Проектирование привода ленточного транспортера

  • Вид работы:
    Курсовая работа (т)
  • Предмет:
    Другое
  • Язык:
    Русский
    ,
    Формат файла:
    MS Word
    722,67 Кб
  • Опубликовано:
    2013-03-10
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!

Проектирование привода ленточного транспортера














Проектирование привода ленточного транспортера

Техническое задание на проектирование

привод передача кинематический расчет

Спроектировать привод ленточного транспортера показанного на рисунке 1, включающий в себя электродвигатель асинхронный обдуваемый закрытый серии АИР, компенсирующую муфту, одноступенчатый однопоточный редуктор с цилиндрическими прямозубыми колесами внешнего зацепления, валы в горизонтальной плоскости, клиноременную передачу.

Рисунок 1- Кинематическая схема проектируемого транспортера

Исходные данные для курсового проектирования:

диаметр барабана : D = 0,5 м;

тяговое усилие на ленте : F = 3,2 кН;

скорость ленты: V = 1,5 м/с;

нагрузка: постоянная;

вид передач: нереверсивные;

срок службы привода: 10 лет при работе в одну смену;

срок службы подшипников: Lh = 20000 час;

Введение


Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

Объектом данного курсового проекта является привод ленточного транспортера, предназначенный для согласования параметров электродвигателя с необходимыми параметрами рабочего вала т.е. уменьшения частоты вращения и повышения вращающего момента.

Привод состоит из электродвигателя, конического редуктора и открытой зубчатой прямозубой передачи. Цель и задачи курсового проектирования:

систематизировать, закрепить и расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки учащихся;

ознакомить учащихся с конструкциями типовых деталей и узлов и привить навыки самостоятельного решения инженерно-технических задач, умения рассчитывать и конструировать механизмы и детали общего назначения на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам;

помочь овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования и конструирования;

научить защищать самостоятельно принятое решение.

1. Кинематический расчет силового привода

 

.1 Изучение кинематической схемы и нумерация валов


В соответствии с номером варианта выбираем схему и по приложению к таблице В.1 определяем, что данная схема является приводом ленточного транспортера (ПЛТ) и состоит из электродвигателя, конического редуктора и открытой зубчатой прямозубой передачи.

Производим нумерацию валов:

- вал электродвигателя;

- быстроходный вал редуктора;

- тихоходный вал редуктора;

- рабочий вал ленточного транспортера.

 

.2 Выбор электродвигателя


Требуемая мощность электродвигателя:

 кВт,

где - мощность на валу рабочего органа привода:

 кВт.

Примечание: кН × м/с = кВт.

Общий КПД привода равен произведению частных КПД:


где  - КПД пары подшипников качения, n - число пар подшипников;

 - значение КПД закрытой конической передачи редуктора: - 0,96;

 - значение КПД открытой зубчатой передачи - 0,95.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

 об/мин,

где угловая скорость рабочего вала:

, рад/с ;

возможное среднее передаточное число привода:


где, - передаточное число закрытой конической передачи - 4:

- передаточное число открытой зубчатой цилиндрической передачи : - 3,5.

В соответствии с требуемой мощностью электродвигателя -  (ближайшая, большая мощность) и требуемой частотой вращения вала -электродвигателя (ближайшая величина) выбираем по таблице 1.1 электродвигатель АИР132М8. Параметры выбранного электродвигателя заносим в таблицу 1.2 .

Таблица Выбор двигателя

nc , об/мин

Типоразмер

nном., об/мин

Передаточное число u

Коэффициент скольжения S, %

3000

100S2

2901

12,09

3,3

1500

100L4

1430

5,96

4,7

1000

112MB6

949

3,95

5,1

750

132S8

719

2,99

4,1


1.3 Определение уменьшения частоты вращающего вала за счёт трения


n=nc(1-S)

где  - синхронная частота вращения двигателя, об/мин;

S - коэффициент скольжения.

1.4 Определение передаточного числа электродвигателя


где n - частота вращения на выходном валу.

По полученным данным выбираю электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии АИР132М8 тип 1М1081, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 712 об/мин, диаметр выходного вала [2, т. П2, с. 391].

Таблица 1.2 Технические характеристики электродвигателя.

Тип двигателя

Исполнение

Мощность, кВт

Число полюсов

Частота вращения, об/мин

Диаметр вала, мм


АИР132М8

1М1081

5,5

8

712

2,2

38


1.5 Определение передаточного числа для закрытой и открытой передачи



где  - передаточное число клиноремённой передачи;

 - передаточное число редуктора.

 

1.6 Определение частоты вращения колеса



1.7 Определение угловой скорости на вращающем валу электродвигателя



2. Расчёт закрытой зубчатой передачи


Для колеса и шестерни выбираем материал Сталь 40Х, вид термообработки - улучшение. Твёрдость поверхности колеса 235…262HB (среднее 248,5), шестерни 269…302HB (среднее 285,5),[1, т. 2.1, c 17].

.1 Определение числа циклов нагружения зубьев колеса


где n - частота вращения шестерни и колеса соответственно, об/мин;

с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с = 1).

Принимаем  =1.

Принимаем  =1.

.2 Определение допускаемых контактных напряжений для колеса и шестерни


где  - предел контактной выносливости колеса и шестерни соответственно.


Далее расчёт ведут по наименьшему из  и .

.3 Определение коэффициента долговечности

где  - базовое число циклов нагружений, [1, c 18].

.4 Определение предела выносливости в зависимости от термообработки



2.4 Определение допускаемых напряжений при изгибе



.5 Определение межосевого расстояния


где  - коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта,

;

 - коэффициент межосевого расстояния,  [1, c. 20];

 - относительная ширина колес при симметричном расположении колёс относительно опор, [1, c. 20].

Принимаем по ГОСТ 6636-69  [1, т. 19.1, c 481].

.6 Определение номинального модуля зацепления

Принимаем из стандартного ряда чисел  [1, c. 22].

.7 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса



2.8 Определение числа зубьев колеса



2.9 Отклонение фактического передаточного числа от номинального значения


За передаточное число редуктора принимаем .

.10 Основные геометрические размеры шестерни и колеса

.10.1 Определение диаметра вершин зубьев шестерни и колеса


.10.2 Определение высоты зуба


.10.3 Определение ширины венца колеса



.10.4 Определение ширины венца шестерни


2.10.5 Проверка ширины межосевого расстояния


2.11 Определение окружной скорости колеса

Принимаем 8 степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колеса [1, т. 2.4, c. 25].

.12 Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям


где  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки,  [2, т. 3.1, c. 32];

 - коэффициент динамичности,  [4, т. 8.3 c. 138];

 - модуль продольной упругости стали, ;

 - стандартный угол профиля зуба, .


2.13 Определение недогрузки передачи


Условие прочности соблюдается.

.14 Определение усилий в зацеплении

.14.1 Определение радиальной силы


.15 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба


где  - коэффициент концентрации нагрузки,  [2, т. 3.7, c. 43];

 - коэффициент динамичности, [2, т. 3.7, c. 43];

 - коэффициент, учитывающий форму зуба, , для шестерни и колеса соответственно [1, т. 2.5, c. 26];

 - ширина колеса, .


где  - коэффициент безопасности;

 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, [2, c. 45];  - коэффициент долговечности, [2, c. 45].


где  - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала,

 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки,

 [2, c. 44].

Условие прочности соблюдается.

3. Расчёт открытой передачи


В зависимости от  и  по номограмме [3, c. 86] выбираем клиновый ремень нормального сечения А, с максимальным вращающим моментом <150 Нм и минимальным диаметром ведущего шкива.

.1 Определение диаметра ведомого шкива


где  - коэффициент скольжения,  [3, c. 81].

Принимаем, используя [3, т. К40, c. 448].

.2 Определение фактического передаточного числа и его отклонения от заданного



.3 Определение ориентировочного межосевого расстояния


где  - высота сечения клинового ремня,  [3, т. К31, c 440].


3.4 Определение расчётной длины ремня


Принимаем  [3, т. К31, c. 440].

.5 Определение угла обхвата ремнём ведущего шкива



3.6 Определение скорости ремня


.7 Определение допускаемой мощности, передаваемой одним ремнём

кВт.

.11 Определение количества клиновых ремней


Принимаем число клиновых ремней.

3.12 Определение силы предварительного натяжения ремня



3.13 Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней

Принимаем клиновой ремень сечения А с расчётной длиной , с кордной тканью в несущем слое. Шкив выполняют из материала СЧ 15, площадь поперечного сечения ремня А=81 мм2, ширина шкива  [2, т. 7.7, c. 131].

.14 Определение силы натяжения ведущей и ведомой ветвей


3.15 Проверочный расчёт прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви


где  - напряжение растяжения, ;

 - напряжение изгиба, ;

 - напряжение от центробежных сил, ;

 - допускаемое напряжение растяжения, [3, c. 85].

.15.1 Определение допускаемой рабочей нагрузки на 1 мм ширины прокладки


где  - наибольшая допускаемая нагрузка на прокладку, [2, т. 7.1, c. 119];

,  - поправочные коэффициенты, ,  [3, т. 5.2, c. 82].

.15.2 Определение напряжения растяжения



3.15.3 Определение напряжения изгиба


где  - высота сечения клинового ремня,  [2, т. 7.12, c. 138];

 - модуль продольной упругости для прорезиненных ремней, [3, c. 84].


.15.4 Определение напряжения от центробежных сил


где  - плотность материала клинового ремня,  [3, c. 85].

4. Предварительный расчёт и конструирование валов

 

.1 Ведущий вал


4.1.1 Определение диаметра быстроходного вала по крутящему моменту


Принимаю диаметр выходного конца ведущего вала .

.1.2 Определение диаметра вала под подшипник


где - высота заплечика,  [1, т. 3.1, с. 47].

Принимаю [3, т. К27, c. 432].

.1.3 Определение диаметра буртика под подшипник

где  - координата фаски кольца подшипника, [1, т. 3.1, с. 47].

Принимаю [1, c. 162].

4.2 Ведомый вал


4.2.1 Определение приближённого среднего диаметра вала


где  - крутящий момент для редукторных валов,  [4, с. 315].

.2.2 Определение диаметра вала под подшипник

Принимаю [3, т. К27, c. 432].

.2.4 Определение диаметра буртика под подшипник

Принимаю [1, c. 162].

.2.5 Определение диаметра вала под колесо

Принимаем  [1, c. 162].

.2.6 Определение диаметра буртика под колесо

Принимаем  [1, c. 162].

5. Конструктивные размеры зубчатых колёс и корпуса редуктора

 

.1 Конструктивные размеры зубчатого колёса


.1.1 Определение диаметра ступицы колеса



.1.2 Определение длины ступицы колеса



5.1.3 Определение толщины обода зубчатого венца


Так как , увеличиваем на 10÷20%. Принимаем .

.1.4 Определение фаски на торцах зубчатого венца

Принимаем . На прямозубых колёсах фаска выполняется под углом 45 градусов.

 

5.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора


.2.1 Определение толщины стенок корпуса и крышки


Принимаем .


Принимаем .

.2.2 Определение толщины верхнего и нижнего пояса корпуса и крышки





5.2.3 Определение толщины нижнего пояса корпуса без бобышки


Принимаем .

5.2.4 Определение диаметра фундаментных болтов


Принимаем болты с резьбой М16.

.2.5 Определение диаметра болтов крепления крышки к корпусу у подшипников


Принимаем болты с резьбой М12.

.2.6 Определение диаметра болтов крепления крышки к корпусу


Принимаем болты с резьбой М10.

6. Выбор смазки


По значениям окружной скорости колеса и контактному напряжению  выбираем рекомендуемую кинематическую вязкость масла равную 22 мм2/с [1, т. 8.1, c.179]. По величине кинематической вязкости принимаем марку масла И-Л-А-22 [1, т. 8.2, c.179].

.1 Определение допустимого уровня погружения колёс в масляную ванну


В виду небольшой окружной скорости редуктора, принимаем .

.2 Определение уровня масла от дна редуктора


где  - расстояние между вращающимися колёсами и стенкой корпуса,

 .


6.3 Определение объёма масляной ванны

Объём принимаем из расчёта 0,25 дм3 на 1 кВт мощности.

Камеры подшипников заполняют пластичным смазочным материалом Литол-24 [1, т. 19.4, c.522].

7. Подбор и проверка прочности шпоночных соединений


Под цилиндрическое колесо по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

.1 Определение прочности шпонки на смятие под цилиндрическим колесом

Параметры шпонки: dк=50 мм; b= 16мм; h=10мм; t1=6 мм; l=45 мм

[1, т. 19.11, c. 488].


Условие прочности выполняется.

Под выходной конец тихоходного вала по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

.2 Определение прочности шпонки на смятие под выходным концом тихоходного вала

Параметры шпонки: d=30 мм; b= 8мм; h=7мм; t1=4 мм; l=36 мм

[1, т. 19.11, c. 488].

Условие прочности выполняется.


.3 Определение прочности шпонки на смятие под выходным концом быстроходного вала

Параметры шпонки: d=26 мм; b= 8мм; h=7мм; t1=4 мм; l=36 мм[1, т. 19.11, c. 488].

Условие прочности выполняется.

8. Подбор и проверка долговечности подшипника


Намечаем для ведущего и ведомого вала радиально-упорные шарикоподшипники средней серии. Диаметры тел качения подшипников для ведущего и ведомого вала соответственно равны 14,29 мм и 15,08 мм [3, т. К27, с. 432] .

Таблица 4.1 - Выбор подшипников

Вал

Условные обозначения

Внутренний диаметр d, мм

Внешний диаметр D, мм

Ширина B, мм

Динамическая нагрузка C, кН

Статическая нагрузка C0, кН

Ведущий

307

35

80

21

33,2

19,0

Ведомый

308

40

90

23

41,0

24,0

 

8.1 Проверка долговечности подшипников вала шестерни


Расчётная схема приведена на рисунке 8.1

.1.1 Реакции опор вала шестерни

) Плоскость YZ:

Умом(А)=Frl1-RBy(l1+l2)+ FQ(l1+l2+ l3)=0,

RBy=Frl1+ FQ(l1+l2+ l3)/(l1+l2)=(452,4848+382,52(48+48+65))/(48+48)=867,76 Н,

RАy-RBy+Fr+ FQ=0; RАy= RBy-Fr- FQ =867,76-452,48-382,52= 32,76 Н.

) Плоскость XZ:

Умом(A)=Ftl1-RBx(l1+l2)=0,Bx = Ftl1/(l1+l2)=1243,248/(48+48)=621,6 Н,

RАx+RBx- Ft=0; RАx= Ft -RBx =1243,2-621,6 = 621,6 Н.

.1.2 Радиальные нагрузки на подшипник













Рисунок 8.1 - Эпюра моментов вала шестерни

Расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре В.

 

.2 Проверка долговечности подшипников вала колеса


Расчётная схема приведена на рисунке 8.2

.2.1 Реакции опор вала колеса

) Плоскость YZ:

Умом(C)=Frl1-RDy(l1+l2)=0,

RDy= Frl1/(l1+l2)=452,4849/(49+49)=226,24 Н,

RСy- RDy+Fr=0; RСy= Fr- RDy=452,48- 226,24= 226,24 Н.

) Плоскость XZ:

Умом(С)=Ftl1 - RDx(l1+l2)=0,

RDx = Ftl1/(l1+l2)=1243,249/(49+49)=621,6 Н,

RCx+RDx- Ft=0; RCx= Ft -RDx =1243,2-621,6 = 621,6 Н.

) Плоскость YZ:

Ft2=2T2/dзв=2120,61103/97,02=2486 Н,

dзв=zt/р=1225,4/3,14=97,02 мм,

Fм=0,25Ft=0,252486=621,57 Н,

Умом(C)=-RMD (l1 +l2)+Fм (l1 +l2+l3)=0,

RMD= Fм (l2+l3)/ (l1 +l2)=621,57(49+49+89)/(49+49)=1186,06 Н,

RMС - RMD+Fм=0; RMС= RMD- Fм= 1186,06-621,57=564,49 Н.

Рисунок 2.2 - Эпюра моментов вала колеса

8.2.2 Радиальные нагрузки на подшипник

Расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре D.

9. Проверочный расчёт валов

 

.1 Проверочный расчёт ведущего вала


Выбираем материал вала Сталь 45, улучшенная, твердость не менее 270HB, предел прочности , предел текучести , ,  [1, т. 12.8, c. 273].

.1.1 Определение момента сопротивления при кручении и изгибе



где d - диаметр вала под подшипник, d=35мм.


9.1.2 Определение амплитуды симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе и амплитуды от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала


9.1.3 Определение коэффициента сопротивления усталости при кручении


где  - коэффициент концентрации напряжений;

 - предел выносливости вала;

 - коэффициент асимметрии цикла.


где  - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

 [1, т. 12.19, c. 283];

 - коэффициент, учитывающий качество поверхности,  

[1, т. 12.14, c. 281];

 - коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения, т.к. упрочнения нет.



где  - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, [1, т. 12.8, c. 273].




9.1.4 Определение коэффициента сопротивления усталости при изгибе


где  - коэффициент концентрации напряжений;

 - коэффициенты амплитуды напряжения цикла,  т.к. осевой нагрузки нет;

 - коэффициент асимметрии цикла,  [2, c. 164].


где  - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

 [1, т. 12.19, c. 283];

 - коэффициент, учитывающий качество поверхности,  

[1, т. 12.14, c. 281].



где  - суммарный изгибающий момент в опасном сечении и под подшипником соответственно.







9.1.5 Определение коэффициента запаса прочности

Прочность вала обеспечена.

9.2 Проверочный расчёт ведомого вала


Выбираем материал вала Сталь 45, улучшенная, твердость не менее 270HB, предел прочности , предел текучести , ,  [1, т. 12.8, c. 273].

.2.1 Определение момента сопротивления при кручении и изгибе

Диаметр вала под подшипник d=40мм.


9.2.2 Определение коэффициента сопротивления усталости при кручении


где  - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

 [1, т. 12.19, c. 283];

 - коэффициент, учитывающий качество поверхности,  

[1, т. 12.14, c. 281];

 - коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения, т.к. упрочнения нет.



где  - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, [1, т. 12.8, c. 273].




9.2.4 Определение коэффициента сопротивления усталости при изгибе


где  - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

 [1, т. 12.19, c. 283];

 - коэффициент, учитывающий качество поверхности,  

[1, т. 12.14, c. 281].



где  - суммарный изгибающий момент в опасном сечении и под подшипником соответственно.





9.2.5 Определение коэффициента запаса прочности

Прочность вала обеспечена.

10. Выбор муфт

Вал редуктора и приводной вал рабочей машины соединяются компенсирующей цепной муфтой по ГОСТ 20742-93 [1, т. 15.1, c. 348]. Номинальный крутящий момент муфты . Число зубьев z=12, шаг t=25,4 мм.

Муфта пригодна.

 

Список использованной литературы


1.      Методические указания по выполнению курсовой работы по дисциплине для профилизации "Электропривод и автоматика промышленных установок и технологических комплексов" (ЭГП) направления 551300 - "Электротехника, электромеханика и электротехнологии". В.В. Елисеев. Екатеринбург: УГГГА, 1997г. - 12с.

.        Электропривод переменного тока с управляемым преобразователем частоты - современное состояние. Карякин А.Л. УГГУ - 7с.

.        Ключев В.И. Теория электропривода: Учеб. для вузов. - 2-е изд. М.: Энергоатомиздат, 2001г. - 704с.

.        И.П. Копылов. Проектирование электрических машин. М.: Энергоатомиздат, 1993г. - 454с.

.        Конспект лекций: Автоматизированный электропривод. УГГУ. Елисеев В.В. 2009г. - 80с.

.        Асинхронные двигатели серии 4А. Справочник. А. Э. Кравчик, 1982г. - 504с.

.        Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учящихся машиностроительных специальностей техникумов. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1988г. - 416с.

.        Журнал «Новости Электротехники» № 2 (32) 2005г.

.        Белов М.П. Автоматизированный электропривод типовых производственных механизмов и технологических комплексов: учебник для студ. высш. учеб. заведений / М. П. Белов, В. А. Новиков, Л. Н. Рассудов. 3-е изд., испр. М. : Издательский центр «Академия», 2007. - 576 с.

.        Башарин А.В., Новиков В.А., Соколовский Г.Г. Управление электроприводами: Учебное пособие для вузов. - Л.: Энергоиздат. Ленингр. отд-ние, 1982. - 392 с., ил.

.        Рудаков В. В. и др. Асинхронные электроприводы с векторным управлением. В. В. Рудаков, И. М. Столяров, В. А. Дартау. - Л. Энергоатомиздат, Ленингр. отд-ние, 1987,- 136 с.

12.    Z8 Encore! MC™Family, "Vector Control Development Kit". User Manual. UM021402-0407. 2007 by ZiLOG, Inc. All rights reserved. www.zilog.com

.        Терехов В.М. Системы управления электроприводов: учебник для студ. вузов/ В.М. Терехов, О.И. Осипов; под ред. В.М. Терехова. - 3-е изд., стер. - М.: Издательский центр "Академия", 2008. - 304с.

.        Алексеев В.В., А471. Электрические машины. Моделирование электрических машин приводов горного оборудования: Учеб. пособие / В.В. Алексеев, А.Е. Козярук, Э.А. Загривный. Санкт-Петербургский государственный горный институт (технический университет). СПб, 2006. 58 с.

.        Полузадов В.Н. Электрические машины. Часть 3. Асинхронные машины: Конспект лекций. 2-е издание, исправленное и дополненное. Екатеринбург: Изд-во УГГУ, 2005. 87 с.

.        Чулков Н.Н. Расчет приводов карьерных машин. - М.: Недра. 1987. - 196c.

.        Конспект лекций: Системы управления электроприводов. УГГУ. Карякин А.Л. 2009. - 80с.

.        Мощинского Ю.А. и др., "Определение параметров схемы замещения асинхронных машин по каталожным данным". Ж.: "Электричество" в №4/98. 1998, стр. 38-42.

.        Полузадов В.Н., Дружинин А.В., Проектирование трехфазного двигателя с короткозамкнутым ротором: Учебное пособие. Екатеринбург: Изд-во УГГУ, 2005. - 202с.

.        Александров К.К. Электротехнические чертежи и схемы/ К.К. Алексанров, Е.Г. Кузьмина. - 3-е изд., стереот. - М.: Издательский дом МЭИ, 2007. - 300с., ил.

.        Правила безопасности в угольных и сланцевых шахтах.-М.:Недра,1986.-447 с.

22.    Конвейеры: Справ./ Ю. А. Пертен. - М.: Машиностроение, 1984. - 367с.

.        Спиваковский А.О., Дьячков В.К. Транспортирующие машины: Учеб. пособие для машиностроительных вузов.- 3-е изд.- М.: Машиностроение, 1983.-487с.

24.    Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001.

25.     Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. Техническая документация по курсовому проектированию по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. - Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. - 67 с.

26.    Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. - Челябинск: ЧГТУ, 1986. - 61 с.

27.    Зенков Р.Л., Ивашков И.И., Колобов Л.Н. Машины непрерывного транспорта. - 2 -е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 432 с.: ил.

Похожие работы на - Проектирование привода ленточного транспортера

 

Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу
Без плагиата!