Разработка привода ленточного конвейера

Размещено на http: //www. allbest. ru/

Размещено на http: //www. allbest. ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчет параметров цепной передачи

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Второй этап компоновки редуктора

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Уточненный расчет валов

12. Вычерчивание редуктора

13. Посадки основных деталей редуктора

14. Выбор сорта масла

15. Сборка редуктора

Заключение

Список используемой литературы и источников информации



Введение

электродвигатель редуктор шпоночный шестерня

Проектируемый привод ленточного конвейера состоит из муфты, конического редуктора и цепной передачи. Вращение от двигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. От тихоходного вала редуктора через цепь вращение передается на конвейер.

Целью данной работы является проектирование привода, расчет передач, проверка и конструирование валов, разработка корпуса редуктора.

Ленточный конвейер является наиболее распространённым типом транспортирующих машин, в нашем случае, он служит для штучных грузов. Применяется на промышленных производствах, в рудниках и шахтах, а так же в сельском хозяйстве.

Задание на курсовой проект

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный конический прямозубый редуктор и цепную передачу для привода ленточного конвейера для штучных грузов.

Исходные данные: F = 17,3 кН; V_л = 1,2 м/с; D = 0,32 м; L_h = 10



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Примем предварительно КПД:

, где

КПД пары конических зубчатых колес

КПД, учитывающий потери пары подшипников качения

КПД открытой цепной передачи

КПД, учитывающий в опорах вала приводного барабана

Требуемая мощность электродвигателя

Необходимая мощность для работы конвейера

F=17,3 кН

V_л=1,2 м/с

По таблице П1 приложения по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А123М4УЗ, с параметрами и скольжением S=1,9%.

Номинальная частота вращения , угловая скорость



По таблице П2 диаметр выходного конца вала ротора =28 мм.

Общее передаточное отношение привода

Угловая скорость барабана

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 12289-76

_р = 5,6

_ц = 7

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного вала:

Вал B	n1 = nдв = 1471 об/мин	1 = дв = 154 рад/с
Вал С
Вал А	nб = 37,5 об/мин	б = 3,75 рад/с

Вращающие моменты:

T =

на валу шестерни



на валу колеса

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Принимаем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой. По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения

- коэффициент безопасности

- коэффициент долговечности

Внешний делительный диаметр колеса

Коэффициент К_Н при консольном расположении шестерни -- К_Н = 1,35 (табл. 3.1). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию _bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76). Для прямозубых передач K_d = 99; передаточное число u = u_р = 5,6.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_е2 =500 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁=25.

Число зубьев колеса

z₂ = z₁*u = 25*5,6 = 140

Внешний окружной модуль

Углы делительных конусов

=14?

?

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

мм

Принимаем b = 81 мм. Внешний делительный диаметр шестерни

Средний делительный диаметр шестерни



Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 при _bd = 0,96, консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К_H = 1,03. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,

К_Н = 1,05 (табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при v> 5 м/с К_Нv = 1 (табл. 3.6). Таким образом,

Проверяем контактное напряжение

Силы в зацеплении:

Окружная

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба



По табл. 3.7 при _bd = 0,96, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HR < 350 значения К_F = 1,09. По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 6,5 м/с и 7-й степени точности К_Fv = 1,15.

Y_F -- коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 = 3,88 и Y_F2 = 3,60.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ. Для шестерни = 1,8 270 490 МПа; для колеса = 1,8 245 = 440 МПа.

Коэффициент запаса прочности

[S_F] = [S_F]' [S_F]".



По табл. 3.9 [S_F]' = 1,75; для поковок и штамповок [S_F]" = 1. Таким образом, [S_F] = 1,75 * 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость :

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

3. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего

Т_к1 = Т₁ = 189 Нм;



ведомого

Т_к2 = Т_к1 u = 189 5,6 = 1016,4 Нм.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [_к] = 25 Мпа

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя d_дв = 42 мм, принимаем d_вl = 36 мм.

Диаметр под подшипниками примем d_пl = 40 мм; диаметр под шестерней d_к1 = 36 мм.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала d_в2 определяем при меньшем [_к] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

Примем d_в2 = 64 мм; диаметр под подшипниками = 75 мм, под зубчатым колесом = 90 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня. Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (Применяем посадочную шпонку).

Длина посадочного участка (назовем его по аналогии l_cт) l_cт b= 81 мм; примем l_cт = 83 мм.

Колесо. Коническое зубчатое колесо кованое.

Его размеры:

d_ае2 = 499,4 мм; b₂ = 81 мм.

Диаметр ступицы d_cт l,6 _dк2 = 1,6 75 120 мм;

длина ступицы l_cт = (1,21,5)_dк2 = (1,21,5) 120 = 105 мм

Толщина обода _о = (34) m= (34) 3,4 = 10,213,6 мм; принимаем _о = 12 мм.

Толщина диска С = (0,10,17) R_е = (0,10,17) 284= 28,448,3 мм; принимаем С = 35 мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b = 1,5 = 1,5*16 = 24 мм

b₁ = 1,5 = 1,5*13 = 19,5 мм

нижнего пояса корпуса

p = 2,35 = 2,35*16 = 37,6 мм



Диаметры болтов:

фундаментных

d₁ = 0,055Re + 12 = 0,055 * 284 + 12 = 27,62 мм 28 мм;

принимаем фундаментные болты с резьбой М20; болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d₂ = (0,70,75)d₁ = = (0,70,75) 28 = 19,621 20 мм;

принимаем болты с резьбой M12; болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d₃ = (0,50.6)d₁ = (0,50,6) 28 = 1417 15 мм;

принимаем болты с резьбой М12.

6. Расчет параметров цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

T₃ = T₂ = 1016,4 H*м

Передаточное число цепной передачи и_ц = 7.

Число зубьев ведущей звездочки z₃ = 31 --2 и_ц = 31 -- 2 7 17.

Число зубьев ведомой звездочки z₄ = z₃ и_ц = 17*7 = 119.



Расчетный коэффициент нагрузки примем Кэ = 1,25.

Шаг однорядной цепи

При n₂ = 262,8 об/мин по табл. 7.18 принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [р] = 23 МПа. Тогда

Принимаем по табл. 7.15 цепь с шагом t = 44,45 мм; Q = 172,4 кН; q = 7,5 кг/м; A_оп = 473 мм2 (ГОСТ 13568-75).

Скорость цепи

Окружная сила

Проверяем давление в шарнире:

уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление р] = 19 [1 + 0,01(21 - 17)] 20 МПа; условие р [р] выдержано.

Межосевое расстояние

Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц = 8471 Н;

от центробежных сил

F_v = qv² = 7,5 3,3² 82 Н;

от провисания цепи при k_f = 1,5; q = 7,5 кг/м;

Расчетная нагрузка на валы

Диаметры ведущей звездочки:

делительной окружности

наружной окружности

где d₁ = 25,4 -- диаметр ролика (табл. 7.15).

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение



это больше, чем требуемый коэффициент запаса [s] = 10,3 (табл. 7.19); следовательно, условие s [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки d_ст3 = 1,6 81 = 130 мм; l_ст3 = (1,21,5) 81 = 97122 мм; принимаем l_ст3 = 110 мм.

Толщина диска звездочки 0,93 В_вн = 0,93 25,4 = 23,6 мм, где В_вн = 25,4 мм -- расстояние между пластинами внутреннего звена (табл. 7.15).

7. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары -- окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные средней серии (см. табл. П7):

Условное обозначение подшипника	d	D	T	C	C0	e
	мм	кН
7308	40	90	25,25	66	47,5	0,28
7315	75	160	40,0	180	148	0,33

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок (табл. 9.21). Для однорядных конических роликоподшипников по формуле (9.11)



Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f₁ = 75 + 19 = 94 мм. Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала c₁ (1,42,3) f₁ = (1,42,3) 94 = 131216 мм. Примем c₁ = 140 мм.

Определяем замером размер А - oт линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер

А = А' = 180 мм.

Нанесем габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f₂ = 124 мм и с₂ = 235 мм (обратим внимание на то, что

А' + А = с₂ + f₂

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал



Силы, действующие в зацеплении: F_t = 4468 Н; F_r1 = F_a2 = 1628 Н и F_a1 = F_r2 = 287 Н.

Первый этап компоновки дал f₁ = 94 мм и с₁ = 140 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_а, обозначим индексом «2»),

В плоскости хz

Проверка:

В плоскости уz



Проверка:

R_y2 - R_y1 + F_r= 1006 - 2634 + 1628 = 0.

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле

здесь для подшипников 7308 параметр осевого нагружения е = 0,28.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем случае

S₁ > S₂; F_a> 0;

тогда

P_аl = S₁ = 1840 Н; Р_а2 = S₁ + F_a = 1840 + 287 = 2127 Н.



Рассмотрим левый подшипник.

Отношение

поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле

для заданных условий

V = К_б = К_т = 1;

для конических подшипников при

коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y= 2,16 (табл. 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка Р_э2 =(0,4 3165+2,16 2127)*1*1 = 5,86 кН.

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч



где n = 1471,5 об/мин -- частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность. млн. об.,

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность подходит.

Ведомый вал



Из предыдущих расчетов F_t = 4468 Н; F_r = 287 Н и F_a = 1628 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_вх = 8961 Н. Составляющие этой нагрузки

F_вх = F_ву = F_в sin = 8961 sin 45° 6336 Н.

Первый этап компоновки дал f₂ = 124 мм, с₂ = 235 мм и примем l₃ = 100 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым» (табл. 9.21).

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости xz



Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса

d₂ = m_z2 = 3,4140 = 476 мм

Эквивалентные нагрузки:

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники средней серии 7308, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Отношение поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка



Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

здесь n = 262,8 об/мин -- частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7315 подходят.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Выбираем призматически шпонки. Проверим прочность соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте d_в2 = 64 мм. Сечение и длина шпонки b x h x l = 18 х 11 х 80, глубина паза t₁ = 7 мм по ГОСТ 23360-78.

Момент на звездочке Т₃ = 1016,4 Нм.

Напряжение смятия

На срез



11. Уточненный расчет валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Материал валов -- сталь 45 нормализованная; _в = 570 МПа (табл. 3.3).

Пределы выносливости _-1 = 0,43 : 570 = 246 МПа и _-1 = 0,58 246 = 142 МПа.

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне . В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты М_у и М_х и крутящий момент Т_z = Т₁.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

Суммарный изгибающий момент

Момент сопротивления сечения



Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

По табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7



коэффициент = 0,1;

Коэффициент запаса прочности

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s] = 1,51,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s] = 2,53,0. Полученное значение s = 2,53 достаточно.

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом d_к2 = 90 мм и под подшипником d_п2 = 75 мм со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т₂ = 1016,410³ Нмм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент

а под подшипником

М_и3 = F_вl₃ = 8961 100 = 896,1 Нм.

М_и2 больше М_и3 всего на 15%, а момент сопротивления W₂ больше W₃ пропорционально = = (90/75)³ = 1,60, т. е. на 60%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.

Изгибающий момент М_и3 = 896,1 Нм.

Момент сопротивления сечения



Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

По табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7 и = 0,1



Коэффициент запаса прочности

12. Вычерчивание редуктора

Вычерчиваем редуктор в двух проекциях в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.

Укажем некоторые конструктивные особенности проектируемого редуктора.

Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане.

Рассмотрим, как передается осевая сила. От шестерни осевая сила передается через заплечик вала, внутреннее кольцо правого подшипника, распорную втулку, левый подшипник, промежуточное кольцо, крышку подшипника и болты. С болтов осевая сила передается на корпус редуктора. Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен манжетным уплотнением.

Подшипники ведомого вала уплотнены так же, как подшипники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса передается кольцо на внутреннее кольцо подшипника, через ролики на наружное кольцо, далее через промежуточную втулку, крышку подшипника и болты на корпус редуктора.

Радиально-упорные подшипники регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку из технического картона.

Маслоспускное отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины.

Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем.

Относительное расположение корпуса и крышки редуктора фиксируется двумя коническими штифтами. Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой М20.

13. Посадки основных деталей редуктора

Посадка зубчатого колеса на вал Н7 / р6 по ГОСТ 25347-82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7 / р6.

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

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13.

14. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях _Н = 390 МПа и средней скорости v = 6,5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 2210^-6 м²/с.

По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.

Сорт мази выбираем по табл. 9.14-- солидол марки УС-2.

15. Сборка редуктора

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

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

на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ^оС;

в ведомый вал закладывают шпонку 18 х 11 х 80 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, 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 штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, 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 звездочку и закрепляют ее торцовым креплением: винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного 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

В процессе выполнения курсового проекта, была усвоена методика расчета и конструирования механизмов и деталей, научились пользоваться технической литературой, справочниками, каталогами и ГОСТами.

Были развиты способности выполнения сборочных чертежей деталей с правильной простановкой размеров, предельных отклонений и шероховатости поверхности в соответствие с требованиями ЕСКД.

Научились разрабатывать конструкцию одноступенчатого конического редуктора, выбирать требуемый электродвигатель, подбирать соответствующие подшипники, сорт масла, соответствующие стандартные изделия.



Список используемой литературы

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

2. Степин П.А. Сопротивление материалов: Учебник для вузов. Изд.6, перераб. и доп. 1979. 312 с.

3. Иванов, М. Н., Детали машин: Учеб. Для машиностроения. спец.вузов./М.Н. Иванов - 4-е изд., перераб.- М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

Список используемых источников информации

[1] http://vsegost.com/ - Библиотека ГОСТов

[2] https://ru.wikipedia.org/wiki/Конический_редуктор

[3] http://promplace.ru/article_single.php?arc=168м - ленточный конвейер

Размещено на Allbest.ru

...