3133

Приводная станция подвесного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Техническое задание Приводная станция подвесного конвейера. Исходные данные. Тяговая сила цепи F = 3,0 кН Скорость грузовой цепи v = 0,55 м/с Шаг грузовой цепи p = 80 мм Число зубьев звездочки  Z = 7 Срок службы привода L = 10 лет...

Русский

2012-10-25

268 KB

148 чел.

  1.  Техническое задание

Приводная станция подвесного конвейера.

Исходные данные.

Тяговая сила цепи F = 3,0 кН

Скорость грузовой цепи v = 0,55 м/с

Шаг грузовой цепи p = 80 мм

Число зубьев звездочки  Z = 7  

Срок службы привода L = 10 лет

Срок службы приводного устройства

LH = 365*Lг*Kг*tc*Lc*Kc ,

где Lг -срок службы привода (лет).

Kг - коэффициент годового использования (Kг = 0.8…0.9).

tc - продолжительность смены (8ч).

Lc - Число смен (принимаем 3).

Kc - Коэффициент сменного использования (Kс = 0.8).

Отсюда LH = 365*10*0.85*8*2*0.8 = 39712 ч.

  1.  Выбор двигателя, кинематический расчет привода

  1.  Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения -  от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

  1.  Определим требуемую мощность рабочей машины Pрм (кВт):

  1.  Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

,

где данные коэффициенты - КПД закрытой передачи      редуктора (0.97), открытой передачи (0.93), муфты (0.98), подшипников качения (0.99).

  1.  Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, (кВт):

  1.  Определяем номинальную мощность двигателя Pном:

  1.  Выбираем тип двигателя. Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач, входящих в привод, кинематических характеристик рабочей машины – 4АМ100L6У3    950.  
    1.  Определяем передаточное число привода для всех приемлемых                вариантов типов двигателей при заданной номинальной мощности :

:              

Рисунок 1

  1.  Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм (об/мин):

, отсюда ,

где v-скорость конвейера (м/с), z-число зубьев ведущей звездочки тягового органа, p-шаг тяговой резьбы (мм):

  1.  Определяем передаточное число привода.

Передаточное число привода u определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя nном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nрм при номинальной нагрузке:

  

  1.  Определяем передаточные числа ступеней привода.

Рекомендуемое значение передаточных чисел ступеней для данного типа редуктора и для данного передаточного числа двигателя:

выбираем:  

  1.  Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Dnрм (об/мин):

,

где  δ – процент допускаемого отклонения скорости приводного вала рабочей машины равный 4%.

  1.  Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], (об/мин):

Оптимальные передаточные числа можно получить подбором необходимого значения допускаемого отклонения частоты вращения в пределах максимального

2.2.5  Определяем фактическое передаточное число привода uф

  .

2.2.6  Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач

       

  1.       Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность (кВт):

    

Частота вращения и угловая скорость (об/мин, рад/с):

Вращающий момент (кН*м):

Таблица1  Вычисленных Данных

параметр

передача

параметр

вал

зп

оп

дв

редуктор

рм

б

т

Передаточное число,  и

3

5.2

Расчетная мощность, Р

1,9

1,85

1,79

1,65

Угловая скорость,  ω

100

100

33

6,35

КПД,  η

0,97

0,93

Частота вращения, п

950

950

317

60,96

Вращающий момент, Т

19,1

18,6

53,9

259,4

  1.  Эскизный проект

  1.  Выбор материалов зубчатых передач, определение допускаемых контактных напряжений

Сталь 40Х для шестерни  (269НВ), Сталь 40Х для колеса  (235НВ), выбираем термообработку – улучшение.

3.1.1  Определение допускаемых контактных напряжений [s]H  (Н/мм2) для шестерни и колеса:

[sH] = sH0*KHL/SH ,

где SH - коэффициент безопасности (при улучшении SH = 1.1), sН0 – предел выносливости поверхности зубьев по контактным напряжениям при NHO (sН01 = 2*НВ1 + 70 = 551 МПа, sН02 = 2*НВ2 + 70 = 490 МПа), KHL – коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса, определяются по формулам:

,

где NHO - число циклов изменения напряжений, соответствующее пределу выносливости (NHO1 = 36,4*106, NHO2 = 25*106), N-Число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

 N = 573w*LH (N1 = 3393790895,52, N2 = 1212043796,64), w- угловая скорость соответствующего вала, LH – срок службы привода в часах.

(Если  N>NHO, то KHL=1)

[sH]1 = sH01*KHL1/SH = 770*1/1.1 = 551,00 Н/мм2

[sH]2 = sH02*KHL2/SH = 670*1/1.1 = 490,00 Н/мм2

Цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями рассчитываем по меньшему значению [sH], т.е. по менее прочным зубьям.

3.1.2  Определение допускаемых напряжений изгиба [s]F (Н/мм2) для шестерни и колеса:

[sF] = sF0*KFL*KFC/SF ,

где SF – коэффициент безопасности (SF = 1.7), sF0 – предел изгибной прочности зубьев при числе циклов NFO (sF01 = 1.8*HB1 = 277 МПа, sF02 = 1.8*HB2 = 242 МПа), KFC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки KFC = 1), KFL1, KFL2 - коэффициенты долговечности шестерни и зубчатого колеса соответственно, определяются пот формулам:

,,

где NFO = 4*106 – базовое число циклов нагружений  для всех сталей, N – число циклов нагружений за весь срок службы (NFO1 = 36,4*106, NFO2 = 25*106).

(Если N>NFO то принимаем KFL=1.)

[sF]1 = sF01*KFL1*KFC/SF = 630/1,7 = 277 Н/мм2,

[sF]2 = sF02*KFL2*KFC/SF = 540/1,7 = 242 Н/мм2.

Расчет модуля зацепления выполняем по менее прочным зубьям.

  1.  Расчет передач привода

Проектный расчет по допускаемым контактным напряжениям производится с целью определения геометрических параметров передачи. После определения параметров зацепления выполняется проверочный расчет. Он должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов, а также определить соотношение между расчетными и допускаемыми напряжениями контактной и изгибной выносливости.

3.2.1     Расчет конической передачи.

1. Проектный расчет.

1.1  Определяем главный параметр - внешний делительный диаметр колеса de2(мм):

,

,

где KHb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев (KHb = 0.85),  - коэффициент вида конических колес (для прямых колес )

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения по ГОСТ 12289 – 76, в данном случае до 160мм.

1.2  Определяем углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2:

d2 = arctgu = arctg3 = 71.565050

d1 = 90 - d2 = 18.434950

Точность - до пятого знака после запятой.

1.3  Определяем внешнее конусное расстояние:

Re = de2/2sind2

Re = 160/2*0,94870 = 84,3

Полученное значение не округляем.

1.4  Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

b = Re * Kbe,

b = 84,3 * 0.285 = 24,03мм,

где b – ширина зубчатого венца (мм), Kbe – коэффициент зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния(обычно Kbe = 0.285).

Значение b округляем до целого числа.

1.5  Определяем внешний окружной модуль me(мм):

me=14T2*103*KFb/(uF*de2*b*[s F]),

me=14*53,9*103*1/(0.85*160*24,03*277) = 0,83 → 1,5,

где KFb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба (KFb = 1), uF - коэффициент вида конических колес (uF =0.85)

Рассчитываем модуль с точностью до двух знаков после запятой, округляем до стандартного.

1.6  Определяем число зубьев колеса и шестерни:

z2 = de2/me =160/1.5 = 106,    z1 = z2/u = 106/3 = 35

Округляем до целого числа.

1.7  Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Du от заданного:

uф = z2/z1 = 106/35 = 3,03

Du = ([uф-u]/u)*100%=<4%

Du = ([3,03 – 3]/3)*100%= 1% < 4% - верно.

1.8  Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

d2=arctguф = 71.735400

d1=90 - d2 = 18.264600.

1.9  Определяем внешние диаметры шестерни и колеса (мм):

de1 = me*z1 = 1.5*35 =52.5 мм,

de2 = me*z2 = 1.5*106 = 159 мм,

Отклонение от стандартного:

de2 = (de2 - de2 )/ de2 *100% ≤ 2% ; 0.63% ≤ 2% - верно.

1.10 Определяем внешние диаметры вершин зубьев и колеса:

dae1 = de1+2*me*cosd1 = 52.5 + 2*1.5*0,949619 = 55,35 мм,

dae2 = d’e2+2*me*cosd2 = 159 + 2*1.5*0,3134058= 159,94 мм,

Уточняем внешнее конусное расстояние:

Re = de2/2sind2 = 160/2*sin71= 75,97 мм.

1.11 Определяем внутренние диаметры впадин зубьев и колеса:

dfe1 = de1 - 2*1,2*me*cosd1 = 49,08 мм,

dfe2 = de2 - 2*1,2*me*cosd2 = 157,87 мм.

Точность вычисления-до 0.01мм

1.12 Определяем средний делительный диаметр (мм):

dm1 = 2(Re – 0.5b)*sind1 = 2(75,97 - 0.5*24,03)* sin18.26460= 40,09мм.

1.13 Определяем среднюю окружную скорость:

ν = π*dm1*n1/60*1000 =1,99м/с

Окружной скорости 1,99 соответствует 9 степени точности.

2. Проверочный расчет

2.1 Проверяем контактные напряжения sH  (Н/мм2):

где Ft - окружная сила в зацеплении (Ft = 2T2*103/dе2 = 673,75H),

KHa=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,KHv - коэффициент динамической нагрузки (KHv = 1.075).

Допускаемая недогрузка 10%,допускаемая перегрузка 5%.

Отклонение расчетного от допускаемого контактного напряжения определяется из выражения:

sH - [sH])/[sH]*100 ≤ 10% или > 5%, недогрузка  19,8%

2.2 Проверим прочность зубьев по напряжениям изгиба sF (Н/мм2):

,

где K - коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями (K = 1), KFv - коэффициент динамической нагрузки (KFv = 1.05).

Напряжение изгиба в зубьях шестерни равно:

 <277– верно.

где YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба. Определяются с помощью эквивалентного числа зубьев zv:

Zv1=z1/cosd1 = 35/0,949619 = 36,86

Zv2=z2/cosd2 = 106/0,313405 = 338,22

Допускаемая перегрузка 5%

  1.  Расчет цилиндрической передачи.

1. Проектный расчет.

1.1  Определяем главный параметр - межосевое расстояние:

где Ка - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач принимаем 49.5, yba = b/aw - коэффициент ширины венца колеса (ya = 0,3), u - передаточное число открытой передачи, Трм - вращающий момент на приводном валу рабочей машины, [s] - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба ( ).

Полученное значение aw округляем до стандартного, до 170

1.2   Определяем ширину венца колеса (мм):

,

1.3   Определяем модуль зацепления (мм):

где - коэффициент ширины венца колеса относительно модуля ( = 25,5).

Полученное значение модуля округляем до стандартной величины из основного ряда, до 2

1.4   Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

ze = z1 + z2 = 2*aw/m = 2*170/2 = 170

1.5   Определяем число зубьев шестерни:

 z1=ze/(1+u) = 170/(1 + 5.2) = 27

1.6   Определяем число зубьев колеса:

z2 = ze - z1 = 170 – 27 = 143

1.7   Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:

 uф = z2/z1 = 143/27 = 5.3

,,

1.8   Определяем фактическое межосевое расстояние:

 aw = (z1+z2)*m /2 = (27 + 143)*2/2 = 170мм.

1.9   Определяем фактические основные геометрические параметры колес и шестерен:

Определяем диаметры шестерни:

-делительный d1 = mz1 = 54мм

-вершин зубьев da1 = d1 + 2m = 58мм

-впадин зубьев df1 = d1 - 2.5m = 49мм

Определяем ширину венца

b1 = b2 + (5….10) = 56 мм

Определяем диаметры колеса:

-делительный: d2 = mz2 = 286мм

-вершин зубьев da2  = d2 + 2m = 290мм

-впадин зубьев df2 = d2 - 2.5m = 281мм.

1.10. Определяем степень точности передачи:

ν = π*d2*n2/(60*1000) = 3.14*286*317/(60*1000) = 4.745

Окружной скорости 4.745 соответствует 8 степень точности.

2. Проверочный расчет:

2.1 Проверяем контактные напряжения sH  (Н/мм2):

,

≤ 468,5

где К – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач К = 436), Ft - окружная сила в зацеплении (Ft=2Tрм*103/d2 = 1814Н), - коэффициент динамической нагрузки ().

2.2 Проверим напряжение изгиба зубьев колеса sF (Н/мм2):

,

<242-верно,

где - коэффициент, учитывающий наклон зубьев (для прямозубых колес = 1).

Напряжение изгиба в зубьях шестерни равно:

,

 < 277 – верно.

где YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба. Определяются с помощью эквивалентного числа зубьев zv:

При проверочном расчете оказалось, что  и  значительно меньше , это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Допускаемая перегрузка 5%.

  1.  Нагрузка валов редуктора

3.3.1 Коническая прямозубая передача.

3.3.1.1 Определение сил в зацеплении:

На шестерне:

-окружная Ft1  = 2Т1 /dm1 = 2*18,6/0,04=465Н

-радиальная Fr1=Ft1*tg20*cosδ1=

=465*0,36397*0,95=160Н

-осевая Fa1= Ft1*tg20*sinδ1 =465*0,36397*0.313=52,97Н

На колесе:

-окружная Ft2 = Ft1= 465Н

-радиальнаяFr2= Ft2*tg20*cosδ2=465*0,36397*0,313=52,97Н

-осеваяFa2= Ft2*tg20*sinδ2 =465*0,36397*0,95=160Н

3.3.2 Определение консольных сил

На быстроходном валу:

- Fm1 =

На тихоходном валу:

 

  1.  Разработка чертежа общего вида

Разработка чертежа общего вида включает решение следующих задач: выбор материала валов; определение допускаемого напряжения на кручение; предварительный выбор подшипников и, наконец, разработка чертежа общего вида редуктора.

3.4.1 Выбор материала валов

Как правило, в рассматриваемых редукторах для всех валов применяют средне- или малоуглеродистые стали, например, сталь 45, 40Х и т.д.

Выбираем сталь 40Х, вид термообработки: улучшение. Ее возможные характеристики: твердость заготовки 269…302НВ, .

  1.  Выбор допускаемых напряжений на кручение и конструирование валов

На стадии проектного расчете, когда размеры и конструкция вала неизвестны, принят упрощенный расчет основного размера вала – диаметра. В качестве нагрузки рассматривается только крутящий момент (Т). Для компенсации приближенности расчетов, допускаемые напряжения на кручение принимают заниженными, для редукторных валов принимают:

.

Выбираем значение .

Затем выполняют проектирование вала с целью определения геометрических размеров ступеней вала: диаметра d и длинны l.

Быстроходный вал конического редуктора:

1-я ступень

2-я ступень

3-ступень

Тихоходный вал конического редуктора:

1-ая ступень:

2-ая ступень:

3-яя ступень:

4-ая ступень:

5-ая ступень:

3.4.3 Выбор  типа подшипников

Конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических колес применяют конические роликовые подшипники. Для опор вала конической шестерни применяют в основном, по тем же соображениям, конические роликовые подшипники.

Подшипники качения выпускают следующих классов  в порядке повышения точности 0,6,5,4,2. обычно применяют подшипники нормального класса точности 0. с повышением класса точности подшипника стоимость его возрастает.

Зная посадочные диаметры подшипников из проектного расчета валов, предварительно намечаем подшипники и вносим в таблицу 2.

Таблица 2 Подшипники

Условное обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

Т

C

Cо

ведущий

40

90

25.5

61

46

ведомый

40

90

25.5

61

46

3.4.4. Одноступенчатый конический редуктор

При выполнении эскиза предпочтителен масштаб 1:1. Провести посередине листа горизонтальную осевую линии – ось ведущего вала, провести вертикальную линию – ось ведомого вала. Из точки пересечения провести осевую линии делительных конусов под углом , и отложить на них величину делительных конусов .

Шестерня изготавливается заодно с валом. Вычертить ее размеры. Коническое зубчатое колесо имеет конструктивные размеры: диаметр ступицы  (- посадочный размер колеса на вал); длина ступицы ; толщина обода ; толщина диска . Все значения округлить до целых величин. Ступицу колеса желательно выполнить относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами  ведомого вала нанести габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстояние x=10мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника  (для маслоудерживающего кольца). При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для однорядных роликоподшипников .

Определить размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника a. Принять размер между реакциями подшипников ведущего вала .

Разместить подшипники ведомого вала, наметив внутреннею стенку корпуса, от торца ступицы колеса с учетом толщины маслоудерживающего кольца. Вычертить наружную стенку корпуса. Взаимное расположение подшипников ведущего вала фиксировать распорной втулкой. Толщина стенки втулки . Подшипники разместить в стакане, толщина стенки которого . Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделать буртик высотой . У второго подшипника наружное кольцо фиксировать торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо. Для облегчения насадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшить на 0,5…1мм на длине, несколько меньшей распорной втулки.

3.5 Расчетная схема валов редуктора

После получения чертежа общего вида становится известными все необходимые размеры для точного расчета валов проверки их прочности.

Быстроходный вал:

  1.  Определяем реакции опор в подшипниках:

а) Вертикальная плоскость

 

;

 

Проверка: .

б) горизонтальная плоскость

 

 

Проверка:

  1.  Строим эпюру изгибающих моментов:

Относительно оси Y:   

Относительно оси X:   .

  1.  строим эпюру крутящих моментов: .
  2.  определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:  .

  1.  Определяем суммарные радиальные реакции в каждой опоре:

  1.  Строим эпюру изгибающих моментов, используя формулу:

.

Тихоходный вал:

1.  Определяем реакции опор в подшипниках:

а) Вертикальная плоскость

 

;

 

Проверка: .

б) горизонтальная плоскость

 

 

Проверка:

  1.  Строим эпюру изгибающих моментов:

Относительно оси Y:   

Относительно оси X:     .

  1.  строим эпюру крутящих моментов: .
  2.  определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*м:  .
  3.  Определяем суммарные радиальные реакции в каждой опоре:

  1.  Строим эпюру изгибающих моментов, используя формулу:

3.6. Проверка динамической грузоподъемности подшипников

В редукторах из-за значительных осевых сил валы устанавливают на конические роликовые подшипники, которые имеют наклонные контактные линии, что сопровождается появлением внутренних осевых сил S, которые стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствует упорные буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями  и . Для конических роликоподшипников:

Быстроходного вала:

.

Примем , тогда

Найдем отношение , значит не следует учитывать осевую нагрузку при определении Р.

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

; показатель степени р = 3,3333333.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчетный ресурс

Отсюда .

Тихоходного вала:

.

Примем , тогда

Найдем отношение , значит не следует учитывать осевую нагрузку при определении Р.

Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

; показатель степени р = 3,3333333.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Расчетный ресурс

Отсюда .

3.7. Подбор муфты

В проектируемом приводе может быть одна, при открытой передаче, или две. Наиболее широкое применение в общемашиностроительных изделиях находят  муфты упругие втулочно-пальцевые. Размеры муфт стандартизованы ГОСТ 21425-93. муфты подбираются по диаметру вала и передающему вращающему моменту. На работу муфты существенно влияют неравномерность работы как двигателя, так и исполнительного механизма. Поэтому подбор и проверка прочности элементов муфты производится не по номинальному моменту, а по расчетному:

Вбираем муфту с параметрами

[T]

d

D

L

l

125

28

120

125

60

Далее определяем по таблице размеры конструктивных элементов выбранной муфты

d

пальцы

втулки

резьба

z

28

84

52

20

35

14

33

М10

6

27

28

Производим проверку пальцев

Проверим втулки на смятие

  1.  Смазывание

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяются в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода теплоты и продуктов износа трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Количество масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием, объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Для смазывания применяем масло марки И-Г-А-46, вязкостью 41…51 сСт.

В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролирует жезловый  маслоуказатель.

  1.  Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала -  под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу – под полумуфтой или елементом открытой передачи.

Условие прочности

Быстроходный вал:

Тихоходный вал:

Под колесом

Под шестерней

  1.  Проверочный расчет вала

Быстроходный вал:

Реакции в опорах:

Значения крутящего и изгибающего моментов:

Опасные сечения:  и , значения суммарных изгибающих моментов  и  соответственно.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала:

Сечение D:  

Сечение C:

 

Нормальные напряжения:

Касательные напряжения:

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасном сечении:

Определяем общий коэффициент запаса прочности

Тихоходный вал:

Реакции в опорах:

Значения крутящего и изгибающего моментов:

Опасные сечения:  и , значения суммарных изгибающих моментов  и  соответственно.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала:

Сечение D:

 

Сечение C:

 

Нормальные напряжения:

Касательные напряжения:

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасном сечении:

Определяем общий коэффициент запаса прочности

Все полученные значения S удовлетворяют условию , отсюда прочности валов достаточно.


Список литературы:

  1.  Иванов М.Н Детали машин: Учеб. Для студентов ВТУЗов/под редакцией В.А. Финогенов.-6-е изд., перераб. -М.: высшая школа, 1998г.
  2.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для техн. спец. ВУЗов. – 6-е изд. – М.: Высш. Школа, 2000.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

79060. Понятие наследования. Сущность и происхождение наследования. Виды наследования 24.25 KB
  Подобно тому как собственность в экономическом смысле существовала и до образования государства и права а право собственности появилось только с образованием государства так и наследственное право в качестве завершения права собственности появилось только с возникновением государства. Универсальный характер наследования проявляется в том что к наследнику переходят сразу и права и обязанности входящие в состав наследства в том что наследник может приобрести в составе наследства даже такие права и обязанности о существовании которых он...
79061. Понятие права собственности. Содержание права собственности 27.13 KB
  Содержание права собственности. Понятие права собственности и развитие этого института в Риме. Римское право было системой права построенного на начале частной собственности.
79062. Понятие римского частного права. Отличие частного права от права публичного. Основные системы римского частного права 20.29 KB
  Отличие частного права от права публичного. Основные системы римского частного права. Один из римских юристов классического периода Ульпиан проводит разграничение этих двух областей права следующим образом.
79063. Понятие физического лица и правоспособности. Элементы правоспособности. Утрата и ограничение правоспособности (caput) 19.53 KB
  Древний Рим был рабовладельческим государством и поэтому признавал лицом далеко не каждого человека. Субъектом права признавался только свободный человек, поэтому рабы рассматривались не как субъект, а как объект права (говорящее орудие).
79064. Правовое положение рабов. Институт пекулия. Способы установления и прекращения рабства 25.17 KB
  Власть рабовладельца над рабом беспредельна; она является полным произволом; господин может раба продать даже убить. Раб не может вступить в брак признаваемый законом; союз раба и рабыни contubernium отношение чисто фактическое. Если тем не менее коекакие проблески признания личности раба имели место то это происходило в интересах самого рабовладельца имело целью расширить и углубить эксплуатацию рабов. Термином пекулий происходящим вероятно от слова pecus скот называлось имущество выделяемое из общего имущества рабовладельца в...
79065. Правовое положение римских граждан. Установление формально равной правоспособности свободных в области частного права. Понятие дееспособности. Лица недееспособные и частично дееспособные 23.98 KB
  Установление формально равной правоспособности свободных в области частного права. в случаях захвата римского гражданина во власть врагов или по крайней мере недружественного народа впрочем в случае последующего возвращения на римскую территорию такое лицо восстанавливалось во всех правах; это называлось ius postliminii. Правоспособность римского гражданства в области частного права слагалась из двух основных элементов: ius conubii т. права вступать в законный брак при котором дети получали права римского гражданства а отцу принадлежала...
79066. Прекращение обязательств. Новация. Зачет. Невозможность исполнения обязательства 22.39 KB
  Невозможность исполнения обязательства. Последнее возможно лишь с согласия кредитора; место исполнения соответствует месту определенному в договоре; исполнение в срок указанный в договоре.; в оба требования должны быть такими по которым срок исполнения уже наступил или определен моментом востребования. Просрочка исполнения усиливает ответственность должника который должен впредь отвечать не только соответственно прямому содержанию обязательства но и обязывался к возмещению неполученных доходов кредитора на него возлагался случайный...
79067. Развитие уголовного права в Риме в период империи 19.9 KB
  Характерной тенденцией развития уголовного права данного периода является то что ряд частных деликтов постепенно становятся уголовно наказуемыми включаются в категорию преступлений crimen publicum. Появляется также большое число новых преступлений в том числе таких которые рассматриваются как опасное посягательство на устои государства. В числе этих преступлений заговор с целью свержения императора покушение на его жизнь или жизнь его чиновников непризнание религиозного культа императора и т. К числу преступлений непосредственно...
79068. Развитие уголовного права в Риме в республиканский период. Виды преступлений. Виды наказаний. Уголовный суд и процесс 20.41 KB
  Благодаря этому обстоятельству приговор магистрата малопомалу теряет свое значение и собственными органами уголовного суда делаются comiti centurit если дело идет о cpite и tribut если дело идет об nquisitio pecuni. Все производство у магистрата приобретает характер предварительного следствия. Производство перед магистратом в уголовных делах по своему смыслу отнюдь не соответствует производству in jure в процессе гражданском: здесь магистрат ничего не разбирает и ничего не решает меж тем как в уголовном процессе суд магистрата имеет...