Привод ленточного конвейера. 3

Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего

профессионального образования

«Хабаровская  государственная академия экономики  и права»

 

Факультет: «Коммерческий»

Кафедра «ТПОП»

 

 

 

 

 

 

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

 

Пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

 

 

 

 

 

 

Студент группы    ТП-71      _________________________ Зольников Д.Е.

подпись, дата

Руководитель  проекта  _________________________ Яворский Н.И.

       подпись, дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Хабаровск 2009

Оглавление

введение 3

кинематический и силовой  расчёт привода 4

выбор материалов 7

расчёт допускаемых напряжений 9

расчёт зубчатой передачи по контактным напряжениям 12

проектный расчёт валов 17

разработка конструкции  детали 23

эскизная компоновка (в масштабе 1:1) 25

уточнённый расчёт валов 26

расчёт подшипников на долговечность 30

проверка шпоночных соединений 31

выбор допусков и посадок  детали 32

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 33

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННоЙ ИСТОЧНИКОВ 34

 

Введение.

«Детали машин» являются первым из расчётно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Целью курсовой работы является приобретение навыков принятия самостоятельных  конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала  по расчету типовых деталей машин.

Задачей работы является разработка привода ленточного конвейера. Привод состоит из электродвигателя и одноступенчатого цилиндрического редуктора. Вращательное движение от электродвигателя редуктору  передается валом.

Электродвигатель выбирается по требуемой  мощности и ориентировочной частоте  вращения. Зубчатая передача проектируются  по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. Все передачи проверяются по контактным, изгибным напряжениям. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем  на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем  на смятие. Валы проверяются на сопротивление  усталости при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов  напряжений.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция  редуктора, отвечающая современным  требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

 

1. Кинематический и силовой расчёт привода.

 

 

Рисунок 1. Схема привода.

 

1. Определяем  общий коэффициент полезного  действия привода.

 

η_общ =  η_{рем ×} η_{зуб ×} η_{муфты ×} η³_пк;

 

где η_рем – коэффициент полезного действия клиноремённой передачи, принимаем η_рем = 0,96 /1/

  η_зуб – коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической передачи, принимаем η_зуб = 0,97 /1/

  η_муфты – потери на трение в муфте, принимаем η_муфты = 0,98 /1/

  η_пк – потери на трение в одной паре подшипников качения, принимаем η_пк = 0,99 /1/

 

η_общ = 0,96 × 0,97 × 0,98 × 0,99 = 0,90

 

2. Определяем  требуемую мощность электродвигателя.

 

Р_дв.тр. = Р_бар. / η_общ = 4,0 / 0,90 = 3,6 кВт

 

3. Определяем  частоту вращения барабана.

 

n_бар. = (30 ˟ ω) / π

 

ω = (π ˟ n) / 30

 

n_бар. = (30 ˟ 3,6 ˟ π)/ π = 108 об/мин

 

4. Выбор электродвигателя.

 

По  требуемой мощности двигателя Р_дв = 3,6 кВт выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытые обдуваемые по ГОСТ 19523-81, с синхронной частотой вращения n_с = 1000 об/мин, тип двигателя 4А 112МВ6УЗ, с параметрами Р_дв = 4,0 кВт и коэффициентом скольжения S=5,1 %

Асинхронная частота вращения двигателя

 

n_ном = n_с (1 – S) = 1000 ˟ (1 – 0,051) = 949 об/мин

5. Определяем общее передаточное число привода.

 

u_общ = n_ном / n_бар. = 949 / 108 = 8,8

 

6. Разбиваем общее передаточное число  привода по ступеням.

 

Принимаем передаточное число ремённой передачи u_рем. = 4, /2/ тогда передаточное число зубчатой передачи

 

u_зуб. = u_общ. / u_рем. = 8,8 / 4 = 2,2

 

Принимаем передаточное число зубчатой передачи по ГОСТ 2185-66

u_зуб. = 2,24 по 2 ряду /2/

 

Уточняем  значения передаточного числа ремённой передачи.

 

u_рем. = u_общ. / u_{зуб. ст.} = 8,8 / 2,24 = 4

 

7. Определяем  мощности на валах привода.

 

Р₁ = Р_дв.тр. × η_рем × η_пк = 4,0 × 0,96 × 0,99 = 3,8 кВт

Р₂ = Р₁ × η_зуб × η_пк = 3,8 × 0,97 × 0,99 = 3,6 кВт

Р₃ = Р₂ × η_муфты × η_пк = 3,6 × 0,98 × 0,99 = 3,5 кВт

 

8. Определяем  числа оборотов на валах.

 

n₁ = n_ном / u_рем.  = 949 / 4 = 237 об/мин

n₂ = n₁ / u_зуб. = 237 / 2,24 = 106 об/мин

n₃ = n₂ = n_бар. = 108 об/мин

 

9. Определим угловые скорости валов.

 

ω_дв. = π × n_ном / 30 = 3,14 × 949 / 30 = 99,33 с^-1

ω₁ = ω_дв. / u_рем. = 99,33 / 4 = 24,83 с^-1

ω₂ = ω₃ = ω₁ / u_зуб. = 24,83 / 2,24 = 11,08 с^-1

 

10. Определяем  крутящие моменты на валах.

Т_дв = Р_дв.тр. / ω_дв. = (4 ×10³) / 99,33 = 40,27 Нм

Т₁ = Р₁ / ω₁ = (3,8 ×10³) / 24,83 = 153 Нм

Т₂ = Р₂ / ω₂= (3,6 ×10³) / 11,08 = 325 Нм

 

2. Выбор материалов.
1. Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс.

Рисунок 2. Расчётная схема  зубчатой передачи.

 

1 Шестерня             2 Колесо

 

Р₁ = 3,8 кВт           Р₂ = 3,6кВт

 

ω₁ = 24,83 с^-1        ω₂ = 11,08 с^-1

 

n₁ = 237 об/мин        n₂ = 106 об/мин

 

Т₁ = 153 Нм        Т₂ = 325 Нм

 

Для равномерного изнашивания зубьев и  для приработки колёс принимаем  твёрдость шестерни больше твёрдости колеса на 30 ÷ 50 по Бринеллю:

НВ_ш > НВ_к на 30 ÷ 50

 

Принимаем твёрдость материалов НВ ≤ 350, которая  позволяет производить частовое нарезание зубьев после термообработки.

  Принимаем материал для изготовления шестерни и колеса со средними механическими характеристиками /3/, результаты заносим в таблицу 2.1:

 

Таблица 2.1 – Механические характеристики материала

 

		Шестерня		Колесо
Марка стали		Ст 45		Ст 40
Твердость (НB)		241 – 285		192 – 228
Размер сечения (S, мм)		60		60
Предел прочности (, МПа)		850		700
Предел текучести (, МПа)		580	400
Термообработка	Улучшение		Улучшение

 

Примем  твёрдость материала для колеса НВ_к=200, а твёрдость материала для шестерни НВ_ш=245.

 

3. Расчёт допускаемых напряжений.

Допускаемое контактное напряжение, возникающее при контакте двух зубьев, определяем в зависимости от графика нагрузки.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1,0Т

 

 

 

                                                         

 

  

 

 

 

 

Рисунок 3. График нагрузки привода.

 

1.  Определяем суммарное время  работы привода.

 

t_∑ = L ˟ 365 ˟ k_г ˟ 24 ˟ k_с = 10 ˟ 365 ˟ 0,8 ˟ 24 ˟ 0,7 = 49056 часов

 

2. Определяем допускаемые контактные напряжения.

 

[σ_н] = (σ_н ˟ limϐ ˟ K_НL) / [S_Н],

 

где σ_н ˟ limϐ – предел выносливости материала. Для среднеуглеродистых марок стали

σ_н ˟ limϐ = 2НВ + 70

σ_н ˟ limϐ₁ = 2НВ₁ + 70 = 2 × 245 + 70 = 560 МПа

σ_н ˟ limϐ₂ = 2НВ₂ + 70 = 2 × 200 + 70 = 470 МПа

 

К_HL – коэффициент долговечности. 1 ≤ К_НL < 2,4

,

где N_НО – базовое число цикла нагружения.

Для стали  с твёрдостью НВ₁ ≤ 350, N_НО = 35 × 10⁶.

Для шестерни с твёрдостью НВ₁ = 245, N_НО1 = 17 ×10⁶.

Для колеса с твёрдостью НВ₂ = 200, N_НО2 = 10 × 10⁶ = 10⁷.

N_НЕ – действительное число циклов нагружения.

Для ступенчатого графика изменений нагрузки

 

N_НЕ = ((60 × n × c) / Т³_Н) × ∑Т³ _i × t_i ,

 

где n – число оборотов колеса или шестерни.

n₁ = 237 об/мин

n₂ = 106 об/мин

с – число  вхождений в зацепление зуба, рассчитываемого  колеса за один оборот.

Принимаем с = 1.

Т_Н – наибольший из длительнодействующих моментов.

Т_i – момент, действующий в i – время.

t_i – время действия i – момента.

 

N_HEi = ((60 × n_i × с) / 1,0 × Т³) [(1,0Т)³ × 0,1t_∑ + (0,7Т)³ × 0,6 t_∑ + (0,3Т)³ × 0,3 t_∑] =

 

= 60 × n_i × c × t_∑ (1,0³ × 0,1 + 0,7 ³ × 0,6 + 0,3³ × 0,3)

 

 

 

 

К_НL1 = = = 0,7 ~ 1

 

K_HL2 = = = 0, 7 ~ 1

 

[S_H] – коэффициент безопасности (запас прочности). [S_H] = 1,1 ÷ 1,2

 

[σ_Н]₁ = = = 509 МПа

 

[σ_Н]₂ = = = 427 МПа

 

4. Расчёт зубчатой передачи по контактным напряжениям.
1. Определяем межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности зубьев.

 

a_w = K_a (u_зуб. + 1) ,

 

где К_а – это коэффициент, учитывающий вид передачи.

Для косозубой  передачи К_а = 43. /3/

К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба.

Ψ_ba – коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию.

Ψ_ba = 0,4 /3/

 коэффициент ширины колеса по делительному диаметру.

 

Ψ_bd = 0,5(u_зуб. + 1) × ψ_ba = 0,5(2,24 + 1) × 0,4 = 0,6

К_Нβ = 1,02 /3/

 

a_w = 43(2,24+1) = 135мм

Принимаем a_w = 140 мм по ГОСТ 2185-66.

4.2. Определяем  модуль зацепления.

m_n = (0,01 ÷ 0,02) a_w = 1,4 ÷ 2,8 мм

 

Принимаем m_n = 2,75 мм по 2 ряду по ГОСТ 9563-66.

 

4.3. Определяем число зубьев  на шестерне и колесе.

 

z₁ = ,

 

cosβ = 10°, cos10°  = 0,9848

 

z₁ = = 31

 

z₂ = z₁ × u_зуб. = 31 × 2,24 = 69

 

4.4. Определяем  фактический угол наклона зуба.

 

cosβ = = = 0,9821

β = 9°12’

4.5. Определяем  геометрические размеры шестерни  и колеса.

4.5.1. Делительные  диаметры.

d₁ = = = 87 мм

 

d₂ = = = 193 мм

 

a_w = = = 140 мм

4.5.2. Определяем  диаметры окружностей вершин  зубьев.

da₁ = d₁ + 2m_n = 87 + 2 × 2,75 = 92,5 мм

da₂ = d₂ + 2m_n = 193 + 2 × 2,75 = 198,5 мм

 

4.5.3. Определяем  диаметры впадин шестерни и  колеса.

d_f1 = d₁ – 2,5m_n = 87 – 2,5 × 2,75 = 80 мм

d_f2 = d₂ – 2,5m_n = 193 - 2,5 × 2,75 = 186 мм

 

4.5.4. Высота  головки зуба.

 

 

4.5.5. Высота  ножки зуба.

h_f = 1,25m_n = 1,25 × 2,75 = 3,44

 

4.5.6. Определяем шаг зацепления.

Р = × m_n = 3,14 × 2,75 = 8,64

 

4.5.7. Определяем толщину зуба и ширину впадины по делительному диаметру.

S = l = = = 4,32 мм

 

4.5.8. Определяем ширину колеса и шестерни.

b₂ = ψ_ba × a_w = 0,4 × 140 = 56 мм

b₁ = b₂ + (5÷10) = 56 + 10 = 66 мм

 

4.6. Определяем  действительные контактные напряжения  в спроектированной передачи.

σ_H = = = 405 МПа

 

где К_Н = К_Нβ × К_HV × K_Hα = 1,02 × 1,0 × 1,1 = 1,122

К_HV – динамический коэффициент

 

При данной скорости для косозубых колес  следует принять 9-ю степень точности.

 коэффициент учитывающий  повышение прочности косых зубьев  по сравнению с прямыми зубьями.

При 9-ой степени точности и V=1,079 м/с:

Получаем  σ_H < [σ_H]₂ на 5,2 %, это означает, что условие прочности в этой передачи выполняется.

 

4.7. Расчёт  зубчатой передачи по напряжениям  изгиба.

4.7.1. Определяем  силы, действующей в зацеплении

4.7.1.1. Окружная  сила

F_t = = = 3517 H

 

4.7.1.2. Радиальная сила

 

 

4.7.1.3. Осевая  сила

 

 

,

 

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент формы  зуба, зависящий от эквивалентного  числа зубьев z_v;

 коэффициент, учитывающий неточность расчетной схемы;

 коэффициент, учитывающий повышение прочности косового зуба по сравнению с прямым.

 

 

 

 

 

 

/3/

/3/

 

 

 

 

где - коэффициент торцевого перекрытия;

 степень точности зубчатых колес.

При проектирование можно  принимать среднее значение  и степени точности 9-ю.

 

 

 

 

 

 

где предел выносливости материала по напряжениям изгиба;

 коэффициент долговечности, ;

 запас прочности по напряжениям изгиба.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Принимается 

 

 

 

Где коэффициент, учитывающий вид получения заготовки, при поковке принимается ; /3/

 коэффициент, учитывающий условия не разрушения материала, принимается /3/

 

 

 

 

Так как  , то условие прочности выполняется.

 

Результаты расчетов заносим  в таблицу 4.1

 

Таблица 4.1 – Основные параметры  передачи 1-2

 

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	aw	мм	140
2. Число зубьев шестерни	z1	мм	31
3. Число зубьев колеса	z2	мм	69
4. Модуль зацепления	mn	мм	2,75
5. Диаметр делительной окружности  шестерни	d1	мм	87
6. Диаметр делительной окружности  колеса	d2	мм	193
7. Диаметр окружности выступов  шестерни	da1	мм	92,5
8. Диаметр окружности выступов  колеса	da2	мм	198,5
9. Диаметр окружности впадин шестерни	df1	мм	80
10. Диаметр окружности впадин колеса	df2	мм	186
11. Ширина зубчатого венца шестерни	b1	мм	66
12. Ширина зубчатого венца колеса	b2	мм	56
13. Степень точности передачи	-	-	9-я
14. Окружная сила в зацеплении	Ft	Н	3517
15. Радиальная сила в зацеплении	Fr	Н	1296
16. Осевая сила	Fa	H	565

 

 

5. Проектный расчёт валов.

Рисунок 4. Расчётная  схема зубчатой передачи.

 

 

1 Шестерня             2 Колесо

 

Р₁ = 3,8 кВт             Р₂ = 3,6 кВт

 

ω₁ = 24,83 с^-1         ω₂ = 11,08 с^-1

 

n₁ = 237 об/мин          n₂ = 106 об/мин

 

Т₁ = 153 Нм         Т₂ = 325 Нм

 

 

 

 

5.1. Проектирование быстроходного вала.

 

 

Рисунок 5. Вал шестерни.

 

 

 

5.1.1. Определяем  диаметр выходного конца вала

 

где допускаемое заниженное касательное напряжение, принимаем .

По ГОСТ 12080-66 принимается  значение выходного конца вала:

 

(длина вала)

(галтель)

 (фаска на валу)

 

5.1.2. Определяем диаметр вала для установки подшипников

 

 

величина упорного пояска на валу, принимается .

 

По ГОСТ 8338-85 предварительно принимаем, при внутреннему диаметру кольца подшипника, подшипник шариковый, радиальный,

легкой серии 2 №208:

 

 

В = 18 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

Колесо выполняется  заодно с валом при условии, что ,

 

Для передачи крутящего момента на вал, на выходном конце вала устанавливают призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 :

 

 

(высота)

(ширина)

 (длина)

 

 

5.2. Проектирование тихоходного вала.

Рисунок 6. Вал колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2.1. Определяем диаметр выходного конца вала

 

 

Где допускаемое заниженное касательное напряжение, принимаем  .

 

По ГОСТ 12080-66 принимается значение выходного  конца вала:

 

(длина вала)

(галтель)

 (фаска на валу)

 

5.2.2. Определяем диаметр вала для установки подшипников

 

величина упорного пояска на валу, принимается .

 

По ГОСТ 8338-85 предварительно принимаем, при внутреннему диаметру кольца подшипника, подшипник шариковый, радиальный,

легкой серии 2 №210:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Колесо выполняется  заодно с валом при условии, что ,

 

Для передачи крутящего момента на вал, на выходном конце вала устанавливают призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78:

 

 

(высота)

(ширина)

 (длина)

 

5.2.3. Находим  недостающие размеры  для проектирования тихоходного  вала 

 

 диаметр вала под  колеса.

 

 

 диаметр ступицы.

 

 

 диаметр буртика  для ограничения перемещения  колеса вдоль оси вала.

 

 

 

 

6. Разработка конструкции детали

6.1. Конструирование зубчатых колес

 

 

 

 

 толщина зубчатого венца, принимаем

 

 

 

 

 

 

 

 

6.2. Конструирование подшипниковых крышек

Для   герметизации  подшипниковых  узлов   редуктора,  осевой   фиксации подшипников  и   восприятия  осевых  нагрузок   широко  применяют   врезные  крышки  из  чугуна СЧ 15, глухие  и  с отверстием  для манжетного уплотнения.

 

6.3. Расчет корпуса редуктора

6.3.1. Определение толщины стенки корпуса и крышки редуктора для одноступенчатого цилиндрического редуктора

 

 

6.3.2. Толщина фланца корпуса и редуктора

 

 

6.3.3. Толщина пояса корпуса

 

 

6.3.4. Толщина ребер жесткости

 

 

6.3.5. Диаметр фундаментных болтов

 

 

По ГОСТ 7798-70 выбираем болт М16х75,

1. Диаметр болтов у подшипников

 

По ГОСТ 7798-70 выбираем болт М12х57,5,

2. Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом

 

По ГОСТ 7798-70 выбираем болт М8х45,

 

3. Размер определяющий положение болтов у подшипников

 

Принимаем

4. Зазор между колесом и стенкой корпуса по диаметру

 

Принимаем

 

 

8. Уточнённый  расчёт валов.

8.1. Составляем  расчётную схему тихоходного  вала.

 

Значение консольных нагрузок на тихоходном валу:

= = 2253,5 H

 

Определяем  реакции в подшипниках тихоходного  вала:

Вертикальная  плоскость:

а) определение опорных реакций:

 

 

-  F_rl₁ + F_{a + RBy} × (l₁ + l₂) = 0

 

  = = 178 H

 

 

 

= 0

 

= = 1118 H

 

Проверка:

 

 

178 + 1118 – 1296 = 0

 

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

1118 × 58 + 178 × 58 = 75168 Hмм

 

Горизонтальная  плоскость:

а) определение опорных реакций:

 

 

 

 

= = 1622 H

 

 

 

= 0

= = 2885 H

 

Проверка:

 

 

2885 – 3517 – 1622 + 2253,5 = 0

 

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

 2885 × 58 + 1622 × 58 = 261406 Нмм

 

Определяем  суммарные изгибающие моменты:

= = 271999 Нмм

 

Строим крутящую эпюру:

Т = Т₂ = 325 × 10³ = 325000 Нмм

 

Расчёт вала на выносливость сводится к определению  запаса прочности для опасного сечения.

Коэффициент запаса прочности по нормальным  и касательным напряжениям:

;

 

;

 

;

 

где , – предел выносливости материала при симметричном знакопеременном цикле нагружения.

Принимаем для тихоходного вала сталь 45, для  которой σ_в = 800 МПа, σ_т = 550 МПа, при этом придел выносливости стали при изгибе и кручении:

 МПа

 МПа

 

, - эффективный коэффициент концентрации напряжений.

/2/

/2/

ε – масштабный коэффициент, ε = 0,8; /2/

β – коэффициент, учитывающий состояние  поверхности, β = 1,0. /2/

, - амплитуда циклов при изгибе, кручении:

;

 

 

 

 

 

 

 

 

;

 

;

 

T = 325000 Hмм;

 

 

 

 

 

 

 

ψ_σ, ψ_τ – коэффициенты, учитывающие ассиметрию цикла,

ψ_σ = 0,01; ψ_τ = 0,02; /2/

 

 

 

 

 

 

 

Условие, что S ≥ [S] = (1,5 ÷ 2,5) выполняется.

 

9. Расчёт подшипников на  долговечность.

= = 3145 H

= = 1632 H

 

 

 

Подбор  подшипников по динамической грузоподъемности:

 

 

 

α = 3 /2/

с = 27,5 кН /5/

- эквивалентная нагрузка, действующая на подшипник в  действительных условиях его  работы.

 

 

где Х –  коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем  Х = 0,56;

К – коэффициент, учитывающий какое кольцо подшипника вращается. Принимаем К = 1.

 – осевая нагрузка, действующая на подшипник, 

Y – коэффициент осевой нагрузки. Принимаем Y = 2,0;

е – вспомогательный  коэффициент осевой нагрузки. Принимаем  е = 0,22;

 – коэффициент, учитывающий  условия работы подшипника. Принимаем  ;

 – температурный  коэффициент. Принимаем t ≤ 100°C,    

 

 

 

, данный подшипник удовлетворяет  заданным условиям, так как полученный  ресурс больше заданного. Принимаем  подшипник шариковый, радиальный, легкой серии 2 №210:

 

 

 

 

 

 

10. Проверка шпоночных  соединений.

10.1. Проверяем  шпоночное соединение под колесом.

 

10.1.1. Определяем напряжения смятия:

 

 

 

 

 

 

 

 

Данная  шпонка подходит по условиям прочности.

 

10.1.2. Определяем касательные напряжения  среза:

 

 

 

 

 

 

 

Назначенная шпонка удовлетворяет всем условиям прочности.

 

На выходном конце вала устанавливаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78:

 

(высота)

(ширина)

 (длина)

 

11. Выбор допусков и посадок детали.

 

Зубчатые  колеса:

 

Крышки  торцовых узлов на подшипниках качения:

 

Внутренние  кольца подшипников качения на валы:

 

Наружные  кольца подшипников качения в корпус:

 

Манжеты на валы:

 

Шпоночные соединения:

 

Заключение.

При работе над курсовой работой  были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора  и конструировании его деталей.

Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и  проверены на пригодность шпоночные  соединения, подшипники, разработан общий  вид редуктора, разработаны рабочие  чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса.

      Электродвигатель  был выбран исходя из потребной  мощности и условий работы  привода.

      Шпоночные соединения были проверены  на смятие. Пригодность подшипников  была оценена по статической  и динамической грузоподъемности.

      Форма и размеры деталей редуктора  и плиты привода были определены  конструктивными и технологическими  соображениями, а также выбором  материалов и заготовок.

Полученная конструкция  привода в полной мере отвечает современным  требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.