



dшт = 0,8d = 0,8 · 18 = 14,4 мм



принимаем dшт =16 мм.

Места крепления корпуса к раме принимаем в виде лап расположенных по углам корпуса.

Обрабатываемые поверхности крышки и картера выполняем в виде платиков. Прочие размеры корпуса и его конструктивные формы определяются прорисовкой.

Для транспортировки корпуса и удобства снятия крышки предусматриваем проушины.

Для осмотра зацепления и залива масла предусматриваем люк в крышке закреплённый на ней винтами М6х12 ГОСТ 7473-72.


14. Конструирование рамы



Для обеспечения точного и постоянного взаиморасположения элементов привода применяем сварную раму.

Рама сваривается из стандартных швеллеров и листов. Размеры рамы определяются прорисовкой привода. При сварке располагаем швеллеры полками наружу, поскольку так удобнее крепить на неё элементы привода.

Элементы привода крепятся к раме при помощи болтового соединения. Для более надёжного соединения в местах установки болтов на внутренние поверхности полок швеллеров накладываем шайбы. Такие же шайбы устанавливаем в местах установки фундаментных болтов, предназначенных для крепления рамы к полу.

К полу рама крепится при помощи фундаментных болтов с коническими концами. Болты устанавливаются в отверстия в полу и заливаются цементом.


15. Сборка редуктора и монтаж привода



15.1 Сборка редуктора



Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

На ведущий вал насаживают маслоотбойные кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80 - 100 °С.

В промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают дистанционную втулку и устанавливают маслоотбойные кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал собирается аналогично промежуточному.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус при помощи двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Закладывают пластичную смазку в подшипниковые узлы.

После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия и пробки, указывающие уровень масла.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленной техническими требованиями.



15.2 Монтаж привода



После монтажа рамы и установки барабана к раме крепят редуктор, контролируя при установке соосность быстроходного вала и вала двигателя, тихоходного вала редуктора и вала барабана.

Далее валы соединяют муфтами.

Проводят обкатку редуктора и двигателя в течение 30 минут.


Заключение



В данном проекте в результате работы был разработан привод ленточного транспортёра. Транспортёр предназначен для перемещения отходов производства (древесная щепа), полностью отвечающий требованиям отраженным в техническом задании.


Список литературы



	Анурьев В.И. "Справочник конструктора машиностроителя" М.: Машиностроение 1978.

	Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Конструирование узлов и деталей машин" М.: Высшая школа 2001.

	Чернавский С.А. "Курсовое проектирование деталей машин" М.: Машиностроение 1979.

	Васильев В.З. "Справочные таблицы по деталям машин" М.: Машиностроение 1966.