99206

Привод ленточного конвейера для передачи крутящего момента на барабан

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Схема усилий в зацеплении Усилия в передаче определим по следующим формулам: Окружные силы на колесе и шестерне тихоходной ступени примем равными: Радиальные силы на колесе и шестерне тихоходной ступени: Осевые силы на колесе и шестерне тихоходной ступени примем также равными: Усилия действующие на колесо тихоходной передачи: Окружные силы на колесе и шестерне быстроходной ступени: Радиальные силы на колесе и шестерне быстроходной ступени: Осевые силы на колесе и шестерне быстроходной ступени: Усилия действующие на колесо быстроходной...

Русский

2016-08-06

1.16 MB

0 чел.

Содержание

1 Введение          2

2 Задание          4

3 Проектирование привода        5

3.1 Расчет привода ленточного конвейера      5

3.2 Подбор электродвигателя        6

3.3 Данные, для расчеа на ЭВМ

4 Выбор оптимального варианта конструирования редуктора.   8

5 Статическое исследование редуктора      12

6 Кинематический расчет редуктора       15

7 Геометрический расчет передач редуктора     16

8 Расчет на прочность зубчатых передач редуктора    19

8.1 Допускаемые контактные напряжения      19

8.2 Допускаемые напряжения изгиба       21

8.3 Контактные напряжения в зацеплении передач     22

8.4 Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса     23

8.5 Заключение о работоспособности передачи     25

9 Конструирование валов редуктора привода     26

9.1 Выбор подшипников качения для валов редуктора     29

10 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих моментов 30

10.1 Определение реакций в опорах       30

10.2 Расчет промежуточного вала на статическую прочность   35

11 Основные размеры корпуса редуктора      39

Приложения           42

Список литературы          50



  1.  Введение

Привод ленточного конвейера был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает движение ленты конвейера со скоростью  1.34 м/с.

Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, редуктора, барабана. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.

Редуктор осуществляет понижения частоты вращения (в данном случае частоты вращения барабана относительно частоты вращения вала электродвигателя) и повышение крутящего момента.

Привод грузоподъемной машины по схеме 51 с редуктором типа 21 (рис.1)

F = 3.5кН вес поднимаемого груза;

Режим нагружения единичное производство.

Рисунок 1 Схема привода 51.

Редуктор состоит из 2-х цилиндрических быстроходной косозубой и тихоходной прямозубой передач. Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием.

Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапы под фундаментные болты не выступают за габариты корпуса, проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.


  1.   Задание

Спроектировать приводную станцию конвейера с редуктором по схеме 21 при силе тяги 3,5 кН и скорости ленты конвейера 1,34 м/с, режим работы III; ресурс 17000 ; серийность е.

Рисунок 2. Схема конструкции редуктора


  1.   Проектирование привода
    1.  Расчет привода ленточного конвейера

Определение ширины ленты:

.

Округлим ширину ленты по ряду нормальных линейных размеров(из ГОСТ 6636-69):

В=350мм.

Определение числа несущих слоев:

,

Где =5 Н/мм - допускаемое усилие на 1мм ширины одного слоя ленты.

,

.

Определение диаметра барабана:

Диаметр барабана принимаем из условия:

В, мм

300

400

500

650

800

3-4

3-5

3-6

3-7

4-9

Примем = 4.

По ГОСТ 6636 60* принимаем DБ=600мм.

Определение крутящего момента и частоты вращения барабана:

.

Частота вращения барабана:

Мощность необходимая для привода приведенного к валу барабана с учетом сопротивления потерь:

где , , , .

.

  1.  Подбор электродвигателя

Потребная мощность привода:

,

.

Подбор электродвигателя

Из таблицы 24,9 [2] определим двигатель с мощностью не менее .

Крутящий момент на выходном валу редуктора:

Определение общего передаточного отношения механизма.

Таблица 1

5,5 кВт

100L2/2850

112M4/1432

132S6/960

132M8/712

u

66,3

33,3

22,3

16,6

Выбираем электродвигатель типа 132S6/960 с частотой вращения nэл.дв.=960 об/мин.

Тип двигателя:      132М6/960

Синхронная частота:     1000 мин-1

Асинхронная частота:     960 мин-1

Мощность      5,5 кВт

3.3  Данные для расчета на ЭВМ:

Твых=1071,43 Н*м

I(и)=22,33

Редуктор №21

nэл.дв.=960 об/мин

PSI1=0,30

PSI2=0,26

L1=3

L2=2

SIG1=800

SIG2=900

TE=3060


  1.  Выбор оптимального варианта конструирования редуктора.

Условием выбора оптимального варианта конструкции редуктора является наименьший объем конструкции и минимальный вес.

По данным компьютерной распечатки будем производить выбор оптимального варианта конструкции (см. приложение).

Рисунок 3. Схема конструкции редуктора

По данным компьютерной распечатки произведем выбор оптимального варианта конструкции.

Объем конструкции редуктора определяем по формуле:

где

 Массу редуктора определяем по формуле:

Определим значения массы и объема для каждого варианта:

  1.  Вариант

  1.  Вариант

  1.  Вариант

  1.  Вариант

  

  1.  Вариант

 

Для выбора оптимального варианта конструкции редуктора по найденным значениям объема и массы редуктора построим график зависимости варианта конструкции от объема и массы.

В данном случае наиболее предпочтительным является вариант 4, так как в этом варианте объем и масса минимальны. Все дальнейшие расчеты будем производить для этого варианта.


  1.  Статическое исследование редуктора

Определяем моменты в зубчатых колесах.

Вращающий момент на колесе тихоходной ступени:

Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени:

где  ηзп  КПД зацепления;

    иТ  передаточное число на тихоходной ступени.

Вращающий момент на колесе промежуточного вала:

Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени:

Вращающий момент на входе в редуктор:

Рисунок 3. Схема усилий в зацеплении

Усилия в передаче определим по следующим формулам:

Окружные силы на колесе и шестерне тихоходной ступени примем равными:

Радиальные силы на колесе и шестерне тихоходной ступени:

Осевые силы на колесе и шестерне тихоходной ступени примем также равными:

Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:

Окружные силы на колесе и шестерне быстроходной ступени:       

Радиальные силы на колесе и шестерне быстроходной ступени:

Осевые силы на колесе и шестерне быстроходной ступени:

Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:


  1.  Кинематический расчет редуктора

 Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:

- частота вращения быстроходного вала из предварительного расчета и указана в распечатке, принимаем

- частота вращения промежуточного вала

- частота вращения тихоходного вала

Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи

Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи


  1.  Геометрический расчет передач редуктора 

 Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля α=20˚; коэффициентом головки (ножки) зуба ha*= hf*=1; коэффициент радиального зазора с*=0,25.

 Прямая передача (вторая ступень):

- угол зацепления

- делительные диаметры приводятся в распечатке:

- диаметры вершин

- диаметры впадин

- начальные диаметры

- коэффициент торцевого перекрытия

- коэффициент осевого перекрытия

- суммарный коэффициент перекрытия

 Шевронная передача (первая ступень):

- угол зацепления

- делительные диаметры

- диаметры вершин

- диаметры впадин

- начальные диаметры

- коэффициент торцевого перекрытия

- коэффициент осевого перекрытия

- суммарный коэффициент перекрытия

Длина общей нормали для шестерни тихоходной ступени:

=

мм.

Длина общей нормали для колеса быстроходной ступени:

=

мм.


  1.  Расчет на прочность зубчатых передач редуктора 

Выполняем проверочный расчет тихоходной передачи редуктора.

Предварительно по таблице 8.8 [1] выбираем материал Сталь 40Х: после выбора твердостей для всех элементов получаем:

  •  Шестерня

Твердость   HRC 45…55;

Термообработка  Закалка ТВЧ

  •  Колесо

Твердость   HRC 40…45;

Термообработка  Закалка ТВЧ

  1.  Допускаемые контактные напряжения 

Допускаемые контактные напряжения для передачи определяют по формуле

где - меньшее из двух.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни

,

где   - предел контактной выносливости;

- коэффициент безопасности;

 - коэффициент, учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы;

 - базовое число циклов перемены напряжений, определяемое по графику (рис.8.40, [1]);

- эквивалентное число циклов;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Допускаемые контактные напряжения:  

Допускаемые контактные напряжения для колеса

,

где  

 

 

 

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Допускаемые контактные напряжения:

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:

        

  1.   Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

где  - предел изгибной выносливости;

 - коэффициент безопасности;

 - коэффициент. учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой;

 

Допускаемые напряжения изгиба для колеса

где  

 

 

 

  1.   Контактные напряжения в зацеплении передач

Контактные напряжения в зацеплении определяются по формуле

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям;

коэффициент торцового перекрытия;

  коэффициент, учитывающий большее нагружение первой пары зубьев (Табл. 8.7. [1]);

-приведенный модуль упругости;

 

 

КH  Коэффициент расчетной нагрузки

По графику 8.15[1]

КHv по таблице 8.3[1]

Для выбора КHv  подсчитываем окружную скорость шестерни и назначаем 8-ую точность:

Условие прочности выполняется.

  1.  Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса

Напряжения в основании зубьев прямозубых колес определяем по формулам:

- для шестерни

F1 =YF1YFFtKF/(bwm),

где  по рис 8.20 [1]

Эквивалентное число зубьев:

где z  число зубьев,

YF  коэффициент, вычисляемый по формуле

YF = KFY/ ;

рис. 8.15 [1]

табл. 8.3. [1]

   Y  учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством

Y = 1 /140=1-12,839/140=0,908;

Тогда

YF = KFY/=10,908/1,67=0,45

F1 = YF1YFFtKF/(bwm)=4,050,6695301,26/(43,42,50)=242,94 МПа;

- для колеса

F2 =YF2YFFtKF/(bwm),

Где

Эквивалентное число зубьев:

,

где z  число зубьев,

  угол зацепления (из распечатки);

YF2= 3,72;

YF = KFY/ ;

KF =1  

Y = 1 /140=1-28,955/140=0,793;

Тогда:

YF = KFY/=10,793/1,67=0,47;

Коэффициенты расчетной нагрузки

,

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями

1,22

Коэффициент концентрации нагрузки

1

Коэффициент динамической нагрузки

;

1,2211,01=1,232;

F1 = YF1YFFtKF/(bwm)=3,720,4792441,232/(43,42)=228,39 МПа;

  1.  Заключение о работоспособности передачи 
  2.  Контактная выносливость поверхностей зубьев

  1.  Изгибная выносливость зубьев шестерни

  1.  Изгибная выносливость зубьев колеса

Все три условия выполняются, следовательно, передача считается работоспособной.


  1.  Конструирование валов редуктора привода

Входной и выходной валы редуктора имеют консольные участки для установки муфт. Т.к. коническая форма консольного вала обеспечивает точное и надежное соединение, возможность легкого монтажа и снятия устанавливаемых деталей. Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими. Конические концы по ГОСТ 12081-72 [2] стр.431. Конические концы входного вала выполнены с наружной резьбой, выходного вала - с внутренней резьбой.

 Вал I (Быстроходный)

принимаем d=25мм.

Диаметр подшипников рассчитывается:

Принимаем .

Далее рассчитываем буртик подшипника:

. Примем 34.

Длина посадочного участка

Округляем до
Длина промежуточного участка

Учитывая конструкцию корпуса редуктора, принимаем

Наружная резьба хвостовика имеет диаметр  Длина резьбового участка  Принимаем

Вал II (Промежуточный)

Принимаем dК=36мм.

Диаметр буртика колеса:

Принимаем

Диаметр подшипников рассчитывается:

Далее рассчитываем буртик подшипника:

.

Вал III (Тихоходный)

Принимаем d = 56мм.

Диаметр подшипников рассчитывается:

Принимаем .

Далее рассчитываем буртик подшипника:

Берем

Принимаем dК=72мм.

Диаметр буртика колеса:

 

Принимаем

Длина посадочного участка

Длина промежуточного участка

Принимаем

Внутренняя резьба хвостовика имеет диаметр  Длина резьбового участка  Эскиз вала приведен на рисунке ниже.

  1.   Выбор подшипников качения для валов редуктора 

Подшипники качения в значительной степени определяют ресурс редуктора, поскольку ресурс подшипников ограничен, тогда, как ресурс зубчатых передач может быть неограниченно большим.

Для всех валов выбираем шариковые однорядные подшипники средней серии     ГОСТ8338-75.. Подбор подшипников осуществляем по диаметру внутреннего кольца, соответствующий принятому диаметру dп..

Таблица 2

№ вала

d, мм

D, мм

B, мм

r, мм

C, кН

C0 , кН

DT , мм

I

30

72

19

2

28,1

17,8

12,3

II

30

72

19

2

28,1

17,8

12,3

III

60

130

31

3,5

81,9

48,0

22,2

Рисунок 4. Подшипник шариковый радиальный однорядный


  1.  Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих моментов 
    1.  Определение ресурса подшипников
      промежуточного вала редуктора

Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимноперпендикулярных плоскостях плоскости XY и XZ и представлена на рис. 5.

Рисунок 5.

Для определения пяти опорных реакций в опорах 3 и 4 (соответственно опоры быстроходного вала обозначены 1 и 2, а опоры тихоходного 5 и 6) используются уравнения статики.

;

.

Найдем значения реакций в точках опор.

Нагрузки на подшипник определяются геометрическим суммированием опорных реакций по формулам:

опора 3 плавающая нагружена радиальной нагрузкой

Н;

опора 4 фиксированная нагружена радиальной и осевой нагрузками

Н;

Fa = R4X 

Заметим, что при изменении знака вращающего момента направление силы Fa1(Т) меняется на противоположное и ситуация меняется.

Построение эпюр изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Крутящий момент

Ткр=Ft1(T)*dw1(T)/2=9530,42*0,0641/2=305,45 Н*м

Рисунок 6. Эпюры моментов.

Определение моментов в опасных сечениях и проверка подшипника 

Определяем наибольшую нагруженную опору.

Для этого используем формулу нахождения ресурса подшипников:

L=(Co/P)^)( p)*a1*a2,  (2, с. 108)

где a1  коэффициент надежности =1,

a2 коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации =0,8,

p =3.

L=60*n*Lhi/1000000,  (2, с. 108)

где n=160 об/мин

Lhi=17000*Khi часов

L=60*160*17000*0,18/1000000=40,8

P=(xVFr+yFa)KsigKT  эквивалентная нагрузка  (2, с. 106)

где х=0,56 коэффициент радиальной силы,

y=1,35 коэффициент осевой силы,

V=1, коэффициент вращения,

KSig=1,3 коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,

KT=1 температурный коэффициент..

Наиболее нагружена опора 4.

Fa=Fa1(T)=2172,08 Н

P=(0,56*1*6608,91+1,35*2172,08)1,3*1=8649,6

Определяем динамическую грузоподъемность

здесь p=3 для шариковых подшипников

a1  коэффициент надежности, примем равным «1»

a2  коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл. 16.3) a2=0,8

 Cr=40 кН   

Значит, C (потребная) < С (паспортная). Таким образом выбранный подшипник выдержит нагрузку в течение заданного времени.

  1.  Расчет промежуточного вала на статическую и усталостную прочность 

Опасным сечением вала является точка С, т. к. в ней действуют наибольший момент. Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу , а касательные напряжения по отнулевому циклу .

Вал изготовлен из стали марки 40Х со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости:

- временное сопротивление ,

- предел текучести ,

- предел текучести при кручении ,

- предел выносливости при изгибе ,

- предел выносливости при кручении .

- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения .

Вал изготовлен без поверхностного упрочнения.

Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и сопротивлению усталости соответственно  и  .

 Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала.

Сечение В и D:

Сечение С:

 

Расчет вала на статическую прочность. Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в каждом из опасных сечений вала.

Сечение С

Напряжение изгиба и напряжение кручения

 

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

Сечение D 

Напряжение изгиба и напряжение кручения

 

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

Статическая прочность вала обеспечена: во всех опасных сечениях  

Расчет вала на сопротивление усталости. 

Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в каждом опасном сечении.

Сечение  B (D)

Определяем амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

Зубчатое колесо установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении посадка с натягом. По табл. 10.13 [2, стр.192] имеем:

 

Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуем (Ra=0,8мкм);

(1, табл. 10.8).

Поверхность вала без упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

 

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

 

Сечение С

Определяем амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

Зубчатое колесо установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении посадка с натягом. По табл. 10.13 [1, стр.192] имеем:

 

Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуем (Ra=0,8мкм);

(2, табл. 10.8).

Поверхность вала без упрочнения .

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

 

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

 

Сопротивление усталости вала обеспечено: во всех опасных сечениях S>[S]=2,0.


  1.  Основные размеры корпуса редуктора 

Корпусные детали обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья, широко используют чугун, сталь. Стенки корпусной детали следует выполнять одинаковой величины. Толщину стенок желательно уменьшать до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Толщину стенки вычисляют по формуле (необходимая прочность):

 

Принимаем 10 мм. Толщину стенок крышки корпуса делают тоньше:

Плоскости стенок, встречающихся под прямым углом сопрягают радиусом

r=0,5δ=5 мм,

R=1,5δ=18 мм.

f=(2…2,5) δ=(24…30)мм ширина фланца разъема корпуса. Принимаем f=21мм.

К=(0,18…0,20)DП18мм расстояние от подшипника до торца прилива корпуса.

К=(0,18…0,20)130=(23,4…26)мм. Принимаем К=24мм.


ПРИЛОЖЕНИЯ


Приложение А
Эскизы стандартных изделий

Рисунок 7: Подшипник  ГОСТ 8328-75

Обозначение подшипника

D

d

B

207

72

30

19

306

130

60

31

Рисунок 8: Манжета ГОСТ 8752-79

Обозначение

D

d

h

Манжета 1-35х58

58

30

10

Манжета 1-65х90

95

60

10


Рисунок 9: Шпонка ГОСТ 23360-78

Обозначение

d

b

h

t1

t2

l

Шпонка 8х7х30

25

8

7

4

3,3

30

Шпонка-10х8х23

32

10

8

5

3,3

23

Шпонка 20х12х52

56

16

10

6

4,3

72


Рисунок 10: Винт ГОСТ 11738-84

Обозначение

d

D

k

l

b

Винт М14х21

12

28

12

84

48

Рисунок 11: Шайба ГОСТ 6402-70

Рисунок 12: Винт ГОСТ 17473-80


Рисунок 13: Штифт ГОСТ 9464-79


Приложение Б
эскизы конструктивных элементов.

Рисунок 14: Приливы


Рисунок 15: Проушины


Рисунок 16: Крепление крышки с корпусом


Список литературы

  1.  М.Н. Иванов «Детали машин» - М.: Высшая школа, 2000 383с.
    1.  П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов  «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: Высшая школа, 2001. 447с.
    2.  В.И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» том 1. - 1978. 728с
    3.  В.И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» том 2. - 1979. 728с.
    4.  В.И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» том 3. - 1978. 728с.
    5.  Е.И. Годик, А.М. Хаскин «Справочное руководство по черчению» - М.: Машиностроение 696с.
    6.  В.Д. Мягков «Допуски и посадки» Л.: Машиностроение 1983. 448с.

PAGE  64


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

1248. Проектування токарно-револьверного верстата 761.5 KB
  Вибір компонування і визначення основних технічних характеристик верстата і приводів. Вибір базової моделі й обґрунтування принципової конструкції верстата. Проектний розрахунок приводу у автоматизованій системі PRIVOD. Розрахунок кількості зубів шестерень привода та оцінювання точності кінематичного розрахунку. Проектний розрахунок міцності деталей та механізмів привода головного руху.
1249. Проектирование предприятия пищевой промышленности 1.03 MB
  Компоновка и анализ помещений. Расчет фундаментной площади и болтов для крепления экстрактора НД-1250. Расчет фундаментных болтов для экстрактора. Расчет кинетостатики экстрактора НД-1250. Расчет сетевого графика монтажа.
1250. Пошук і використання альтернативних джерел палива 876.5 KB
  Аналіз основних напрямків розвитку альтернативного палива у світі. Використання газових та водневих вдигунів. Індикаторна діаграма циклу Отто. Паралельна схема роботи гібридів. Схема роботи двигуна Civic Hybrid. Функціональні системи автомобіля Toyota Prius. Аналіз схемних рішень електрозапалювання робочої суміші. Мікропроцесорна система запалювання.
1251. Будівництво дороги IІІ категорії Ново полтавка - Миколаївка в Миколаївської області 755.54 KB
  Характеристика району розташування АБЗ. Вибір джерела постачання АБЗ сировинними матеріалами і транспортних засобів їх доставки. Вибір типів та розрахунок місткості складів сировинних матеріалів. Вибір змішувального обладнання на АБЗ. Заходи охорони праці і навколишнього середовища на АБЗ.
1252. Отчет о работе участкового врача терапевта Мироновой Натальи Валериевны за 2010 – 2012 года 402.5 KB
  Показатели работы с ИОВ, УВОВ, воинами-интернационалистами на 2012 год. Лечебная работа, показатели работы в поликлинике. Диаграмма взятых на ДУ за отчетный период по основным груп-пам заболеваний. Возрастной состав женщин фертильного возраста по отношению к числу женщин на участке обслуживания.
1253. Дільниця виготовлення гачкових колекторів електродвигунів приводу підлоготерів 403.5 KB
  Призначення та галузь застосування електродвигунів постійного струму малої потужності. Опис конструкції колектора електродвигуна малої потужності. Технічні умови на виготовлення колектора. Заходи по вдосконаленню діючого технологічного процесу. Нормування технологічного процесу виготовлення гачкового колектора.
1254. Расчет затрат участка по ремонту приборов системы питания АТП на 500 автомобилей ПАЗ-2305 123.5 KB
  Классификация предприятий автомобильного транспорта. Малые предприятия и индивидуальное предпринимательство на АТП. Расчет фонда заработной платы рабочих. Расчет накладных расходов, связанных с общей организацией цехового производства.
1255. Проектирование двухэтажного жилого здания 164 KB
  Объемные строительные системы, имеющие надземную и (или) подземную части, включающие в себя помещения, сети инженерно-технического обеспечения и системы инженерно-технического обеспечения. Здание в плане имеет неправильную форму . Здание двухэтажное с высотой этажа3,3м. Размеры здания в осях 14,3х13,5м. Отметка подошвы фундамента -1,85 м. Грунтовые воды отсутствуют.
1256. Создание предприятия ИП Британ 73.5 KB
  Наименование предприятия, его специализация форма собственности и адрес. Схема действующего гаражно-технологического процесса, его описание. Описание методов организации технологических процессов ТО и ремонта ПС. Ведомость оборудования и оснастки на предприятии по форме.