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

30 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

67455. Составной оператор 247 KB
  В языке «C++» аналогичная конструкция называется БЛОК. В начале блока можно объявлять локальные переменные блока.
67456. Модифицированная функция Бесселя нулевого индекса 172 KB
  При решении сложных задач программирования эти задачи разбиваются на более простые подзадачи. Каждая из подзадач, в свою очередь, может быть разбита на еще более простые подзадачи, и т.д. Если задача в ходе такого последовательного разбиения свелась...
67457. Диапазон. Переменные типа «Диапазон» 130.5 KB
  Все типы переменных, изученные до сих пор – скалярные (простые) типы. Массив – вектор, матрица, Массив – упорядоченная совокупность данных одного типа. Массив – переменная с индексом (со списком индексов). Объявление одномерного массива...
67458. Инициализация массивов 123.5 KB
  Динамические массивы не имеют фиксированного размера. Память под массив выделяется, когда ему придается значение (!) или по отношению к нему применяется процедура SetLength.
67459. Условная компиляция 51 KB
  Не ставить коня на заблокированное поле при каждом ходе, кроме последнего (64-го). Заблокированным называется поле, на которое конь, казалось бы, может встать, но выйти из него не сможет, поскольку все возможные для последующего хода поля уже посещены.
67460. Стандартные процедуры и функции для работы с любыми файлами 146 KB
  Функция возвращает значение 0, если операция открытия файла прошла успешно, и значение, отличное от 0, если открытие не заладилось (например, была попытка открыть на чтение файл, которого нет на диске, или была попытка открыть на запись файл с неприемлемым именем).