Проект привода цепного конвейера

Содержание

Вступление

1. Кинетический и силовой расчёт привода

1.1 Кинематическая схема привода

1.2 Выбор двигателя

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

2.2 Механический расчет

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

3.3 Определение геометрических параметров

3.4 Проверочный расчет передачи

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

4.3 Определение геометрических параметров

4.4 Проверочный расчет передачи

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

5. Условный расчет валов

5.1 Определение диаметров входного валаредуктора

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

6.4 Определение диаметров выходного вала

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

7.2 Размеры необходимые для черчения

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

9.2 Расчет вала на прочность

10. Расчет подшипников качения

10.1 Определение реакции в опорах

10.2 Определение коэффициентов

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

10.4 Определяем долговечность подшипников

10.5 Выбор муфты

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

Литература

Вступление

Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике – машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.

1. Кинетический и силовой расчёт привода

Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности – прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Кинематическая схема привода

Рис 1.1

Таблица 1.1

Исходные данные для кинематического и силового расчета привода

Название параметров	Обозначения в формулах	Единица измерения	Величина параметра
Окружная сила	F1	Н	28000
Скорость		м/с	0,5
Число зубьев	z	-	9
Шаг цепи	р	мм	160
Режим работы	P	-	С
Число смен	T	-	1

1.2 Выбор двигателя

Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.

Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,

кВт

где
N
5
– усилие на приводном валу 5, кВт
, ηобщ
- общий кпд.

кВт,

ηобщ
= η12
η23
η34
η45
= 0,95· 0,95· 0,96· 0,98 = 0,85,

гдеη12=
ηкр
=
0,95 – кпд между 1 и 2 валами; η23
= ηцп
· η кр
=
0,96·0,99=0,95 – кпд между 2 и 3 валами; η34
=ηцп·
ηоп
=
0,97·0,99=0,96 – кпд между 3 и 4 валами; η45
= ηм·
ηоп
ηоп
=1·0,99·0,99=0,98 – кпд между 4 и 5 валами.

Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1.1

ηкр
=
0,95-кпд клиноременной передачи;

ηцп
=0,97-кпд цилиндрической передачи;

ηоп
=0,99-кпд в опорах;

ηм
=1,0-кпд муфты.

Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.

Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.

рад/с

где рад/с – угловая скорость на 5 валу

где

- общее передаточное отношение привода.

Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5.5, с 74.

- ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; - ориентировочное передаточное число муфты.

Определяем частоту вращения вала 1

об/мин.

Выбираем электродвигатель исходя из условий .

Из [3], табл.2.4, с.23, выбираем электродвигатель 4АН180М6,
кВт
об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от к

рад/с

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.

Проводим разбиение по степеням.

Принимаем ; ; .

Тогда

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

Определяем мощности на валах:

кВт
; кВт
;

кВт ; кВт;

кВт
(див.розд.1.2.1.)

Определяем угловые скорости валов:

рад/с;

рад/с.

Определяем крутящие моменты на валах:

Нм
; Нм;

Нм;
Нм
;

Нм
.

Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.

Таблица 1.2

Результаты кинетического и силового расчётов привода

Параметры № вала	N, кВт	ω рад/с	М,Нм
1	16,5	102,05	161,7	2,98	47,68
2	15,7	34,24	458,5
				4
3	14,9	8,56	1740
				4
4	14,3	2,14	6682
				1
5	13	2,4	6542

2. Расчет клиноременной передачи

Схема клиноременной передачи

Рис 2.1

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

Таблица 2.1

Исходные данные для расчета передачи

Параметры

№шва

N, кВт

w, рад/с

М, Нм

ид12

и добщ

16,5

102,05

161,7

2,98

47,68

15,7

34,24

458,5

2.2 Механический расчет

Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)

Рис 2.2

При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).

Диаметр меньшего шкива

Минимально допустимый диаметр шкива dmin
= 63 мм
.

Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d
1
=100 мм.

Диаметр большего шкива: d
2
=
d
1
·i
кл
=100∙2,98=298

Скорость ремня: ;

где v
– скорость ремня, м/с.

Частота вращения ведомого вала ;

где n
2
– частота вращения ведомого вала, об/мин
.; - коэффициент скольжения; принимаем = 0,01

об/мин
.

Ориентировочное межосевое расстояние

Принимаем a
0
=400 мм.

Длина ремня

;

где L
- длина ремня, мм;

;

мм.

В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L
= 1600 мм.

Окончательное межосевое расстояние

;

мм.

Принимаем a
= 500 мм.

Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня

a
наим
= a
- 0,01L
;

a
наим
= 500-0,01·1600 = 484 мм.

Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня

a
наиб
= a
- 0,025L
;

a
наиб
= 500-0,025·1600 = 460 мм.

Коэффициент динамичности и режима работы

с
р
= 1,1

Угол обхвата

;

где - угол обхвата, º;

По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р0
, передаваемого одним ремнем р0
=124 Н (на один ремень)

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[р]=р0
×Сα
×СL
×CР
,

где Сα
=1-0,003(180-α1
)=1- 0,003(180-156,24)=0,93

Коэффициент, учитывающий длину ремня

, так как расчетная длина L=1600=L0

Коэффициент режима работы Ср
=1, следовательно

[р]=824∙0,93=757

где р0
=814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )

Окружное усилие

Расчетное число ремней ; .

Принимаем Z
= 4

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.3.1.

Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.

параметры

№ вала

N, кВт

ω, рад/с

M,Нм

ид34

идобщ

15,7

34,24

458,5

4,0

47,68

14,9

8,56

1740

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш
= НВк
+
(20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50
, для колеса – сталь 40.
Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Материалы зубчатых колес.

Материал	Термообработка	Предел теку-чести, σт, МПа	Твердость, НВ
Шестерня	Сталь 50	нормализация	380	180
Колесо	Сталь 40	нормализация	340	154

Допустимые контактные напряжения:

где σН
lim
– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0
= 30 НВ2,4
, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,
σН
lim
b
= 2 НВ
+70):

σН
l
im
b
ш
= 2·180+70=430МПа, σН
lim
b
к
=2· 154 + 70=378 МПа;

NН0ш
= 30·1802,4
= 7,76·106
, NН0к
= 30 · 1542,4
= 5,3·106
;

S
Н
– коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем S
Н
= 1,1, [6];

КН
L
– Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0
и дополнения (NΣ
·КНЕ
); КНЕ
– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ
= 0,06.

NΣ
- суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

где Lh
–время службы передачи, для односменной работы Lh
=1·104
час.

, .

NΣш
· КНЕ
=1,96 · 108
· 0,06 = 1,17 · 106
< NН0ш
= 7,76 · 106
,

NΣк
· КНЕ
= 0,49 · 108
· 0,06 =2,9 · 106
< NН0ш
=
5,3 ·106
.

Так как в обоих случаях NН0
>NΣ
· КНЕ
, то коэффициент долговечности

Мпа
; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

где σF
limb
– граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо
= 4 · 106
, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,
σF
limb
= НВ
+ 260):

σF
limb
ш
= 180 +260 = 440МПа,
σF
limb
к
= 154 + 260 = 414 МПа;

SF
–
коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемSF
= 1,8, KFL
– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0
и (NΣ
KF
Е
); KF
Е
– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KF
Е
= 0,02.

NΣ
m
·KF
Е
= 1,05·108
·0,02 = 2,1·106
< NF0
= 4·106
,

NΣк
·KF
Е
= 0,26·108
·0,02 = 0,52·106
< NF0
= 4·106
.

Так как в обоих случаях NF0
> NΣ
KF
Е
, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

; .

KFC
- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачиКН
L
– 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σН
]max
= 2,8 σТ
.

[σН
]max
ш
= 2,8·380 = 1064 МПа
, [σН
]max
к
=2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σF
]max
= 0,8 σТ
.

[σF
]max
ш
= 0,8·380 = 304 МПа.,
[σF
]max
к
=
0,8·340 = 272 МПа
.

3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

где Ка
– коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка
= 4300 Па1/3
; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ψ
ba
= 0,45; и
= ид
34
= 4;

КНβ
– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ
bd
= 0,5 ψ
ba
(и+
1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНβ
= 1,046;[σН
] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа
.

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где β
– угол наклона зубьев, для косозубой передачи β
= 20°;

Zш
– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш
= 20;

Zш
– число зубьев колеса, Zк
= Zш
и
= 20·4 = 80.

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m
п
=
5 мм.

- ширина: b
к
= ψ
d
а
аw
= 0,45 · 266 = 119,7 мм.
Принимаем b
к
= 120 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость.

где ZН
– коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН
= 1,75, [6];

ZМ
= 275 · 103
Па1/2
- коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

ZЕ
- коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - ZЕ
= 0,8, [6];

КН
= КНа
КН β
КН
V
– коэффициент нагрузки : КНа
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, КН а
= 1,15; КН β
= 1,046, см. разд.3.3.1, КН
V
– коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; К
HV
=1.02; КН
=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

Так как σН
= 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σН
], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

где Кп
=2,2, [σН
]max
– наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

где - Y
F
- коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z
V
,
для косозубой передачи: , YFш
=3,92; ,YFк
= 3,6.

Y
E
- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y
E
=1,0.

Yβ
- коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

КF
= КFа
К Fβ
КF
V
- коэффициент нагрузки: КFа
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - КFа
=1,0, [6], табл. 1,8; К Fβ
–коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 3.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).

Межосевое расстояние

Принимаем аw
= 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d
аш
= d
ш
+ 2mn
= 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

- диаметр впадин: d
ƒш
= d
ш
– 2,5mn
= 106,4 – 2,5 · 5= 93,9мм;

- ширина: b
ш
=b
к
+ 5 мм
= 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев:d
ак
= d
к
+ 2mn
= 425,5 +2 · 5 = 696 мм
;

- диаметр впадин: d
ƒк
= d
к
– 2,5mn
= 425,5 – 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ
ba
= 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fβ
= 1,09; КF
V
- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при КF
V
= 1,05; КF
= 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

σF
ma
х
= σF
Кп
≤ [σF
]max΄

где Кп
– коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп
=2,2.

σF
ma
х ш
= 114 · 2,2 = 250,8 МПа
≤ [σF
]max
ш
= 304 МПа,

σF
ma
х к
= 92 · 2,2 = 202,4 МПа
≤ [σF
]max
к
= 272 МПа.

Условия выполняются.

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила Fаш
= Fак
= F
t
к
tgβ
= 8651· tg
19,95
0
= 3139 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.3.3.

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.4.1.

Исходные данные.

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

параметры

№ вала

N, кВт

ω, рад/с

M,Нм

ид34

идобщ

14,9

8,56

1740

47,68

14,3

2,14

6682

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес.

Таблица 4.2.

Материалы зубчатых колес

Материал	Термообработка	Предел теку-чести, σт, МПа	Твердость, НВ
Шестерня	Сталь 50	нормализация	380	180
Колесо	Сталь 40	нормализация	340	154

Допустимые контактные напряжения:

где σН
lim
– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0
= 30 НВ
2,4
, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,
σН
lim
b
= 2 НВ
+70):

σН
l
im
b
ш
= 2·180+70=430МПа, σН
lim
b
к
=2· 154 + 70=378 МПа;

NН0ш
= 30·1802,4
= 7,76·106
, NН0к
= 30 · 1542,4
= 5,3·106
;

KFL
– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0
и (NΣ
KF
Е
); KF
Е
– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KF
Е
= 0,02.

NΣ
m
·KF
Е
= 1,05·108
·0,02 = 2,1·106
< NF0
= 4·106
,

NΣк
·KF
Е
= 0,26·108
·0,02 = 0,52·106
< NF0
= 4·106
.

Так как в обоих случаях NF0
> NΣ
KF
Е
, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

;

KFC
- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КН
L
– 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σН
]max
= 2,8 σТ
.

[σН
]max
ш
= 2,8·380 = 1064 МПа
, [σН
]max
к
=2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σF
]max
= 0,8 σТ
.

[σF
]max
ш
= 0,8·380 = 304 МПа.,
[σF
]max
к
=
0,8·340 = 272 МПа
.

4.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

ψ
ba
= 0,45; и
= ид
34
= 4;

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

S
Н
– коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем S
Н
= 1,1, [6];

NΣ
- суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

где Lh
–время службы передачи, для односменной работы Lh
=1·10 4
час.

, .

NΣш
· КНЕ
=0,49 · 108
· 0,06 = 2,94 · 106
< NН0ш
= 7,76 · 106
,

NΣк
· КНЕ
= 0,12 · 108
· 0,06 = 0,72 · 106
< NН0ш
=
5,3 ·106
.

Так как в обоих случаях NН0
>NΣ
· КНЕ
, то коэффициент долговечности

Мпа
; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

σF
limb
ш
= 180 +260 = 440МПа,
σF
limb
к
= 154 + 260 = 414 МПа;

SF
–
коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемSF
= 1,8,

где β
– угол наклона зубьев, для косозубой передачи β

= 20°;

Zш
– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш
= 20;

Zш
– число зубьев колеса, Zк
= Zш
и
= 20·4 = 80.

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m
п
=
8,0 мм
.

- ширина: b
к
= ψ
d
а
аw
= 0,45 · 425 = 191,25 мм
.
Принимаем b
к
= 220 мм
.

4.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость. распределения нагру

зки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ
ba
= 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fβ
= 1,09; КF
V
- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при ν = 1,77 м/с, КF
V
= 1,05; КF
= 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

σF
ma
х
= σF
Кп
≤ [σF
]max΄

где Кп
– коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп
=2,0.

σF
ma
х ш
= 103 · 2,2 = 226,6 МПа
≤ [σF
]max
ш
= 304 МПа,

σF
ma
х к
= 84 · 2,2 = 184,8 МПа
≤ [σF
]max
к
= 272 МПа.

Условия выполняются.

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила Fаш
= Fак
= F
t
к
tgβ
= 20470 · tg
20° = 7450 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.4.3.

где ZН
– коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН
= 1,75, [6];

ZМ
= 275 · 103
Па1/2
- коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

ZЕ
- коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - ZЕ
= 0,8, [6];

; К
HV
=1.02; КН
=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

Так как σН
= 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σН
], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

Y
E
- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y
E
=1,0.

Yβ
- коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 4.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).

Межосевое расстояние

Принимаем аw
= 425 мм
.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d
аш
= d
ш
+ 2mn
= 170 + 2 · 8,0 = 186мм;

- диаметр впадин: d
ƒш
= d
ш
– 2,5mn
= 170 – 2,5 · 8,0 = 150 мм
;

- ширина: b
ш
b
к
+ 5 мм
= 220 + 5 = 225 мм
.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев:d
ак
= d
к
+ 2mn
= 680 +2 · 8,0 = 696 мм
;

- диаметр впадин: d
ƒк
= d
к
– 2,5mn
= 680 – 2,5 · 8,0 = 660 мм;

5. Условный расчет валов

При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:

где i-
номер вала, j
- номер участка ступенчатого вала, Мi
- крутящий момент на i-
тому валу, принимаем из табл.
1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [τк
] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного валаредуктора

Схема входного вала редуктора

Рис. 5.1.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra
40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d
21
= 50 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra
40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d
22
=60 мм
d
23
= 60 мм
d
24
= 65 мм.
.2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора

Схема промежуточного вала редуктора

Рис. 5.1.

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи
I
ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, – вместе, где d
fш
- диаметр впадин шестерни (d
fш
= 200,7 мм
, см. разд.3.3.3.11),
d
вш
- диаметр участка вала под шестерню (d
вш
= 60 мм
,
см. разд. 5.2)

-выполняем вместе.

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи
II
ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, – вместе где d
fш
– диаметр впадин шестерни,,d
fш
=150 мм,
d
вш
- диаметр участка вала под шестерню d
вш
=
d
24
=75 мм.

-
выполняется отдельно.

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

Схема колеса зубчатого

Рис.6.1.

Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra
40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d
31
= 70 мм
.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra
40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d
32
= 75 мм
;
d
33
= 80 мм
.

6.4 Определение диаметров выходного вала

Схема выходного вала редуктора

Рис. 5.2.

Принимаем d
41
= 110 мм
.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra
40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d
42
= 115 мм
;d
43
= 120 мм
;d
44
= 130 мм
.
d
45
= 140 мм.

Общая ширина зубчатого венца в=
220 мм.

Диаметр ступицы d
с
= 1,6d
в
= 1,6 · 130 = 208 мм

Длина ступицы lс
= (1,2…1,5)d
в
= 1,5 · 130 = 195 мм
.
Принимаем 220 мм

Толщина обода δ0
= (2,5…4)mn
4 · 8 = 32 мм

Толщина диска с
= (0,2…0,4)b
= 0,4·220 = 88 мм
Принимаем 90 мм
.

Диаметр отверстий в диске d
отв
= 0,25[d
об
–(d
в
+ 2 δст
)],

где
, d
об
= df
ш
- 2 δ0
= 660 – 2 · 39 = 582 мм
.

d
отв
= 0,25[582–(130+ 2 ·
39)] = 93,5 мм
,
принимаем d
отв
= 95 мм
.

Диаметр центров отверстий в диске

d
0
= 0,5(d
в
2 δс
+d
об
) = 0,5 · (130 +2 · 38 + 582) = 395 мм
.

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

Толщина стенки корпуса редуктора:

δ
= 0,025aw
+ 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6 ≈ 14 мм
,

где aw
– межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.

Толщина стенки крышки редуктора:

δ1
= 0,02аw
+ 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5 ≈ 12 мм
.

Толщина верхнего фланца корпуса:

S
= (1,5…1,75) · δ
=(1,5…1,75) ∙14 = 21…24,5 = 24 мм
.

Толщина нижнего фланца корпуса:

S
2
= 2,35 δ
= 2,35 ∙14 = 32,9 ≈ 33мм.

Толщина фланца крышки редуктора:

S
1
= (1,5…1,75) · δ1
=(1,5…1,75) ·12 = 18…21 = 20 мм
.

Диаметр фундаментных болтов:

d
1
= 0,072aw
+ 12 = 0,072 · 425 + 12 = 37,9 ≈ 39 мм
,

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку возле бобышек:

d
2
= (0,7…0,75) ·d
1
=(0,7…0,75) ∙39 = 27,3…29,25 = 27 мм
.

Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки редуктора:

d
3
= (0,5…0,6) ·d
1
=(0,5…0,6) ∙24 = 12…14,4 = 14мм.

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:

m
= k + 1,5 δ
= 60 + 1,5 ∙ 14 = 81мм.

Толщина ребер корпуса:

с1
= (0,8…1) · δ
= (0,8…1) ·∙14 = 10,4…14 = 12мм.

7.2 Размеры необходимые для черчения

Минимальный зазор между колесом и корпусом:

b
= 1,2 δ
= 1,2 · 14 = 16,8 мм
.

Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали:

е1
= (1,0…1,2) ∙
δ
= (1,0…1,2) ∙14 = 14…16,8 = 12мм.

Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали:

е2
= (0,5…1,0) ∙ δ
= (0,5…1,0) ∙14 = 7,0…14 = 10мм.

Расстояние от окружности выступов наибольшего колеса до дна редуктора: b
0
= (0,5…10)m
= (5…10) ∙8 = 50…80мм.

Размеры отверстий под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипника, согласно рекомендаций с. 141, [1].

Оставшиеся необходимые геометрические размеры корпуса и крышки принимаем конструктивно на основе рекомендаций с. 140-8. Эскизная компоновка редуктора

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

Выполняем проверочный расчет шпонки на смятие. Результаты расчетов сводим в таблицу 8.2.

Таблица 8.2.

Результаты проверочных расчетов шпонок на смятие

Номер вала и название шпонки		[σсм]
2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи		140
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под зубчатую муфту

Схема шпоночного соединения

Рис. 8.1.

Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.

Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм
меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5.19, [1].

В качестве материала шпонок используем – Сталь 45, нормализованную [σзм
] = 140 МПа
и [τзр
] = 100 МПа, с.
191, [1].

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79 выбираем из табл. 5.19, [1] и сводим в таблицу 8.1

Таблица 81

Параметры и размеры шпоночных соединений

Номер вала и название шпонки	Диам. вала d1 мм	Мкр, Нм	Размеры шпонки, мм
Номер вала и название шпонки	Диам. вала d1 мм	Мкр, Нм	b	h	l	t1	t2
2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи	50	458,5	18	11	80	7	4,4
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени	55	458,5	20	12	90	7,5	4,9
3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени	75	1740	22	14	100	9	5,4
3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени	75	1740	22	14	100	9	5,4
4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени	130	6542	36	20	180	12	8,4
4 – шпонка под зубчатую муфту	110	6542	32	18	150	11	7,4

При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.

По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки(см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо – цилиндрического редуктора, в масштабе 1:4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.

Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники №7312, №7314, №7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.

Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].

Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].

Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l
1
= 108мм,
l
2
= 184мм
иl
3
= 156мм
.

После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.

Таблица 8.3

Результаты проверочного расчета шпонок на срез

Номер вала и название шпонки		[σсм]
2– шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи		80
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 – шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
4 – шпонка под зубчатую муфту

Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.

Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:

- вычерчиваем кинематическую схему привода;

- обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К1
, К2
, К3
, К4
, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;

- выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

Силы, действующие на вал во время работы редуктора:

- силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила Ft
ш
= 20470 Н,
Радиальная сила Fr
ш
=7928 Н;
Осевая сила Fa
ш
=7450 Н.

- силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени Ftk
= 8651 Н;
радиальная сила Frk
= 3349 Н;
осевая сила F
ак
= 3139 Н.

Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l
1
= 108 мм,
l
2
= 184 мм
,l
3
= 156 мм.

Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:

- в вертикальной х
0у

ΣМ
F
(
D
)
=0.

RDX
= RCX
–
Fr
ш
+
Frk
= 7262 - 7928 + 3349 = 2683 Н

- в горизонтальной z
Ox

ΣМ
F
(
D
)
=0

ΣМ
F
(
D
)
= - Ft
ш
∙(
l
1
+
l
2
)+
Ftk
∙
l
1
+
Rc
z
(
l
1
+
l
2
+
l
3
) = 0

RDZ
= - Rc
z
+
Ft
ш
+
Ftk
= - 11256 + 20470 – 8651 = 562Н

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.

Момент изгиба в вертикальной плоскости:

в m.K3
: МК3
= RDX
· l
1
=2683 · 0,108 = 290 Нм;

в m.K4
: МК4
= RCX
· l
3
=7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;

Момент изгиба в горизонтальной плоскости

в m.K4
: МК4
= RDz
· l
1
=
562 · 0,108 = 61Нм;

Суммарный момент изгиба определяется по формуле:

в m.K3
:

в m.K4
:

Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.

Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К4
).

Значение эквивалентного момента в m.K4
:

– коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала

– сталь 40. [σ1
], σ0
- допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда R
а
40 ГОСТ 6636-69.
С учетом шпоночного паза принимаем d
32
= 75мм.

Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете

d
32
= 75,0мм,
т.е. условие выполняется.

9.2 Расчет вала на прочность

Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений – переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.

- границы выносливости:

для напряжений изгиба при симметричном цикле:

σ
-1
= 043σВ
=0,43 · 800 = 344 МПа, σ
m
= 0 МПа;

для напряжений кручения при пульсирующем цикле:

τ-1
= 0,58 σ
-1
= 0,58 · 344 = 199,52 МПа; τm
= τа
=2,79 МПа;

-амплитуды напряжений:

при симметричном цикле:

где МЗ
j
– суммарный момент изгиба в m. К4
, Нм,

Рис. 11 .1.

З
j
– осевой момент в сечении опор j
– того участка вала. Для сечения в m. К4
, м3
.

где d –
диаметр вала под подшипник,

при пульсирующем цикле:

где W
к
j
– полярный момент сечения опор j
– того участка вала. Для сечения под шпонку, м3
.

Выбираем коэффициенты:

- эффективные коэффициенты конструкционных напряжений при изгибе - Кσ
= 1,75, при кручении - Кτ
=1,50, табл. 5.11, [1].

- масштабные коэффициенты, учитывающие снижения границы выносливости с увеличением размеров вала: при изгибе - έσ
= 0,745; при кручении- έ
r
= 0,745, табл. 5.16, [1].

- коэффициенты учитывающие свойства материалов до асимметрии цикла напряжений:

при изгибе – ψσ
=0,02 + 2·10-4
· 800 = 0,18 МПа;

при кручении - ψτ
=0,5ψσ
= 0,5· 0,18 = 0,09 МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности опасного сечения:

где Ѕσ
и Ѕτ
– коэффициенты запаса прочности при действии изгиба и кручения.

[Ѕ
] –
допустимое значениекоэффициенты запаса прочности. Для редукторных валов [Ѕ
] ≥2,5…3,0, с.185, [1].

Условие выполняется.

10. Расчет подшипников качения

Исходные данные для расчета:

Диаметры вала под подшипники – 70 мм

Реакции в опорах: Rсх
= 7262 Н,
R
DX
=2683Н,

RCZ
=
11256,
ROZ
=
562H

Осевые силы: F
фш
= 7450 Н,
F
ок
= 3139Н.

Угловая скорость: ω3
=
18,3 рад/с.

Pис. 12.1

10.1 Определение реакции в опорах

Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки):

где Rпх
= R
nz
–
радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Индекс «п»- опора.

;

Выбираем роликовые однорядные подшипники №7314 с такими основными параметрами:

d
= 70 мм, D
= 150 мм, B
= 35 мм
.

C
= 168 кН
– динамическая грузоподъемность;

С0
= 137 кН
– статическая грузоподъемность;

е
= 1,5tga
=1,5 tg
140
= 0,37.

Результирующая осевая сила:

F
a
= Fаш
Fак
=
7450 –3139=
1713 Н.

Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки.

Определяем составляющие осевых реакций Sп
в подшипниках от радиальных реакций Rrn
:для радиально-упорных шариковых подшипников:

- для опоры А:

SC
=
eRrC
=0.37∙13395=4956H
;

для опоры В:

SD
=
eRrD
=
0.37∙2741=1014.0
H
.

Определение осевых реакций R
ап
подшипников.

Осевые реакции определяем исходя из схемы размещения подшипников, принимаем схему – «в распор»:

Рис.10.2.

-в т. D

ΣF
=-
SC
+
Fa
+
SD
=-4956+4311+1014=369H
>0.

тогда

RaD
=
Fa
+
SC
=
4311+4956=9267H

-в т. С

Σ
F
=-
SD
-
Fa
+
SC
=-
1014-4311+4956=-369H
.>0

тогда

RaC
=
SC
=
4956H
.

10.2 Определение коэффициентов

V
-коэффициент оборота кольца, V
=
1,0 (вращается внутреннее кольцо);

реакции подшипников:

- для опоры С

- для опоры D

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

Pen
=(
X
∙
V
∙
Rrn
+
Y
∙
Ran
)∙
Kσ
KT
:

- опора С: РеС
=(1∙1∙13395+0∙4956)∙1,3∙1,0=17413,5Н
;

- опора D: PeD
=(0.4∙1∙2741+1.88∙9267)∙1.3∙1.0=24074H
.

10.4 Определяем долговечность подшипников

где пi
- частота вращения i-того вала, об/мин,

р=10/3- для роликовых подшипников.

Опора С: ч,

Опора D: ч,

Срок работы привода Lh
=1∙104
ч подшипники (опора С и опора D) обеспечивают.

10.5 Выбор муфты

Расчётный крутящий момент, который передаёт муфта в данном приводе определяется по формуле:

М
max
=
KP
M
н
=1,5∙6682=10023Нм,

где KP
= 1,5 – коэффициент, который учитывает условия эксплуатации установки, принимаем по табл. 7.1. , [1].

Мн
– номинальный крутящий момент на валу.

Выбираем зубчатую муфту МЗ 6, табл. 17.6.,[9] с такими параметрами:

М=11800 Нм
, d
в
= 105 мм,
nmax
=2500 об/мин.

Геометрические размеры муфты, см. рис. 12.2.

B
= 50 мм,
D
=320 мм,
D
1
=230 мм,
D
2
=140 мм,
L
=255 мм.

Размеры зацепления зубчатой муфты:

m
=4,0 мм,
z
=48,
b
=30 мм.

Муфты зубчатые используют для соединения валов, которые передают большие крутящие моменты, где точное установление валов невозможно или возникают значительные осложнения. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой выносливостью нагрузок.

Компенсирующая способность муфты достигается созданием зазоров между зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям.

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

Рис. 10.5.

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

В качестве опор конвейера принимаем подшипники скольжения, разъёмные с двумя болтами по ГОСТ 11607-65 с чугунными вкладышами с СЧ 18 для которого определяем допустимые значения параметров: , , табл. 9.1, [8].

Конструктивные размеры корпуса выбранного подшипника определяем согласно С.594, [8] в зависимости от диаметра вала:

d
В
=110 мм
, d
1
=32 мм
, B
=130 мм,
b
=110 мм
, H
=200 мм
, h
=
110 мм
, h
1
= 40 мм,
L
=370 мм
, A
=310 мм
,

A
1
=
190 мм
, шпилька
М24х100.

Схема подшипника скольжения

Рис. 11.1.

Проверяем выбранный подшипник по двум критериям:

- условие износа ( долговечность )

где F
0
=
Ft
=28000 H
– окружная сила, см. раздел 1.1.

- условие теплоустойчивости

где - скорость скольжения.

Оба условия выполняются, значит опоры скольжения удовлетворяют

При проверочном расчёте у зубчатых муфт рассчитывают рабочие поверхности зубов на износ (определяется граничное значение удельного давления на зубцы муфты).

где d
0
– диаметр делительного круга, м,
d
0
=
mz
=
4,0∙48=192 мм,
b
– длина зуба зубчатой втулки, м,
[q] – допустимое значение удельного давления для материала зубов, МПа
, табл. 17.6, [9].

Литература

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А.. Расчёт и проектирование деталей машин [Учеб. Пособие для техн. вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп. – Х.: Основа,1991.- 276 с.: схем.

2. Расчёты деталей машин: Справ. Пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выс. шк., 1986. – 400 с.: ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 1 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-208 с.,ил.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-334 с.,ил.

5. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Пасові передачі ”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Гончарук О.М., Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-24 с.

6. Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин» (Раздел «Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач») для студентов специальности 1514 заочной формы обучения / Стрелец В.Н,, Шинкаренко И,Т.- Ровно, УИИВГ, 1988 – 41 с.

7. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Розрахунки валів і підшипників кочення”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-16 с.

С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович и др.. Курсовое проектирование деталей машин, М: Машиностроение, 1979-351

Слов:	7647
Символов:	66383
Размер:	129.65 Кб.

Название реферата: Проект привода цепного конвейера