Проектирование привода цепного конвейера

Проектирование привода цепного конвейера

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется весь комплекс подъема и повышения уровня внутреннего валового продукта, улучшение социально-экономического развития общества.

Одной из основных наук, определяющих уровень развития народного хозяйства, являются «Детали машин», на основе которой происходит дальнейшее развитие создаваемых машин и аппаратов, повышение уровня автоматизации и механизации труда и т.д.

Выполняемый курсовой проект индивидуального и электромеханического привода механизма направлен в первую очередь на развитие творческих возможностей студента, закрепление знаний и в первую очередь самостоятельное использование НТМ (нормативно-технических материалов): справочной литературы, атласов, каталогов, таблиц и литературы ГОСТ.

При проектировании привода в основном использована литература и справочные пособия согласно указаний по курсу «Детали машин и основы конструирования».

электродвигатель вал подшипник редуктор

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По таблице 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колёс ᶯ₁=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ᶯ₂=0,99; КПД плоскоременной передачи ᶯ₃=0,96; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана ᶯ₄=0,99.

Общий КПД двигателя:

η=η₁η₂η₃η₄=0,98*0,99²*0,96*0,99=0,91

Мощность на валу барабана:

₂=F_л*υ_л=3*0,55=1,65 кВт

Требуемая мощность электродвигателя:

Находим частоту вращения барабана:

Угловая скорость барабана:

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения) по требуемой мощности P_тр.=1,81 кВт выбираем электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А90L4 с параметрами P_дв.=2,2 кВт и скольжением 3,4%. Номинальная частота вращения n_дв.=1500-50=1450 об/мин, угловая скорость

Передаточное отношение:

Намечаем для редуктора

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:

Таблица 1

2. Расчет зубчатой передачи

Выбираем материалы для зубчатых колёс. Для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB 200.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колёс из указанных материалов [σ_Н]=410МПа.

Прием такой же, как и ранее, коэффициент ширины венца ψ_ba=0,4.

Коэффициент K_Hβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположение колес, т.к. со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: K_Hβ=1,25.

Мощность на валу барабана (он же ведомый вал редуктора) P_б=P₂=1,65 КВт. Найдём вращающийся момент на этом валу

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66

Нормальный модуль

Принимаем по ГОСТ 9563 - 60

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10˚

Число зубьев шестерни

Принимаем z₁=17, тогда z₂=z₁*u=17*18=136, принимаем 137

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Угол β=16˚

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

Проверка

Диаметры вершин зубьев

Ширина колеса , ширина шестерни .

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колёс

Степень точности передачи : для косозубых колёс при скорости до 3 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 при ψ_bd=1,25, твердости HB <350 и несимметричном расположении колёс (учёт натяжения плоскоременной передачи) коэффициент K_Hβ≈1,165

По табл. 3.4 при υ=0,34 м/с и 8-ой степени точности коэффициент K_Hα=1,06

По табл. 3.6 для косозубых колёс при скорости менее 5 м/с коэффициент K_Hυ=1,0

Таким образом, K_H= 1,165*1,06*1=1,2349

Проверяем контактные напряжения по формуле:

 , допускается 5%. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверим зубья на выносливость по напряжением изгиба

Коэффициент нагрузки K_F=K_FβK_Fυ

По табл. 3.7 при ψ_bd=1,25, твердости HB<350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор коэффициент K_Fβ≈1,32

По табл. 3.8 для косозубых колёс 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент K_Fυ=1,1

Таким образом, K_F=1,32*1,1=1,45

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

у шестерни

у колеса

Коэффициенты Y_F1=4,09 и Y_F2=3,60

Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα

Где средние значения коэффициента торцового перекрытия ε_α=1,5; степень точности n=8

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

По таб. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба σ⁰_{F lim b}=1,8

Для шестерни σ⁰_{F lim b}=1,8*230=415МПа

для колеса σ⁰_{F lim b}=1,8*200=360МПа

Коэффициент безопасности [S_F]=[S_F]’[S_F]’’

По табл. 3.9 [S_F]’=1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [S_F]’’=1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F]=1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчет валов проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения

Ведущий вал:

Вращающий момент

Допускаемое напряжение на кручение примем [τ_к]=20 МПа. Это невысокое значение принято с учётом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения плоскоременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_в1=24 мм

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 =30 мм

Ведомый вал:

Вращающий момент T₂=344 Н*м

Допускаемое напряжение на кручение [τ_к]=20МПа

Определяем диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_в2=45 мм

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2= 80мм

Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 =30 мм и d_п2= 80мм. По табл. П3 имеем:

Таблица 2

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше: d₁= 35,3 мм; d_а1=39,3 мм; b₁=69 мм.

Колесо кованное: d₂₌284,6 мм; d_а2=288,6 мм; b₂=64 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1,6d_к2=1,6*85=136 мм; длина ступицы:    l_ст=(1,2÷ 1,5)d_к2=(1,2÷1,5)*85=102÷128 мм; принимаем l_ст=120 мм

Толщина обода δ₀=(2,5÷4)m_n=(2,5÷4)*2=5÷8 мм принимаем δ₀=8 мм

Толщина диска C=0,3b₂=0,3*64=19 мм  

. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: ; . Принимаем δ₁=5 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

 ;

нижнего пояса корпуса

 ; принимаем p=12 мм

Диаметр болтов: фундаментных d₁=(0,03÷0,036)a+12= =(0,03÷0,036)*160+12=16,8÷17,76 мм; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂=(0,7÷0,75)d₁= =(0,7÷0,75)*18=12,6÷13,5 мм; принимаем болты с резьбой М14;

соединяющих крышку с корпусом d₃=(0,5÷0,6)d₁=(0,5÷0,6)*18=9÷10,8 мм; принимаем болты с резьбой М11.

6. Расчет открытой передачи

Таблица 3 Расчет плоскоременной передачи

7. Эскизная компоновка редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колёс и звёздочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии а_w=160 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса A₁=1,2δ; при наличии ступицы зазора берётся от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ;

в) принимаем расстояние между наружным колесом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=δ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше нагруженного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1=30 мм и d_п2=50 мм.

По таблице П3 имеем:

Таблица 4

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y=8÷12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁=60 мм и на ведомом l₂=60 мм.

Примем окончательно l₁=l₂=60 мм.

Глубина гнезда подшипника l_r ≈ 1,5B; для подшипника 110 B=16 мм; l_r=1,5*16=24 мм.

Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d_o отверстия; в этом фланце ∆= 12 мм. Высоту головки болта примем 0,7d_б=0,7*12=8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃=59 мм, определяющее положение звёздочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃=60 мм.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем F_t=2417 H, F_r=914 H и F_a=691 Н

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в=960 Н

Составляющие этой нагрузки

Из первого этапа компоновки l₁=l₂=l₃=l₄=60 мм

Реакции опор:

В плоскости xz

Проверка:

_x1+R_x2-(F_t+F_Bx)=870+2225-(2471+678)=0

в плоскости yz

Проверка: R_y1+F_By-(F_r+R_y4)=708+678-(914+458)=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 306: d=30 мм, D=72 мм, B=19 мм, C=28,1 мм и C_o=14,6 мм

Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка P_r1=2060 H; осевая нагрузка P_a=F_a=691 H, V=1; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров K_б=1; K_T=1.

Отношение  этой величине соответствует е ≈ 0,26

Отношение  X=0,56 и Y=1

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t=2417 H, F_r=914 H и F_a=691 Н

Из первого этапа компоновки l₃=l₄=70 мм

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости xy

Проверка:

_y3+R_y4-F_r=1276+(-362)-914=0

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 3.

Шариковые радиальные подшипники 110 особолегкой серии: d=50 мм; D=80 мм; B=16 мм; C=21,6 Н и C₀=13,2 Н

Отношение  этой величине соответствует е ≈ 0,26

Отношение ; следовательно, X=0,56 и Y=1,04. Поэтому 

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен не менее 10 000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 306 имеют ресурс L_h=34*10³ ч, а подшипники ведомого вала 110 имеют ресурс L_h=15*10³ ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см]=100÷120 МПа, при чугунной [σ_см]=50÷70 МПа.

Ведущий вал: d=24 мм; b×h=8×7 мм; t₁=4мм; длина шпонки l=40 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 50 мм); момент на ведущем валу T₁=43*10³ Н*мм

(Материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20)

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звёздочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звёздочкой: d=45 мм; b×h=14×9 мм; t₁=5,5мм; длина шпонки l=100 мм ( при длине ступицы звёздочки 110 мм); момент T₃=344*10³ Н*мм;

(обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие σ_см<[ σ_см] выполнено.

10. Уточнённый расчёт валов

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

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно вместе с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае d_a1=39,3 мм.) среднее значение σ_в=780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А - А. Это сечение при передачи вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d=24 мм; b=8 мм; t₁=4 мм по табл. 8.5

Принимаем k_t=1,79 (см. табл.8.5), ε_τ ≈0,81 (см.табл.8.8) и ψ_τ=0,1(см. стр. 166).

ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых редукторов на быстроходном валу должна быть  при 25*10³˂Т_Б˂250*10³ Н*мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=40 мм (муфта УВП для валов диаметром 24 мм), получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

здесь опущены промежуточные выкладки.

Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса s_τ=8,79. Это не значительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента в нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (8,79 или 8,16) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная; σ_в=570 Мпа

Пределы выносливости σ_-1=0,43*570=246 МПа и τ_-1=0,58*246=142 МПа.

Сечение А - А. Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_σ=1,59 k_τ=1,49; масштабные факторы ε_σ=0,81 и ε_τ=0,69; коэффициенты ψ_σ=0,15 и ψ_τ=0,1.0*

Крутящий момент Т₂=344*10³ Н*мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент в сечении А - А

Момент сопротивление кручению ( d= 55 мм; b=16 мм, t₁=6 мм)

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Среднее напряжение σ_m=0;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующим коэффициентом запаса прочности для сечения А - А

Сечение К-К. Концентрации напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом  и  принимаем ψ_σ=0,15 и ψ_τ=0,1

Изгибающий момент

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных значений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К - К

Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø50 мм до Ø45 мм; при  и  коэффициенты концентрации напряжений k_σ=1,58 и k_τ=1,18. Масштабные факторы ε_σ=0,81 ε_τ=0,72.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К - К.

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных значений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_σ=1,59 и k_τ=1,18; ε_σ=0,81 и ε_τ=0,72

Изгибающий момент (положим x₁=50 мм)

Момент сопротивления сечения нетто при b=14 мм и t₁=5,5 мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных значений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б - Б

Сведём результаты в таблицу

Таблица 5

Во всех сечениях s≥[s].

11. Посадки сопрягаемых деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора H7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий а корпусе под наружные кольца по H7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13.

12. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности; V=0,25*1,81=0,4525 дм³.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_н=412 МПа и скорости v=0,34 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно 34*10³ м²/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И40А (по ГОСТ 20799 -75)1

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.

13. Сборка редуктора

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

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

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца до 80-100 ^оC.

в ведомый вал закладывают шпонку 16x10x100 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

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 с помощью двух конических шрифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное колесо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звёздочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввёртывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была усвоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность долгий срок службы.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчёта на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчёта по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчёт вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходима динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчёте был выбран - электродвигатель, который удовлетворяет заданным требованиям.

Литература

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для учащихся. М: Машиностроение, 1987 г. 416 с.

2.      Гузенков П.Г., «Детали машин», 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

.        Детали машин: Атлас инструкций. Под ред. Д.Р. Решетина М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

.        Березовский Ю.Н, Петров М.С. «Детали машин», М.: Машиностроение, 1983 г., 384 с.

.        Дружинин Н.С., Выполнение чертежей по ЕСКД М.: Изд-во стандартов, 1975 г. 542 с.

.        «Проектирование механических передач» / Под рез. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 с.

.        «Подшипники качения»: Справочник-каталог / Под. Ред. Р.В Коросташевского. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

.        Кузьимин А.В., Чернин И.М. «Расчёты деталей машин», 3-е изд. - Минск: Высшая школа 1986 г. 402 с.