43207

Привод шаровой мельницы

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии АИР мощностью = 15 кВт и синхронной частотой вращения = 3000 об/мин

Русский

2014-03-31

2.03 MB

21 чел.

УНТУ.300100.046 ПЗ

Лист

3

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

1  Техническое задание

  Спроектировать привод шаровой мельницы при следующих исходных данных:

1) Мощность потребителей          на IV валу                                                                                           

2) Угловая скорость                           выходного вала IV:

3) Требуемый ресурс                     Lh = 16000 часов;

4) Режим нагружения постоянный;

5) Производство единичное.

                                

       1 - электродвигатель;

2 - муфта;

3,4  - шестерня и колесо косозубой цилиндрической передачи;

5,6  - шестерня и колесо прямозубой цилиндрической  передачи;

7,8  - звездочки цепной передачи.

Рисунок 1.1 - Кинематическая  схема привода

         

На защиту в установленный срок представить:

  1.  Сборочный чертёж редуктора в двух проекциях

  (в масштабе 1:1) со спецификацией;

  1.  Рабочие чертежи деталей;
  2.  Пояснительную записку формата А4.

  

 

2    Кинематический и силовой расчеты привода

  2.1   Определение КПД кинематической цепи привода и выбор

     электродвигателя

КПД кинематической цепи привода

 

       где - КПД муфты;

              - КПД цилиндрической закрытой передачи;

              - КПД косозубой закрытой передачи;

              - КПД подшипников качения с одного вала;

              - КПД открытой цепной передачи.

Требуемая мощность двигателя:

     Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии АИР мощностью = 15  кВт и синхронной частотой вращения = 3000 об/мин. Двигатель АИР 160S2 ГОСТ 19523-81. Асинхронная частота вращения вала двигателя nДВ = 2910 об/мин. Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя = nДВ/9,55 = 304,71 рад/с.

 

 2.2   Разбивка общего передаточного отношения привода между                                                                                                                                                                                   

     передачами

Требуемое общее передаточное отношение передач, через которые передается поток мощности

на вал IV:              

Фактическое значение общего передаточного отношения передач:

                          

 где    - передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи,  согласно рекомендации;                                   

         - передаточное отношение прямозубой передачи;

         - передаточное отношение цепной передачи.

Отклонение фактического передаточного отношения от требуемого:

  

       

       что приемлемо.

  1.  Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих

моментов на валах привода

Мощности на элементах привода:

 Угловые скорости и частоты вращения элементов привода:    

     

Вращающие моменты на элементах привода:

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1

Таблица 2.1

Номер вала

Мощность,

Вт

Угловая

скорость,

рад / с

Вращающий момент,

Н · м

Частота вращения,

об / мин

Вал двигателя

NДВ = 14084

N2 = 14084

ДВ = 304,71

2 = 304,71

ТДВ = 46,22

Т2 = 46,22

nДВ = 2910

n2 = 2910

I вал

N3 = 6830

3 = 304,71

Т3= 22,41

n3 = 2910

II вал

N4 = 6560

N5 =12990

4 = 76,18

5 = 76,18

Т4 = 86,11

Т5 = 170,52

n4 = 728

n5 = 728

III вал

N6 = 906,2

N7  = 897,2

6 = 24,03

7 =24,03

Т6 = 518,93

Т7 = 513,94

n6 = 230

n7 = 230

IV вал

N8  = 11110

Nвых  = 11000

8 = 12,02

вых = 12

Т8 = 924,29

Твых = 916,67

n8 = 115

nвых = 115

3   Проектировочные  расчеты  передач

  

3.1  Расчет цилиндрической передачи Z3 Z4  

Передача Z3 Z4 была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных  

данных:

 

Вращающий момент на большем колесе:    T4 =86110 Н∙мм;

Частота вращения большего колеса:             n4 = 728 об/мин;

Число зубьев меньшего колеса:                     Z3 = 22;

Число зубьев большего колеса:                      Z4 = 88.

        Результат расчёта приведен на странице 8. Из 15 вариантов выбираем 11.

Для выбранного варианта конической передачи задаемся материалом и твердостями рабочих поверхностей зубьев. Колеса предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». Твердость шестерни: Н3 = 285НВ, твердость колеса: Н4 =248НВ.

 3.2  Расчет цилиндрической передачи Z5 Z6

 

Передача Z5 Z6 была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных  

данных:

 

Вращающий момент на большем колесе:    T6 =518930 Н∙мм;

Частота вращения большего колеса:             n3 = 230 об/мин;

Число зубьев меньшего колеса:                     Z5 =33 ;

Число зубьев большего колеса:                      Z6 = 105.

        Результат расчёта приведен на странице 9. Из 15 вариантов выбираем 11.

Для выбранного варианта конической передачи задаемся материалом и твердостями рабочих поверхностей зубьев. Колеса предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». Твердость шестерни: Н5 = 285НВ, твердость колеса: Н6 =248НВ.

1) Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес:

где - базовый предел контактной выносливости материалов     

              зубьев,  МПа;

- коэффициент долговечности;

- минимальный коэффициент запаса прочности;

- коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости                                  сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес;

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес.

[SH]56 =1,1 при термообработке «улучшение».

- базовое число циклов напряжений;

- эквивалентное число циклов изменения контактных

                 напряжений;

- показатель степени кривой контактной усталости.

 где - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за  

              один оборот колеса;

- коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения. При                      постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) ;

Так как

 т.к. окружная скорость колес

 

 МПа;

МПа;

Проверка прочности зубьев:

=470,99 МПа < []6=473 МПа;

Сопротивление зубьев усталости при опасных контактных напряжениях обеспечивается. Усталостной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет.

2) Определяем допускаемое напряжение изгиба, не вызывающие усталостной поломки зуба:

где - базовый предел изгибной выносливости, МПа;

        - минимальный коэффициент запаса прочности;

        - коэффициент долговечности при изгибе;

        - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной    

             поверхности;

        - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

        - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения  

             нагрузки;

        - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки

             зубчатого колеса;

        - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной

             поверхности зубьев;

        - коэффициент, учитывающий влияние деформационного

             упрочнения переходной поверхности.

Проверка сопротивления зубьев усталости при изгибе:

Сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается. Усталостной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет.

3.3  Расчет  цепной передачи

Передача была рассчитана на ЭВМ при следующих исходных  

данных:

 

Вращающий момент на малой звездочке:      T7 =513940 Н∙мм;

Частота вращения:                                             n7 = 230 об/мин;

Передаточное число:                                         u = 2;

Коэффициенты эксплуатации:   

Коэффициент нагрузки на вал:

         Результат расчёта приведен на странице 13. Из 3 вариантов выбираем 1.

4  Проектировочные (ориентировочные) расчеты валов

Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой ''улучшение'' b = 880 MПа, [КР]II Ст 45 =130 MПа.

где - допускаемое напряжение кручения для материала вала, заниженное в 5…6 раз для учета влияния изгибающих моментов.

Принимаем для I вала:

                                         d под подшипниками        = 25 мм;

                                         d под муфтой                     = 22 мм;

                                         d под колесом                    = 26 мм;

Для II вала:

                                         d под подшипниками        = 30 мм;

                                         d под колесами                  = 34 мм;

Для III вала:

                                         d под подшипниками        = 50 мм;

                                         d под колесом                    = 53 мм;

    d под звездочкой               = 44 мм.

5 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

Так как окружная скорость колеса, погруженного в масло, V = м/с меньше 15 м/с, для смазки зубчатой передачи применяем картерную систему смазки  (окунанием большего колеса в масло).

Так как V > 1 м/c разбрызгивание масла внутри коробки передач настолько интенсивное, что образуется «масляный туман», которого достаточно для смазки неизолированных от внутренней полости коробки передач подшипников.

При скорости V =6,2 м/с и контактных напряжениях H = 529,67 MПа, рекомендуемая вязкость масла равна 22 мм2/с. Такой вязкостью обладает масло Индустриальное И-Л-А-22.

6 Первая эскизная компоновка редуктора

6.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора

Толщина стенки основания чугунного корпуса редуктора

= 0,025·a +3 = 0,025·172,5+3 = 7,38 мм,

 где  a – межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи, мм

Толщина стенки крышки корпуса 1 = 0,9· = 0,9·8 = 7,28 мм.

6.2 Определение диаметров болтов: фундаментных, в бобышках  у  

подшипников, на тонких фланцах в разъеме корпуса

Диаметр фундаментных болтов

принимаем d1гост М20.

Диаметр болтов, стягивающих бобышки крышки и основания корпуса у     подшипников    принимаем d2гост М12.

Диаметр болтов, скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки   принимаем d3гост М10.

Толщина фланца под фундаментные болты d1

h1  = 2,35 ·  = 2,35 · 8 = 18,8 мм 19 мм .

Ширина фланца под болты d1    К1 = 48 мм.  

Толщина тонких фланцев под болты d3

h3 = 1,5 ·  = 1,5 · 8 = 12 мм ;

h'3 = 1,5 · 1 = 1,5 · 8 = 12 мм;

Ширина фланцев под болты d3  K3  = 28 мм.

Ширина бобышки под болты d2  К2 = 33 мм. С возвышением шлифуемой поверхности над литой К2 ² = К2 + 4 мм  = 33 + 4 = 37 мм.  

6.3 Определение размеров крышек подшипников

Таблица 6.1 - Размеры крышек подшипников

Диаметр отверстия в корпусе

под подшипник D, мм

80

72

90

Диаметр винта крышки, мм

8

8

8

Количество винтов крышки, шт

4

4

4

Толщина фланца крышки, мм

8

8

8

Ширина фланца крышки, мм

16

16

16

7 Проектировочные (приближенные) расчеты валов I, II и III

 I вал:                                а =55 мм , b = 50 мм, с = 117 мм, d=34мм.

Рисунок 7.1

          

Усилия в зацеплении колес:

 

                

    

  

         

 

 

 

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой          ''улучшение''. В = 880 МПa. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений.

Окончательно принимаем:                       dA = d B  = dПК = 25 мм;

                                                                           dС  = dМ  = 22 мм.

                                                   

 II вал:                a = 34 мм, b = 58 мм, с = 58 мм, d = 34 мм.

Рисунок 7.2

Ft6 = Ft5 =H;

Fr6  = Fr5= H;

       

                                         

  

 

      

  

         


          Вал  предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой          ''улучшение''.  σ В  =  880 МПa. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:

Окончательно принимаем:    d С  =d D =d E  = d КОЛ  = 32 мм;

                                                 d А  = d В  = d ПК  = 30 мм;

III вал:            a = 93 мм, b = 108 мм, с =80 мм.    

Рисунок 7.3

Fr6=Fr5 = 1504,6 H;

Ft6=Ft5  =4133,8 H;

              

  

                

          

  

      


 

     

                  

Вал  предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой          ''улучшение''.  σ В  =  880 МПa. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:

Окончательно принимаем:    d А  =d В =d ПК  = 45 мм;

                                                         d С  = d КОЛ  = 46 мм;

                                                         d D  = d ЗВЕЗД = 40 мм.  

 

       8 Подбор подшипников на валы I, II и III

Исходные данные для подбора подшипников на I вал:

           

           dп = 25 мм; nI  = 2910 об/мин, Lтребh = 16000 ч.

Рисунок 8.1

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на более нагруженную опору:   

         PA=V · RА ·Kб ·Kt · KE = 1·2173,5·1,3·1·1=2825,6 Н;

где V=1; Kб = 1,3; Kt = 1; KE=1.

Требуемая динамическая грузоподъемность  подшипников, Н:

           

где q=3; a23 = 0,8; Lтреб = 60· 0.5Lh· n· 10-6  = 60·0,5·16000·2910·10-6= 1396,8 млн.об.

Устанавливаем подшипники шариковые радиальные:

Подшипник 405 ГОСТ 8338-75  СКАТ = 36400 Н.

Размеры подшипника: dП = 25 мм, D = 80 мм, В = 21 мм.

Так  как СКАТ=36,4 кН > 0,95·СТРЕБ=0,95·30,4=28,9 кН  долговечность предложенных подшипников  обеспечивается.

Исходные данные для подбора подшипников на II вал:

         

    dп = 30 мм; nII  = 728 об/мин, Lтребh = 16000 ч.

Рисунок 8.2

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на более нагруженную опору:   

         PA=V · RA ·Kб ·Kt · KE = 1·3191,1·1,3·1·1=4148,4 Н;

где V=1; Kб = 1,3; Kt = 1; KE=1.

Требуемая динамическая грузоподъемность  подшипников, Н:

           

где q=3; a23 = 0,8; Lтреб = 60· Lh· n· 10-6  = 60·16000·728·10-6= 698,9 млн.об.

Устанавливаем подшипники шариковые радиальные:

Подшипник 406 ГОСТ 8338-75  СКАТ = 47000 Н.

Размеры подшипника: dП = 30 мм, D = 90 мм, В = 23 мм.

Так  как СКАТ=47 кН > 0,95·СТРЕБ=0,95·39,7=37,7 кН  долговечность предложенных подшипников  обеспечивается.

Исходные данные для подбора подшипников на III вал:

            

 


Рисунок 8.3

  

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на более нагруженную опору:   

         PA=V · RA ·Kб ·Kt · KE = 1·4398,7·1,3·1·1=5718,3 Н;

где V=1; Kб = 1,3; Kt = 1; KE=1.

Требуемая динамическая грузоподъемность  подшипников, Н:

           

где q=3; a23 = 0,8; Lтреб = 60· Lh· n· 10-6  = 60·16000·230·10-6= 220,8 млн.об.

Устанавливаем подшипники шариковые радиальные:

Подшипник 309 ГОСТ 8338-75  СКАТ = 52700 Н.

Размеры подшипника: dП = 45 мм, D = 100 мм, В = 25 мм.

Так  как СКАТ=52,7 кН > 0,95·СТРЕБ=0,95·37,23=35,37 кН  долговечность предложенных подшипников  обеспечивается.

   

9  Расчет шпоночных соединений

На I вал (под муфтой):

где см,[см]II - фактические и допускаемые  напряжения смятия, МПа;

       dD - диаметр вала в сечении D, мм;

       lP  - рабочая длина призматической шпонки, мм;

       h  - стандартная высота шпонки, мм;

       t1  - глубина шпоночного паза, мм.

где lр=lст - 5- b=35-5-6=24 мм

где ср,[ср] - фактические и допускаемые напряжения среза, МПа ;

      b - стандартная ширина шпонки, мм.

      

          На II вал (под колесом):

где lр=lст - 5- b=32-5-5=25 мм

На III вал (под колесом):

где lр=lст - 5- b=75-5-14=56 мм

На III вал (под звездочкой):

где lр=lст - 5- b=80-5-12=63 мм

  1.  Проверочные (уточненные) расчеты валов на сопротивление

    усталости

 I вал:

      Напряжения в сечениях вала изменяются:

 а) напряжения изгиба по III циклу;

      б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановки редуктора.

Сечение С (см. рисунок 7.1).

Рисунок 10.1

Концентратор 1 - шпоночный паз:

 = 1,77;      = 0,88.                 

Концентратор 2 - напрессованная ступица шкива по :

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

,

где    - напряжение кручения в сечении, МПа;

      - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

        - коэффициент упрочнения, =1, так как вал не закаленный и шлифованный;

где   - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм3

           

Так как М ИС= 0, то общий запас прочности SС = S II = 9,5 > [S] = 1,8.

        Сопротивление усталости сечения А обеспечивается.

Сечение A (см. рисунок 7.1).

Рисунок 10.2

Концентратор 1 - напрессованное кольцо подшипника по L0/k6:

 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям в сечении А

 где -1 - предел выносливости, МПа;

 И - напряжение изгиба в сечении, МПа;

  - эффективный коэффициент концентрации напряжения;

  - масштабный фактор;

 где  - суммарные напряжения изгиба в сечении А, Н·мм;

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм3;    

 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении А

 Общий запас прочности в сечении A

             

 

Сопротивление усталости сечения A обеспечивается.

ІІ вал:

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же, как на I валу.     Сечение D (см. рисунок 7.2).

Рисунок 10.3

Концентратор 1 - шпоночный паз:

= 1,77;      = 0,8.                 

= 1,92;      = 0,87.               

Концентратор 2 - напрессованная ступица колеса по :

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям в сечении D

 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении D:

 Общий запас прочности в сечении D         

 Сопротивление усталости сечения D обеспечивается.

        ІІІ вал:

        Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же, как на I валу.     

        Сечение C (см. рисунок 7.3).

Рисунок 10.4

Концентратор 1 - шпоночный паз:

             = 1,77;      = 0,77.               

Концентратор 2 - напрессованная ступица муфты по Н7/k6:

                                                 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

  

Так как М ИС= 0, то SС = S II = 4,52 > [S] = 1,8.

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается.

 

11 Расчет муфты на смятие и изгиб

                                                    

1 – первая полумуфта;                            6 – установочные винты;

2 – вторая полумуфта;                            7 –гайка М10-6Н.4 ГОСТ 5915-70;

3 – втулка распорная;                             8 – шайба 10,65Г ГОСТ 6402-70;                                                 

4 – втулка упругая;                                  9– проволока стопорящая винты;

5 – палец

                       Рисунок  11.1- Муфта упругая втулочно-пальцевая

Муфта предназначена для передачи вращающего момента T2 =46,22  Н·м от вала двигателя диаметром 42 мм  к валу редуктора диаметром 22 мм.          

Упругая втулочно-пальцевая муфта обеспечивает компенсацию: осевых смещений валов ∆l от 1мм до 5 мм; радиального смещения  ∆r до 0,1 мм и углового смещения ∆γ до 1градуса.

Размеры пальцев берём по параметрам пальцев стандартной муфты МУВП, разработанного для допускаемого крутящего  момента ТКР = 63 Н·м. Диаметр пальцев принимаем  dП =10 мм. Длину резиновой втулки  l5 = 15 мм. Диаметр резиновых колец d4 = 19 мм. Длина консольной части пальцев  l2 = 19мм.

Диаметр ступицы левой полумуфты  dСТУПИЦЫ  = 1,5·dВАЛА+ (5…10) мм = 1,5·42 + 7 = 70 мм. Диаметр DП на котором располагаются пальцы задаём конструктивно, опираясь на диаметры, соединяемых валов и наружные диаметры ступиц полумуфт.   DП  = dСТУПИЦЫ + d4 + 5 = 70 + 19 + 5 = 94 мм.

Из условия прочности резиновых упругих колец на смятие, определяем необходимое число пальцев z

где к – коэффициент режима работы,  к  = к1 + к2 = 0,25+1,2 = 1,45.

           к1 = 0,25, если двигатель электрический; к2 = 1,2 при лёгком, к2 = 1,4

           при среднем,  к2 = 1,6 при сильном колебании нагрузки;

     Т2 – наибольший длительно действующий крутящий момент, Н·мм;

     dП – диаметр пальца под втулкой, мм;

     l5 –  длина резиновой втулки, мм;

     [q] –допускаемое удельное давление на поверхности резиновых колец, МПа;

     DП – диаметр окружности, проходящей через оси  пальцев.

Проверяем прочность пальцев на  изгиб, как консольных балок, закрепленных в полумуфте

           

где  l5 / 2 - расстояние до точки приложения окружной силы.

Проверяем вписываемость пальцев в пространство полумуфты по отношению

              

                                                    

Что больше минимального допустимого значения 1,2.                                                             

12 Задание характера сопряжений деталей в редукторе

Таблица 12.1 - Таблица допусков и посадок.

Сопряжение

Посадка

Отклонение, мкм

Зазоры, мкм

Натяги, мкм

Отверстия

вала

верх-нее

ниж-нее

верх-нее

ниж-нее

max

min

max

min

Колесо-вал

+25

0

+18

+2

23

0

18

0

Втулка-вал

+53

+20

+15

+2

51

5

-

-

Корпус-крышка

+35

0

0

-54

89

0

-

-

Вал-шпонка

0

-36

0

-36

36

0

36

0

Колесо-шпонка

+18

-18

0

-36

54

0

18

0

Подшипник-вал

0

-10

+15

+2

-

-

25

2


 

                       СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1  Варианты заданий для проектирования  приводов в курсе  '' Детали машин '' и рекомендации по конструированию : Учебно-методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. - Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2005 . - 29 с.

2  Оформление пояснительных записок при курсовом проектировании и выполнении расчётно-графических работ: Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2011 .–18 с.

3  Пример выполнения расчетной части проекта привода: Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2002 .–29 с.

4  Оформление графической части проекта привода в курсе  '' Детали машин '' : Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2001 .- 30 с.

5  Расчет зубчатых передач на прочность : Учебно-методическое пособие/ Сост. А.С. Сулейманов, Э.А. Щеглов .- Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2004 . –30 с.

6  Расчёты на ЭВМ при курсовом проектировании в курсах ТММ и ДМ: Учебно – методическое пособие / Сост. Сулейманов А.С., Щеглов Э.А. – Уфа : Изд-во Уфим. нефт. техн. унив., 2011 .- 24 с.

         7  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин : Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. - М. : Издательский центр «Академия», 2003 . - 496 с.

8  Подшипники качения : Справочник-каталог / Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского . – М. : Машиностроение, 1984. – 280 с.: ил.

9  Анурьев В.И. Справочник конструктора –  машиностроителя: в 3-х т. Т.1 . – 8-е изд., перераб. и доп. – М .: Машиностроение, 2001. – 920 с.

         10  Проектировочный расчет цепных передач : Методические указания / Сост. Е.А. Митюрев, А.С. Сулейманов, В.Л. Хлесткина .- Уфа : Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1993. - 20 с.

11  Допуски и посадки : Методические указания / Сост. Е.А. Митюрев, В.К. Загорский, Д.Ф. Хитин.- Уфа : Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1990 .- 30 с.

12  Расчет подшипников качения с помощью ПЭВМ ЕС 1841 : Методические указания / Сост. Э.А. Щеглов и др. -  Уфа : Изд-во Уфим. нефт. ин-та, 1993 .- 6 с.

13  Муфты : Методические указания / Сост. С.Г. Зубаиров, А.А.,Комлев .- Уфа : Изд-во  Уфим. нефт. ин-та, 1989 .- 26 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

61110. Розквіт Давньоєгипетської держави 47 KB
  Мета: Ознайомити учнів із основними періодами Давнього Єгипту; Простежити закономірності в зміні періодів розквіту й занепаду держави. Перетворення Єгипту на могутню державу в середині...
61111. Київська Русь за наступників Ярослава. Володимир Мономах 67.5 KB
  Мета. Проаналізувати становище Київської держави за наступників Ярослава, підкреслити складність історичного періоду. Визначити історичне значення Любецького з’їзду, роль Володимира Мономаха як державника.
61112. ПРОСТИЙ ПРИСУДОК 206.41 KB
  Поглибити знання учнів про присудок як головний член речення, способи його вираження; сформувати вміння виділяти присудки в двоскладному реченні, визначати способи їх вираження; удосконалити вміння конструювати речення з різними за способом вираження присудками; за допомогою мовленнєво-комунікативного дидактичного матеріалу
61113. Київська Русь за наступників Ярослава 51.5 KB
  Знайомство з документом Чому це сталося Війни між правителями окремих частин однієї держави називають міжусобними записуємо у словниках. 1 Чому політика Ізяслава викликала невдоволення киян...
61114. Релігія, міфологія Давнього Єгипту 34.5 KB
  На які періоди вчені поділяють історію давнього Єгипту Коли відбулося нове об’єднання Єгипту Розкажіть про релігійну реформу Єгиптян Назвіть причини послаблення Єгипту...
61115. УСНИЙ ВИБІРКОВИЙ ПЕРЕКАЗ РОЗПОВІДНОГО ТЕКСТУ З ЕЛЕМЕНТАМИ ОПИСУ ПАМ’ЯТКИ ІСТОРІЇ ТА КУЛЬТУРИ В НАУКОВОМУ СТИЛІ 45 KB
  З того часу є і вежа заввишки 64 м з гарним бароковим шоломом; при реставрації знищено багато давніх вівтарів та інших пам’яток. На мурі катедри завішено пам’яткові кулі з облог Львова...
61116. Культура в Стародавньому Єгипті 41.5 KB
  Мета: показати розвиток архітектури, писемності, освіти, зародження наукових знань та їх вплив на історію людства; розвивати вміння робити з ілюстраціями; виховувати почуття прекрасного.
61117. ПИСЬМОВИЙ ВИБІРКОВИЙ ПЕРЕКАЗ РОЗПОВІДНОГО ТЕКСТУ З ЕЛЕМЕНТАМИ ОПИСУ ПАМ’ЯТКИ ІСТОРІЇ ТА КУЛЬТУРИ В ХУДОЖНЬОМУ СТИЛІ 50 KB
  Невеликий архітектурний комплекс Вірменського катедрального собору є питомим фрагментом Львова без якого той не був би самим собою. Мікросвітові собору притаманна аура у якій народжуються емоції здатні народжуватися тільки тут.
61118. ФЕОДАЛЬНА РОЗДРОБЛЕНІСТЬ. ПОЯВА УДІЛЬНИХ КНЯЗІВСТВ 46.5 KB
  Мета: познайомити учнів з причинами роздробленості Київської Русі; підвести їх до розуміння причин і наслідків цього процесу а саме звязку між економічними відносинами та розвитком політичної надбудови...