43180

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определение мощности на выходе РВ где окружная сила на барабане в кН скорость конвейера в м с Определение общего КПД привода где ц=092 – КПД цепной передачи табл.6 з=097 – КПД зубчатой передачи табл.6 м=098 – КПД муфты табл.6 оп=0992 – КПД опор приводного вала табл.

Русский

2013-11-06

1.03 MB

12 чел.

СОДЕРЖАНИЕ

  1.  ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ…………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………..………2
  2.  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………..……..3

   2.1  Выбор электродвигателя ……………………………………………………………………………………………………………………..…….3

Уточнение передаточных чисел привода…………………………………………………………………………….…………………..….4

Определение угловых скоростей и вращающих  моментов на каждом валу…………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………….………………..….4

3  СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ………………………………………………………………………………………………………………………………………………..……………….……..6

   3.1 Проектный расчет…………………………………………………………………………………………………………………………….………..……..6

   3.2 Проверочный расчет…………………………………………………………………………………………………………………………….…………..8

4. СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА,

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИХ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ…………………………………………….……………………………………………………..……..9

   4.1 Выбор материала колес редуктора…………………………………………………………………………………………………..…….…9

   4.2 Определение допускаемых напряжений……………………………………………………………………………………………..…….9

   4.3 Расчет тихоходной ступени……………………………………………………………………………………………………………………...10

   4.4 Расчет быстроходной ступени…………………………………………………………………………………………………………….…..15

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ…………………………………………………………………………………………………………..….….20

   5.1 Расчет диаметров ведущего вала………………….……………………………………………………………………………..….……20

   5.2 Расчет диаметров промежуточного вала………………………………………………………………………………………….20

   5.3 Расчет диаметров ведомого вала………………….………………………………………………………………………………………21

   5.4 Первый этап компоновки редуктора………………………………………………………………………………………………….….21

   5.5 Определение длин валов……………………………………………………………………………………………………………………………....22

6. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ…………………………………………………………………………………………………………………………….....23

   61 Построение эпюр изгибающих и крутящих   моментов………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………..……………23

   6.2 Расчет ведущего вала на выносливость……………………………………………………………………………….…………..26

   6.3 Расчет промежуточного вала на выносливость………………………………………………………………………..…..27

   6.4 Расчет ведомого вала на выносливость………………………………………………………………………………………..…..28

7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.……………………………………………………………………………………………..…..29

   7.1 Расчет подшипников ведущего вала………………………………………………………………………………………………………30

   7.2 Расчет подшипников промежуточного вала………………………………………………………………………………..…….31

   7.3 Расчет подшипников ведомого вала………………………………………………………………………………………………………31

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………..………….32

   8.1 Колесо промежуточного вала…………………………………………………………………………………………………………..………….32

   8.2 Колесо ведомого вала…………………………………………………………………………………………………………………………………....33

   8.3 Ведомый шкив ременной передачи …………………………………………………………………………………………….…………….33

   8.4 Шестерня промежуточного вала……………………………………………………………………………………………….……………. 34

   8.5 Под полумуфту………………………………………………………………………………………………………………………………………….………..34

9. СМАЗКА, ГЕРМЕТИЗАЦИЯ, ВЕНТИЛЯЦИЯ……………………………………………………………………………………………….…………...35

10. ВЫБОР МУФТЫ …………………………………………………………………………………………………………………………………………….…………….36

11.  КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И КРЫШЕК ………………………………………………………………..…………37                          

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ……………………………………………………………………………………………………………... 38

ПРИЛОЖЕНИЯ

П1.Техническое задание

П2.Эпюра изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала

П3.Эпюра изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала

П4.Эпюра изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала

П4. Спецификация.


1.  ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ.

Дано: , , , , Ксут =0,29 , Кгод=0,8


2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Рисунок 1

2.1  Выбор электродвигателя.

Определение мощности на выходе РВ 

где - окружная сила на барабане в кН

     -скорость конвейера в м/с

Определение общего КПД привода

где ц=0,92 – КПД цепной передачи табл.1.1 /1/ с.6

з=0,97 – КПД зубчатой передачи табл.1.1 /1/ с.6

м=0,98 – КПД муфты табл.1.1 /1/ с.6

оп=0,992 – КПД опор приводного вала табл.1.1 /1/ с.6

Определение требуемой мощности электродвигателя РЭ.ТР

Определение частоты вращения приводного вала nB

где Dб - диаметр барабана в мм

Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя nЭ.ТР

 

где uц = 2 - передаточное число цепной передачи табл. 1.2 /1/ с.7

uт = 2,85 - передаточное число тихоходной ступени цилиндрического двухступенчатого редуктора табл. 1.2 /1/ с.7

= 3,68 - передаточной число быстроходной ступени цилиндрического двухступенчатого редуктора табл. 1.2 /1/ с.7

По табл. К9 стр.406 выбираю электродвигатель:

4АМ132S4У3: Р = 7.5кВт, n = 1455 мин-1 

2.2  Уточнение передаточных чисел привода.

Определяем общее передаточное отношение  

Передаточное число цепной передачи uц = 2

Определяем передаточное число редуктора  

Определяем передаточное число тихоходной ступени редуктора по формуле  табл.1.3 /1/ с.8

Определяем передаточное число быстроходной ступени редуктора

2.3  Определение угловых скоростей и вращающих моментов на каждом валу.

Определение мощности на валу быстроходной ступени по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение мощности на валу промежуточной ступени  по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение мощности на валу тихоходной ступени по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение мощности на приводном валу рабочей машины по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение номинальной угловой скорости вала двигателя по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение угловой скорости быстроходного вала по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение угловой скорости промежуточного вала по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение угловой скорости тихоходного вала по формуле табл. 2.4/1/с.46

 

Определение угловой скорости барабана формуле табл. 2.4/1/с.46

Определение частоты вращения быстроходного вала

Определение частоты вращения промежуточного вала

 

Определение частоты вращения тихоходного вала

Определение частоты вращения барабана

Определение момента на валу электродвигателя

Определение вращающего момента на быстроходном валу привода

Силовые и кинематические параметры привода                                           таблица 1

Тип двигателя: АИР 160 S6;              Рном=11кВт                 nном=970 об/мин

Пара

метр

Параметр

Вал

двигателя

редуктора

Раб.

машины

быстроходный

промеж.

тихоходный

Закры

тая

открытая

Переда

Точное

число

7,05

2

Расчетная мощность,

кВт

7,59

7,21

6,85

6,51

6,32

Угловая скорость,

Рад/с (W)

101,52

50,76

16,8

7,21

7,21

КПД

0,92

0,96

Частота вращения (n),Об/мин

970

485

160,6

68,93

68,93

Вращ, момент (Т)

Н*м

70,95

136,22

399,04

901,87

875


3. СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ.

3.1  Проектный расчет.

1. Выбрать сечение ремня: Рном = 11кВт, nном = 970мин-1 в зависимости от Рном и nном выбираю по номограмме 5.2 (2) с.83 сечение Б , ремень клиновой, сечение нормальное.

2. Определяю минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min, мм, по табл. 5.4 /2/ с.84 в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т1, Нм и выбранного сечения ремня, т. к. сечение Б, то d1 входит в интервал 50…150мм, то d1 = 125мм.

3. Задаюсь расчётным диаметром ведущего шкива d1 по табл. К40 /2/ с.448 равным 140 мм, т. к. рекомендуется применить шкивы с d1 на 1…2 порядка выше d1min из стандартного ряда.

4. Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:

d2 = d1 . U(1 - )

где U = Up =2 – передаточное число открытой передачи

= 0,01 – коэффициент скольжения

d2 = 140 . 2(1 – 0,01) = 277,2мм

значение d2 = 277,2мм округляем до ближайшего из стандартного ряда, т. е. d2 = 280мм.

5. Определяем фактическое передаточное число Uф и проверяем его отклонение U от заданного U:

мм

1% 3%  - что удовлетворяет условию

6. Определяем ориентировочное межосевое расстояние , мм:

а 0,55(d2 + d1) + h(H),

где h(H) = 10,5 – высота сечения клинового ремня табл. К31 /2/ с.440

а 0,55(140+ 280) + 10,5

а 241,5

7. Определяем расчётную длину ремня  :

(2) с.88

Полученное значение l округляем до ближайшего стандартного по табл. К31 /2/ с.418        l = 1250мм

8. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

 (2) с.88

9. Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива 1, град:

 

1  120

152,17  120 - что удовлетворяет условию

10. Определяем скорость ремня V, м/с:

где d1 и n1 соответственно диаметр ведущего шкива, мм и его частота вращения, об/мин.

[V] = 40м/с – допускаемая скорость для клиновых ремней /2/ с.85.

 - что удовлетворяет условию

11. Определяю частоту пробегов ремня U, с-1:

где [U] = 30c-1 – допускаемая частота пробегов /2/ с. 85

Условие U  [U] выполняется, что гарантирует срок службы – 1000 – 5000ч.

12. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём [Pп]:

[Pп] = [P0] . ср . с . сl . сz 

[P0] = 2,7 кВт – допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём табл. 5.5 /2/ с.89.

с – поправочные коэффициенты, выбираются по табл. 5.2 /2/ с.78

ср = 1

с = 0,92

сl = 0,89

сz = 0,9

[Pп] = 2,7 . 103 . 1 . 0,92 .  0,89 . 0,9 = 1,99кВт

13. Определяем количество клиновых ремней, z:

комплект клиновых ремней

 

14. Определяем силу предварительного натяжения F0,кН:

15. Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней Ft,кН:

16. Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:

одного клинового ремня

17. Определяем силу давления на вал Fоп, Н:

комплект клиновых ремней

3.2  Проверочный расчет.

18. Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви max, Н/мм2:

max = 1 . и . V  []P /2/ c.81

- напряжение растяжения в клиновом ремне

А = 138мм2 – площадь сечения табл. К31 /2/ с.418

- напряжение изгиба в клиновом ремне

Еи = 90Н/мм2 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней /2/ с.81

h = 10,5мм – высота сечения клинового ремня табл. К31 /2/ с.418

V =  . V2 . 10-6 – напряжение от центробежных сил

= 1300кг/мм3 – плотность материала ремня /2/ с.81

V = 1300 . (7,1)2 . 10-6 = 0,065Н/мм2

[]P = 10Н/мм2 – допускаемое напряжение растяжения

max = 2,47 + 6,75 + 0,065 []P 

9,285 < 10 – что удовлетворяет прочности ремня по максимальным напряжениям.

Параметры клиноременной передачи                                                     таблица 2

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

Клиновой

Частота пробегов ремня U  1/c

5,68

Сечение ремня

Б

Диаметр ведущего шкива d1 , мм

140

Количество ремней

6

Диаметр ведомого шкива d2, мм

280

Межосевое расстояние, а

286,76

Максимум напряжения σmax, Н/мм2

9,285

Длина ремня

1250

Предварит. натяж .ремня F0, Н/мм

212,33

Угол обхвата малого шкива α1,  град.

152,17

Сила давления ремня на вал Fоп, Н

2473,146


4. СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИХ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ.

4.1  Выбор материала колес редуктора.

Для колес тихоходной и быстроходной передач выбираю материал сталь 40ХН.

Для шестерни передач выбираю термическую обработку -  улучшение с твердостью ,  и .

Для колеса передач выбираю термическую обработку – улучшение с твердостью ,  и .

Твердость материалов шестерен и колес выбирается

из табл.3.2 /2/ с.53

4.2  Определение допускаемых контактных напряжений.

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни  и колеса  по формулам  и  /2/ с.51

где  - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости,  млн. циклов и

млн. циклов

из табл.3.3 /2/ с.55

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

, где  - частота вращения вала, Lh – срок службы привода   

циклов

циклов

, значит  /2. с.51

, значит  /2/ с.51

б) По табл. 3.1 определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0.

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .

Определяем допускаемое напряжение изгиба  

а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.

, где  = 4*106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

N1 = 9,79*107

N2 = 4,20*107

N1 > NF0

9,79*107> 4*106  KFL1=1

N2 > NF0

4,20*107> 4*106  KFL2=1

б) Допускаемое напряжение изгиба []F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0 (по табл. 3.1 (2) с. 49).

[]F01 = 1,03*HBср = 1,03*285,5 = 294, 07 Н/мм2

[]F02 = 1,03*HBср = 1,03*248,5 = 255, 96 Н/мм2

в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]F1 и колеса []F2.

[]F1 = KFL1*[]F01 = 1*294,07 = 294, 07 Н/мм2

[]F2 = KFL2*[]F01 = 1*255,96 = 255,96 Н/мм2

4.3  Расчет быстроходной ступени.

  1.  Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния определяем по формуле /1/ с. 16

, где

T1 – вращающий момент на шестерне, Н*м

u – передаточное число

K = 10, т. к. H1,2  350HB

Окружную скорость , м/с вычислим по формуле /1/ с. 17

Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. 2.5 /1/ с. 17

Передача низкой степени точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле /1/ с.17

Кнβ, где

Кa=410, т. к. колесо косозубое

ba – коэффициент ширины

ba = 0,315 /1/ с. 17

KHкоэффициент нагрузки

КН = КН  КН  КН , где

КН  – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

КН = 1,06 из табл. 2.6 /1/ с. 18

КН - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

КН =1+(КНо-1) КНw , где

КНo – коэффициент в начальный период приработки

КНo= 1,08из табл. 2.7 /1/ с. 19

КНwкоэффициент, учитывающий приработку зубьев

КНw = 0,28  из табл. 2.8 /1/ с. 19

КН =1+(1,08-1)0,28 = 1,224

КН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КН =1+А(КНо-1) КНw , где

КНо = 1 + А(nст – 5)

А = 0,25 т. к. Н12 ≤ 350 НВ

КНо = 1 + 0,25(9 – 5) = 2

КНα =1+0,25(2-1) 0,2 = 1,28

КН=1,06*1,224*1,28=1,387

округляем полученное расстояние до aw = 160мм

2.   Предварительные размеры колеса

Делительный диаметр:

                                       

Ширина: b2=ba . aw 

               b2 =  0,315 · 160=50,4мм

Ширину колеса после вычисления округляем до стандартного числа из табл. 24.1 /1/ с. 410  b2 = 53

3. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль mmax, мм определяем из условия неподрезания зубьев у основания

Минимальное значение модуля mmin, мм определяем из условия прочности:

Km = 2,8 . 103 –  вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

[]F2 = 255,96 Н/мм2

KF = KF . KF . KF - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

KF = 1,12 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

KF = 0,18 + 0,82 . KH0

KF = 0,18 + 0,82 . 1,12= 1, 098

KF = KНо = 2 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

 KF = 1,12 . 1,098 . 2 = 2,46

Из полученного диапазона (mmin...mmax) = (1,74…3,99) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным /1/ с. 21  m = 2.

4. Суммарное число зубьев и угол наклона. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс находим по формуле /1/ с. 21

Суммарное число зубьев  вычисляем по формуле /1/ с. 21

полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа,

Уточняем угол наклона зубьев  ,в градусах, по формуле /1/ с. 21

5. Число зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни по формуле /1/ с. 21

 

полученное значение округляем до ближайшего целого z1 = 40

Определяем число зубьев колеса по формуле

z2 = zS – z1

z2 = 158– 40= 118

6. Определяем фактическое передаточное число uф по формуле

uф = z2/z1

uф = 118/ 40= 2.95

Проверяем отклонение фактического передаточного числа uф от заданного u по формуле

допустимое отклонение.

7. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

 - шестерня

 d2 = 2 . awd1 – колесо

 d2 = 2 · 160-81.01=238.99 vv

Проверка:d1+ d1/2=aw

(81.01+238.99)/2=160

160=160

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 . m

da1 = 81,01 + 2 · 2 = 85,01 мм

df1 = d1 – 2,5 . m

df1 = 81,01 – 2,5 · 2 = 76,01 мм

da2 = d2 + 2 . m

da2 = 238,99 + 2 · 2 = 242,99 мм

df2 = d2 – 2,5 . m

df2 = 238,99 – 2,5 · 2= 233,99 мм

8. Размеры заготовок

Dзаг = da1 + 6

Dзаг1= 85,01 + 6 = 91,01  мм

Dзаг2= 242,99 + 6 = 248,99 мм

Sзаг = b2 + 4

Sзаг= 53 + 4 = 57 мм

Таблица 3

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр, мм.

делительный

d1=m*z1/cosβ=2*40/cos9.07=81,01

d2=m*z2/cosβ=2*160-81,01=238.99

Вершин зубьев

da1=  d1+2m=81,01+2*2=85,01

da2=  d2+2m=242.99

Впадин зубьев

Df1=d1-2,4*m=81,01-2,5*2=76,01

Df2=d2-2,4*m=233.99

Ширина венца , мм.

b1= b2 +3=56

b2aw=53

9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям  по формуле /1/ с. 23

где Z = 8400 для косозубой передачи

Определяем недогруз передачи по формуле

- недогруз допустим

10. Силы в зацеплении

окружная:

Ft = 2 . 103 . T / d2 

Ft = 2 . 103 . 399,04 /238,99 = 3,34 кH

радиальная:

Fr = Ft . tg / cos

Fr = 3,34 . tg(20) / cos(9,07)  = 1,23 кH

осевая:

Fa = Ft . tg

Fa = 3,34 . tg(9,07) = 0,53 кH

11. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

 

YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения табл. 2.10 /1/ с.24

YFS1 = 3,7

YFS2 = 3,59

Y - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Y = 1 - / 100

Yβ = 1 – 9,07 / 100 = 0,909-0,91

Y = 0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

 

Параметры быстроходной передачи     таблица 4

Проектный расчет

Параметр

значение, мм

Параметр

Значение

Межосевое расстояние, аw

160

Угол наклона зубьев, В

9,07

Модуль зацепления, m

2

Диаметр делит. Окружности

шестерня, d1

колесо, d2

81,01

238,99

Ширина зубчатого венца: шестерни, b1

колеса, b2

56

53

Диаметр окр. впадин

шестерни, df1

колеса, df2

76,01

233,99

Число зубьев

шестерня, z1

колесо, z2

40

118

Диаметр окр. вершин

шестерни, da1

колеса, da2

85,01

242,99

Вид зубьев

косые

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Контактные напряжения, σ(Н/мм2)

490,00

451.92

Напряжение изгиба,Н/мм2

σf1

294,07

169,64

σf2

255,96

164,59

4.4  Расчет тихоходной ступени.

  1.  Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния определяем по формуле /1/ с. 16

, где

T1 – вращающий момент на шестерне, Н*м

u – передаточное число

K = 10, т. к. H1,2  350HB

Окружную скорость , м/с вычислим по формуле /1/ с. 17

Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. 2.5 /1/ с. 17

Передача низкой степени точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле /1/ с.17

, где

Кa=450, т. к. колесо прямозубое

ba – коэффициент ширины

ba = 0,4 /1/ с. 17

KHкоэффициент нагрузки

КН = КН  КН  КН , где

КН  – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

КН = 1,06 из табл. 2.6 /1/ с. 18

КН - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

КН =1+(КНо-1) КНw , где

КНo – коэффициент в начальный период приработки

КНo= 1,04  из табл. 2.7 /1/ с. 19

КНwкоэффициент, учитывающий приработку зубьев

КНw = 0,26  из табл. 2.8 /1/ с. 19

КН =1+(1,04-1) 0,26 = 1,0104

КН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КНα =1+(КНо-1) КНw , где

КНо = 1 + 0,06(nст – 5)

КНо = 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24

КНα =1+(1,24-1) 0,26 = 1,06

Кн=1,06*1,0104*1,06=1,135

округляем полученное расстояние до aw = 195

2.   Предварительные размеры колеса

Делительный диаметр:

                                       

Ширина: b2=ba . aw 

               b2 =  0,4 · 195 = 78мм

3. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль mmax, мм определяем из условия неподрезания зубьев у основания

Минимальное значение модуля mmin, мм определяем из условия прочности:

Km = 3,4 . 103 –  вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач

[]F2 = 255,81 Н/мм2

KF = KF . KF . KF - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

KF = 1,11 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

KF = 0,18 + 0,82 . KH0

KF = 0,18 + 0,82 . 1,05 = 1, 04

KF = KНо = 1,24 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

 KF = 1,11 . 1,05 . 1,24 = 1,45

Из полученного диапазона (mmin...mmax) = (1,7…6,9) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным /1/ с. 21  m = 2

4. Суммарное число зубьев.

Суммарное число зубьев  вычисляем по формуле /1/ с. 21

полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа,

5. Число зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни по формуле /1/ с. 21

 

полученное значение округляем до ближайшего целого z1 = 59

Определяем число зубьев колеса по формуле

z2 = zS – z1

z2 = 194 – 59 = 135

6. Определяем фактическое передаточное число uф по формуле

uф = z2/z1

uф = 135/ 59 = 2,288

Проверяем отклонение фактического передаточного числа uф от заданного u по формуле

7. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

 - шестерня

 d2 = 2 . awd1 – колесо

 d2 = 2 · 195 – 118 = 272 мм

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 . m

da1 = 118 + 2 · 2 = 122 мм

df1 = d1 – 2,5 . m

df1 = 118 – 2 · 2,5 = 113 мм

da2 = d2 + 2 . m

da2 = 272 + 2 · 2 = 268 мм

df2 = d2 – 2,5 . m

df2 = 302– 2 · 2 =298 мм

8. Размеры заготовок

Dзаг = da1 + 6

Dзаг1= 122 + 6 = 128  мм

Dзаг2= 276 + 6 = 282 мм

Sзаг = b2 + 4

Sзаг= 78 + 4 = 82 мм

Таблица 5

Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр, мм.

делительный

d1=m*z1 =2*59=118

d2=2*aw-d1=2*195-118=272

Вершин зубьев

da1=  d1+2m=118+2*2=122

da2=  d2+2m=272+2*2=276

Впадин зубьев

Df1=d1-2,5*m=118-2*2,5=113

Df2=d2-2,4*m=272-2*2=268

Ширина венца , мм.

b1= b2 +3=78+3=81

b2aw=78

9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям  по формуле /1/ с. 23

где Z = 9600 для прямозубой передачи

Определяем недогруз передачи по формуле

- перегруз допустим (до 5%)

10. Силы в зацеплении

окружная:

Ft = 2 . 103 . T / d2 

Ft = 2 . 103 . 399.04 / 118= 6,763кH

радиальная:

Fr = Ft . tg

Fr = 6,763 . tg(20) = 2,46 кH

осевая:

Fa = Ft . tg

Fa = 6,763 . tg(0) = 0 кH

11. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

 

YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения табл. 2.10 /1/ с.24

YFS1 = 3,62

YFS2 = 3,59

Y - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Y = 1

Y = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

 

Параметры тихоходной передачи        таблица 6

Проектный расчет

Параметр

значение, мм

Параметр

Значение

Межосевое расстояние, аw

195

Угол наклона зубьев, В

-

Модуль зацепления, m

2

Диаметр делит. Окружности

шестерня, d1

колесо, d2

118

272

Ширина зубчатого венца: шестерни, b1

колеса, b2

81

78

Диаметр окр. впадин

шестерни, df1

колеса, df2

113

268

Число зубьев

шестерня, z1

колесо, z2

59

135

Диаметр окр. вершин

шестерни, da1

колеса, da2

122

268

Вид зубьев

прямые

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Контактные напряжения, σ(Н/мм2)

490,00

466,70

Напряжение изгиба,Н/мм2

σf1

294,07

227,45

σf2

255,96

225,57


5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.

В качестве материала валов выбираем Сталь 40ХН. Назначаем термическую  обработку – улучшение со следующими механическими характеристиками: HB=285, σв=920 Н/мм2, σт=750 Н/мм2, σ-1=420 Н/мм2

5.1  Расчет диаметров ведущего вала.

Определяем диаметр консольной части вала по формуле /1/ с. 42

Все ниже перечисленные значения диаметров округляют в ближайшую сторону до стандартных табл. 24.1 /1/ с. 410.

 в мм ,

где ТБ - крутящий момент на быстроходном валу

Определяем диаметр вала под подшипник по формуле /1/ с. 42

tцил = 3,5 /1/ с.42

Определение диаметра вала под шестерней по формуле /1/ с. 42

 r = 2 мм  /1/ с.42

5.2  Расчет диаметров промежуточного вала.

Определяем диаметр вала под колесом по формуле /1/ с. 42

,

где ТТ - крутящий момент на промежуточном валу

Определяем диаметр вала под подшипником по формуле /1/ с. 42

 r = 2,5 мм /1/ с. 42

Определяем диаметр вала у разделительной канавки по формуле /1/ с. 42

 f = 1,6 /1/ с.42

Определение диаметра вала под шестерней по формуле /1/ с. 42

5.3  Расчет диаметров ведомого вала.

Определяем диаметр консольной части вала по формуле /1/ с. 42

,

где ТТ - крутящий момент на ведомом валу

Определяем диаметр вала под подшипник по формуле /1/ с. 42

 tцил =  4,6  /1/ с.42

Округляю полученное значение до 65 мм

Определение диаметра вала под колесом по формуле /1/ с. 42

 

 r = 3,5  /1/ с.42

 

Округляю полученное значение до 71 мм

5.4 Первый этап компоновки редуктора

Определяем размеры для вычерчивания компоновочного эскиза редуктора по табл. 4.2 /3/ с. 8

  1.  Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали

, где

δ = 0,025  awT + 3 – толщина стенки корпуса редуктора из табл. 4.3 /3/ с. 12

δ = 0,025 195 + 3 = 8 мм

  1.  Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора

 

  1.  Ширина подшипника

Ведущий вал: подшипник радиальный шариковый № 308

D = 90 мм, B = 23мм из табл. 15 /3/

Промежуточный вал: подшипник радиальный шариковый № 309

D = 100мм, B = 25 мм из табл. 15 /3/

Ведомый вал: подшипник радиальный шариковый № 313

D = 140 мм, B = 33 мм из табл. 15 /3/

  1.  Наименьший зазор между внутренней стенкой корпуса редуктора и колесом

  1.  Расстояние между вращающимися колесами смежных ступеней

 

 

  1.  Расстояние между зубчатым колесом и валом

  1.  Расстояние от окружности выступов наибольшего зубчатого колеса до внутренней поверхности днища

  1.  Длина вала под шкив и под муфту

под шкив:

под муфту:

  1.  Толщина верхнего фланца корпуса

  1.  Толщина фланца крышки редуктора

5.5  Определение длин валов

Определение посадочного конца быстроходного вала по формуле /1/ с. 49

lШ = 2f + 3p=2*12,5+3*19=82

p = 19  из табл. К40 /3/

f = 12,5  из табл. К40 /3/

Определение посадочного конца тихоходного вала по формуле /1/ с. 49

lМТ = 1,5 . d 

lМТ = 1,5 . 75 = 112,5 мм

Определение длины промежуточного участка быстроходного вала по формуле /1/ с. 49

lКБ = 1,4 . dП 

lКБ = 1,4 . 40 = 56 мм

Определение длины промежуточного участка тихоходного вала по формуле /1/ с. 49

lКТ = 1,2 . dП 

lКТ = 1,2 . 70 = 84 мм

Подшипники                                                                                           таблица 7

Вал

N

d, мм

D, мм

В, мм

r, мм

Сr , кН

Со, кН

быстроходный

308

40

90

23

2,5

41,0

22,4

промежуточный

309

45

100

25

2,5

52,7

30,0

тихоходный

313

65

140

33

3,5

92,3

56,0


6. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1  Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Рисунок 2

Расчет ведущего вала.

Дано: ,  , Fоп = 2473Н

 , , l1=0,012, l2=0,058, l3=0,15

Определение реакций опор.

R1 = d1 / 2 =0,081 / 2 = 0,0405мм

Плоскость yоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:

М1X = М4X = 0,

М2X = Fоп . l1 = 2473,2 . 0,085 = 210,22 Нм

М3X = Fоп . (l1 + l2) + RAY . l2 = 2473,2*0,143-2488,6*0,058= 209,33 Нм

М3X = RBY . l3 = -2488,6*0,058 = 186,93Нм

Плоскость xоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси X:

М1Y = М2Y = M4Y = 0,

M3Y = RAX . l2 = -746,3*0.052 = -38,8 Нм

Определение крутящих моментов:

Определение суммарных опорных реакций.

Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:

\

Расчет промежуточного вала.

Дано:       , l1=0,06 м, l2=0,078 м, l3=0,073 м.

Определение реакций опор.

R2 = d2 / 2 =  239 / 2 = 119,5мм

Плоскость yоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:

М1x = М4x = 0,

М2x = RAY . l1 = 283,53 .0,06 = 17,01Нм

М2x = M2x  - FaБ d2/2 = 17,01-553,1*0,1195 =-49,08 Нм

М3x = RBY . l3 = 945,67 . 0.073 = 69,04 Нм

Плоскость xоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси X:

М1Y = М4Y = 0,

M2Y = RAX . l1 = 4729,6 . 0.06 = 283,77 Hм

М3Y = RВX . l3 = 5372,8 .0.073 = 392,2 Нм

Определение крутящих моментов:

Определение суммарных опорных реакций:

Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:

Расчет ведомого вала.

Дано:    , l1=0,142 м, l2=0,077 м, l3=0,195 м.

Сила от действия консольной нагрузки со стороны муфты.

Плоскость yоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Х:

М1X = М4X3X

М2X = RAY  . l1 = -864,9 .0,142 = -122,82 Н

Плоскость xоz:

Проверка:

Определение суммарных изгибающих моментов относительно оси Y:

М1Y  =  M4Y = 0,

М2Y =  RAX . l1 = -5720,4 .0.142 =-812,3 Нм

М3Y=-Fм*l3=-3753,9*0.195=-732,0

Определение крутящих моментов:

Определение суммарных опорных реакций.

Определение суммарного изгибного момента в наиболее нагруженных сечениях:

     

6.2  Расчёт ведущего вала на выносливость.

  1.  Сечение под подшипник

Находим эффективный коэффициент концентрации напряжений

а.   Обусловленный проточкой

     

     r = 1 по рис. 5.12 /3/ с. 48

                     табл. 5.11 /3/ с. 53

Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с        галтельным переходом по табл. 5.11 /3/ с. 53

К = 2,20,  К = 1,75

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:

Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:

 

Напряжения изгиба

Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях

Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51

      

Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле /3/ с. 51

Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51

6.3  Расчёт промежуточного вала на выносливость.

  1.  Сечение под шестерней

Находим эффективный коэффициент концентрации напряжений

   r = 1 по рис. 5.12 /3/ с. 48

                     табл. 5.11 /3/ с. 53

Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с        галтельным переходом по табл. 5.11 /3/ с. 53

К = 2,05,  К = 1,65

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:

Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:

b=14

t1=5.5

 

Напряжения изгиба

Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях

Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51

      

Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле /3/ с. 51

Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51

6.4  Расчёт ведомого вала на выносливость.

1.Сечение под колесом

Находим эффективный коэффициент концентрации напряжений

   r = 1,6 по рис. 5.12 /3/ с. 48

                     табл. 5.11 /3/ с. 53

Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с        галтельным переходом по табл. 5.11 /3/ с. 53

К = 2,2,  К = 1,75

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала при отсутствии технологического упрочнения:

Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения:

b=22

t1=9

 

Напряжения изгиба

Определяем пределы выносливости в расчетных сечениях

Коэффициент запаса для нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51

      

Коэффициент запаса для касательных напряжений по формуле /3/ с. 51

Коэффициент запаса при одновременном действии касательных и нормальных напряжений по формуле /3/ с. 51


7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.

7.1  Расчет подшипников ведущего вала.

Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №308.

 

Подшипник А более нагружен, чем подшипник B, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника А.

   3

 X = 0.56; Y = 1.99; V=1   /1/ с.107

Определение эквивалентной динамической нагрузки

     /1/ с.106                                                                                                                                                         

   /1/ с.107

из табл. 7.4 /1/ с.107         

                           

Определяем долговечность подшипника по формуле /1/ c. 108

                

                           

L>LH min

7.2  Расчет подшипников промежуточного вала.

Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №309.

 

Подшипник А более нагружен, чем подшипник В, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника А.

     

 Y = 1.99; V=1   /1/ с.107

Определение эквивалентной динамической нагрузки

     /1/ с.106

   /1/ с.107

из табл. 7.4 /1/ с.107

Определяем долговечность подшипника по формуле /1/ c. 108

То же в часах по формуле /1/ c. 108

L>LH min

7.3  Расчет подшипников ведомого вала.

Выбираю шариковый радиальный однорядный подшипник №313

 

Подшипник А более нагружен, чем подшипник B, поэтому дальнейший расчет производится для подшипника А.

   

Fa = 0; V=1   /1/ с.107

Определение эквивалентной динамической нагрузки

     /1/ с.106

   /1/ с.107

из табл. 7.4 /1/ с.107

Определяем долговечность подшипника по формуле /1/ c. 108

L>LH min


8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ
.

8.1  Колесо промежуточного вала.

Призматическая шпонка: b x h x l

При d = 43мм:

b = 16, h = 10, t1 = 6 табл. 5.19 /3/ с.60

Принимаем полную длину l=50

Определяем рабочую длину шпонки lp:

Проверка шпонки на условие прочности:

Получили шпонку:

Шпонка 16х10х45 Гост 23360 - 78.

8.2   Колесо ведомого вала.

Призматическая шпонка: b x h x l

При d = 71мм:

b = 20, h = 12, t1 = 7.5 табл. 5.19 /3/ с.60

Принимаем полную длину l=75

Определяем рабочую длину шпонки lp:

Проверка шпонки на условие прочности:

Получили шпонку:

Шпонка 20х12х75 Гост 23360 - 78.

8.3  Ведомый шкив ремённой передачи.

Призматическая шпонка: b x h x l

При d = 36мм:

b = 10, h =8, t1 = 5 табл. 5.19 /3/ с.60

Принимаем полную длину l=40

Определяем рабочую длину шпонки lp:

Проверка шпонки на условие прочности:

Получили шпонку:

Шпонка 10х8х50 Гост 23360 - 78.

8.4 Шестерня промежуточного вала.

Призматическая шпонка: b x h x l

При d = 42мм:

b = 16, h = 10, t1 = 6табл. 5.19 /3/ с.60

Принимаем полную длину l=60

Определяем рабочую длину шпонки lp:

Проверка шпонки на условие прочности:

Получили шпонку:

Шпонка 16х10х65 Гост 23360 - 78.

8.5 Под полумуфту

Призматическая шпонка: b x h x l

При d = 62мм:

b = 18, h = 11, t1 = 7 табл. 5.19 /3/ с.60

Принимаем полную длину l=90

Определяем рабочую длину шпонки lp:

Проверка шпонки на условие прочности:

Получили шпонку:

Шпонка 18х11х90 Гост 23360 - 78.


9 СМАЗКА, ГЕРМЕТИЗАЦИЯ, ВЕНТИЛЯЦИЯ

Для редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом

Сорт масла выбираю по табл. 10.29 /2/ с. 255 – Индустриальное И-Г-А-46.

Уровень масла контролируем с помощью маслоуказателя, т. к. у него простая конструкция и он достаточно надежен.

При работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач, и его сливают и меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Для избежания этого существует отдушина в верхней части корпуса редуктора, закрываемая пробкой.

Смазывание подшипников происходит из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образованием масляного тумана и растекания масла по валам.


10. ВЫБОР МУФТЫ

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую, т.к. она обладает лучшей податливостью и мало требовательна в соосности валов. Материал полумуфт – сталь Ст3 (ГОСТ 21425-93).

Расчетный момент муфты:

Н∙м,

где Кр - коэффициент режима нагрузки (табл. 10.26 /2/), Тт – вращающий момент на тихоходном валу (см. п.1.3)

Принимаем муфту 2000–63–2.1 ГОСТ 21425-93


11. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ

И КРЫШЕК

11.1. В качестве материала корпуса и крышки корпуса выбираем серый чугун СЧ 15

11.2.Определяем толщину стенок корпуса, отвечающих требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса δ

мм,

принимаем δ=8 мм; значение Тт см. п.1.3

11.3.Определяем внутренний r и внешний R радиусы сопряжений плоскостей стенок корпуса

мм,

принимаем r=4 мм

мм,

принимаем R=12 мм

11.4.Определяем толщину платиков обрабатываемых поверхностей h

мм,

принимаем h=3 мм

11.5.Определяем диаметры приливов для подшипниковых гнезд D

мм

мм,

               мм,

где D – диаметры наружных колец подшипников соответствующих валов (см. табл. 6)

11.6.Определение размеров конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу

1.Определяем диаметры винтов крепления крышки d

мм,

принимаем d=12 мм

2.Определяем ширину фланцев К

мм,

принимаем К=40 мм

3.Определяем расстояние от внешнего края фланца до оси винта С

мм,

принимаем С=15 мм

4.Определяем диаметр штифтов dшт

мм,

принимаем dшт=8 мм

11.7.Определяем диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк

мм,

принимаем dк=16 мм

11.8.Определяем толщину проушин S

мм

Размеры корпусных деталей       таблица 8

Параметр

Значение,мм

Толщина стенок корпуса δ

8

Внутренний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса r

4

Внешний радиус сопряжения плоскостей стенок корпуса R

12

Высота платиков обрабатываемых поверхностей h

3

Диаметр прилива для подшипникового гнезда подшипника

быстроходного вала Dпб

122,5

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд подшипников

промежуточного вала Dпп

135

Диаметр прилива для подшипникового гнезда подшипника

тихоходного вала Dпт

185

Диаметры винтов крепления крышки d

12

Ширина фланцев К

40

Расстояние от внешнего края фланца до оси винта С

15

Диаметр штифтов dшт

8

Диаметры винтов крепления болтов крепления редуктора к плите dк

16

Толщина проушин S

16


СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1.   Дунаев П. Ф., Леликов О. П.    Конструирование узлов и деталей машин: Учеб.   пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1998.

  1.  Шейнблит А. Е.   Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ, 1999.

PAGE  6

  


EMBED Equation.3  

Fr1

M


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

19384. Дослідження пристрою для вторинної автоматичної орієнтації деталей форми тіл обертання 174 KB
  Лабораторна робота №12 Дослідження пристрою для вторинної автоматичної орієнтації деталей форми тіл обертання Мета роботи: Ознайомлення з конструкцією та принципом дії типового пристрою для автоматичної вторинної орієнтації деталей тіл обертання з поперечн...
19385. Дослідження вібраційного лотка з активним орієнтуючим пристроєм 105 KB
  Лабораторна робота №13 Дослідження вібраційного лотка з активним орієнтуючим пристроєм. Мета роботи: ознайомлення з конструкцією та принципом роботи вібраційного лотка і дослідження факторів що впливають на його продуктивність. Зміст роботи. Ознайом
19386. Дослідження роботи орієнтуючого пристрою у вигляді V-подібного вирізу до вібраційних бункерних живильників 557.5 KB
  ЛАБОРАТОРНА РОБОТА № 14 Дослідження роботи орієнтуючого пристрою у вигляді Vподібного вирізу до вібраційних бункерних живильників. Мета роботи: Вивчити принцип роботи орієнтуючого пристрою ознайомитись з методикою аналітичного дослідження роботи пристрою од
19387. Експериментальне дослідження динамічного коефіцієнта коливальної системи вібраційного живильника 188 KB
  Лабораторна робота № 15 Експериментальне дослідження динамічного коефіцієнта коливальної системи вібраційного живильника Мета роботи: 1. Ознайомитись з методикою розрахунку коливальної системи вібраційних живильників. 2. Експериментальне визначення залежності д...
19388. Дослідження впливу режиму роботи вібраційного бункерного живильника на його продуктивність 223 KB
  Лабораторна робота №16 Дослідження впливу режиму роботи вібраційного бункерного живильника на його продуктивність Мета роботи: Ознайомлення з конструкцією та принципом роботи вібраційного бункерного живильника ВБЖ. Експериментальне визначення залежно...
19389. ПОСТРОЕНИЕ КОНЦЕПТУАЛЬНОЙ И ЛОГИЧЕСКОЙ МОДЕЛЕЙ ПРЕДМЕТНОЙ ОБЛАСТИ 422 KB
  БАЗЫ ДАННЫХ Лабораторная работа № 1 ПОСТРОЕНИЕ КОНЦЕПТУАЛЬНОЙ И ЛОГИЧЕСКОЙ МОДЕЛЕЙ ПРЕДМЕТНОЙ ОБЛАСТИ ЦЕЛЬ РАБОТЫ Информационный анализ предметной области. Освоение методов построения концептуальных моделей предметных областей. ОБЪЕКТЫ И СРЕДСТВА ИССЛЕ
19390. РАЗРАБОТКА ФИЗИЧЕСКОЙ ОРГАНИЗАЦИИ БАЗЫ ДАННЫХ: СОЗДАНИЕ ТАБЛИЦ БАЗЫ ДАННЫХ И ФОРМ ПРОСМОТРА ДАННЫХ 3.32 MB
  БАЗЫ ДАННЫХ Лабораторная работа № 2 РАЗРАБОТКА ФИЗИЧЕСКОЙ ОРГАНИЗАЦИИ БАЗЫ ДАННЫХ: СОЗДАНИЕ ТАБЛИЦ БАЗЫ ДАННЫХ И ФОРМ ПРОСМОТРА ДАННЫХ ЦЕЛЬ РАБОТЫ Изучение средств автоматизации конструирования реляционных таблиц форм просмотра и редактирования данных в СУБ
19391. РАЗРАБОТКА ФИЗИЧЕСКОЙ ОРГАНИЗАЦИИ БАЗЫ ДАННЫХ: ФОРМИРОВАНИЕ ЗАПРОСОВ 3.82 MB
  БАЗЫ ДАННЫХ Лабораторная работа № 3 РАЗРАБОТКА ФИЗИЧЕСКОЙ ОРГАНИЗАЦИИ БАЗЫ ДАННЫХ: ФОРМИРОВАНИЕ ЗАПРОСОВ ЦЕЛЬ РАБОТЫ Изучение средств автоматизации формирования запросов в СУБД MS Access. Отработка методов конструирования запросов форм представления запросов и и
19392. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ МАКРОСОВ ДЛЯ СОЗДАНИЯ ПРИЛОЖЕНИЙ ПОЛЬЗОВАТЕЛЯ В ACCESS 1.47 MB
  БАЗЫ ДАННЫХ Лабораторная работа № 4 ИСПОЛЬЗОВАНИЕ МАКРОСОВ ДЛЯ СОЗДАНИЯ ПРИЛОЖЕНИЙ ПОЛЬЗОВАТЕЛЯ В ACCESS ЦЕЛЬ РАБОТЫ Получить навыки использования макросов в СУБД Access для решения различных задач. ВЫПОЛНЕНИЕ РАБОТЫ 1. Введём условные данные в табличной форме в Excel