44444

Привод цепного транспортера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Моменты сопротивления сечения : под полумуфтой мм3 мм3; под подшипниками мм3 мм3; упорная ступень вала мм3 мм3; под червяком мм3 мм3. Напряжения изгиба : ступень под полумуфту начало участка Н мм2; ступень под полумуфту конец участка Н мм2; ступень под подшипник начало участка Н мм2; ступень под подшипник под подшипником Н мм2; ступень под подшипник конец участка Н мм2; упорная ступень начало участка Н мм2; упорная ступень конец участка Н мм2; ступень под червяком начало...

Русский

2013-11-12

3.26 MB

43 чел.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ и
НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

МАГНИТОГОРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Г.И. НОСОВА

Кафедра ПМ и Г

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

по дисциплине «Детали машин»

на тему: Привод цепного транспортера

Исполнитель: Мартыщенко А. А. студентка 3 курса, ТСА-09

Руководитель: Пожидаев Ю. А.

              

Работа допущена к защите «__» ______ 20__ г. ___________

Работа защищена «__» ______ 20__ г. с оценкой _____________.___________

Магнитогорск, 2011


МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ и НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

МАГНИТОГОРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Г.И. НОСОВА

Кафедра ПМГПТиТК

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: Привод цепного транспортера

Студенту Чановой

Исходные данные:

Тяговая сила P = 5,1 кН

Линейная скорость тягового органа V = 0,7 м/с

Шаг тяговой цепи р = 18 мм

Число зубьев z = 100

Срок сдачи «__» ______ 20__ г.

Руководитель: ___________ /Кадошников В.И./

Задание получил: ________ /Чанова/

Магнитогорск, 2011


СОДЕРЖАНИЕ

[1]
ВВЕДЕНИЕ

[2]
1 ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

[2.1] 1.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

[2.2] 1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

[2.3] 1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

[3]
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

[3.1] 2.1 Материал червячной передачи

[3.2]
2.2 Материал цилиндрической передачи

[4]
3 РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

[4.1] 3.1 Проектный расчет закрытой червячной передачи

[4.2] 3.2 Проверочный расчет закрытой червячной передачи

[5]
4 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

[5.1] 4.1 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи

[5.2] 4.2 Проверочный расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

[6]
5 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

[6.1] 5.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

[6.2] 5.2 Предварительный выбор подшипников качения

[7]
6 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА НА ИЗГИБ И КРУЧЕНИЕ

[7.1] 6.1 Расчет быстроходного вала

[7.2] 6.2 Расчет промежуточного вала

[7.3] 6.3 Расчет тихоходного вала

[8]
7 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

[8.1] 7.1 Проверка подшипников быстроходного вала

[8.2] 7.2 Проверка подшипников промежуточного вала

[8.3] 7.3 Проверка подшипников тихоходного вала

[9]
8 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА

[10]
9 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

[10.1] 9.1 Проверочный расчет шпонок

[10.2] 9.2 Проверочный расчет валов

[11]
10 ВЫБОР СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА

[12] 11 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

[13]
Список использованных источников


ВВЕДЕНИЕ

Основное назначение цепных транспортеров – перемещение грузов по заданной трассе. Одновременно с транспортированием грузов они могут распределять их по заданным пунктам, складировать, накапливать в обусловленных местах, перемещать по технологическим операциям и обеспечивать необходимый ритм производственного процесса.

Приводной механизм (или, сокращенно, привод) служит для приведения в движение тягового и грузонесущего элементов транспортера или непосредственно рабочих элементов в машинах без тягового элемента. По способу передачи тягового усилия различают приводы с передачей усилия зацеплением и фрикционные, передающие тяговое усилие трением. Фрикционные приводы применяются для лент, канатов и круглозвенных цепей; их разделяют на однобарабанные (одноблочные), двух- и трехбарабанные и специальные промежуточные.

Конвейер имеет вертикально замкнутый тяговый элемент, который огибает приводную и натяжную звездочки. Ходовая часть и поворотные устройства конвейера помещаются в закрытом металлическом кожухе. Тяговый элемент приводится в движение от привода, а первоначальное натяжение создается натяжным устройством. Привод конвейеров редукторный, размещается в головной части конвейера. Привод может быть снабжен остановом для предохранения от обратного движения ходовой части.


1 ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины (мощность на выходе):

,

где F – тяговая сила, кН;

υ – линейная скорость тягового органа, м/с.

кВт.

Общий КПД привода:

,

где ηц – КПД закрытой цилиндрической передачи, ηц = 0,96…0,97 [3];

ηк – КПД закрытой червячной передачи, ηч = 0,85…0,95 [3];

ηм – КПД муфты, ηм = 0,98 [3];

ηпк – КПД одной пары подшипников качения ηпк = 0,99…0,995 [3].

.

Требуемая мощность электродвигателя .

кВт.

Выбираем электродвигатель с ближайшим большим значением номинальной мощности Pном = 5,5 кВт [2] (табл. 1).

Таблица 1

Электродвигатели с номинальной мощностью 4 кВт

Вариант

Тип

Мощность, кВт

Синхронная частота вращения, об/мин

Номинальная частота, об/мин

2

4AM112М4УЗ

5,5

1500

1445

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения (об/ мин) приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):

,

где υ – линейная скорость тягового органа, м/с;

z – число зубьев звездочки;

p – шаг тяговой цепи, мм.

об/мин.

Передаточное число привода при заданной номинальной мощности:

.

.

Таблица 2

Передаточные числа ступеней привода

Передаточное число

Общее для привода

63

Цилиндрической ступени

6,3

Червячной ступени

10

Максимальное допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины

,

где nрм – частота вращения приводного вала, об/мин;

δ – допускаемое отклонение скорости приводного вала, %.

об/мин.

Допускаемая частота вращения приводного вала элеватора

Примем Δnрм = -0,39 об/мин, тогда  об/мин.

Фактическое передаточное число привода ;

.

Таким образом, окончательно выбираем электродвигатель 4AМ112М4УЗ (Pном = 5,5 кВт, nном = 1445 об/мин, рис. 1); передаточное число редуктора uзп = 36.

Рисунок 1 - Схема электродвигателя 4AМ112М4УЗ

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность двигателя Pдв = 4,74 кВт.

Мощность на выходном валу двигателя ;

кВт

Мощность на быстроходном валу редуктора ;

кВт.

Мощность на промежуточном валу редуктора ;

кВт.

Мощность на тихоходном валу редуктора ;

кВт.

Мощность рабочей машины ;

кВт.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на валу двигателя: ; ; .

об/мин;  1/с;  Нм.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на быстроходном валу редуктора: ; ; .

об/мин;  1/с;

Нм.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на промежуточном валу редуктора: ; ; .

об/мин;  1/с;

Нм.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на тихоходном валу редуктора: ; ; .

об/мин;  1/с;  Нм.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на валу рабочей машины: ; ; .

об/мин;  1/с;

Нм.

Таблица 3

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4AМ112М4УЗ, Pном = 5,5 кВт, nном = 1445 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал

цилиндрическая

червячная

двигателя

редуктора

приводной рабочей машины

быстроходный

промежуточный

тихоходный

Передаточное число u

6,3

10

Расчетная мощность P, кВт

4,74

4,6

3,87

3,68

3,57

Угловая скорость ω, 1/с

151,4

151,24

15,2

2,4

2,4

КПД η

0,96

0,85

Частота вращения n, об/мин

1445

1445

144,5

22,94

22,94

Вращающий момент T, Нм

31,34

30,41

255,87

1532

1486


2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Материал червячной передачи

Выбираем для изготовления червяка марку стали 40Х, термообработка – улучшение + закалка ТВЧ, твердость поверхности червяка 45…50 HRCэ, твердость сердцевины 269…302 HB.

Средняя твердость червяка:

HRCэср = (45+50)/2 = 47,5.

НВ1ср = (269+302)/2 = 285,5.

Коэффициенты долговечности для червяка и колеса KHL = KFL =1, поскольку число циклов перемены напряжений за весь срок службы значительно превышает число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [3].

Допускаемое контактное напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжений .

Для червяка  Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев .

Для червяка  Н/мм2.

Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений для червяка  Н/мм2.

Допускаемые напряжения изгиба .

Для червяка  Н/мм2.

Выбираем для изготовления венца червячного колеса оловянную бронзу БрО10Н1Ф1, σв = 285 Н/мм2, σт = 165 Н/мм2 [3].

Допускаемые значения напряжений для червячного колеса

.

.

.

.

Расчет ведется по менее прочным зубьям.

Таблица 4

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи

Марки материала

Термообработка

HRCср

[σ]H

[σ]F

σв

σт

σ-1

Н/мм2

Червяк

40Х

У+ТВЧ

47,5

835

370

900

750

410

Колесо

БрО10Н1Ф1

Ц

226

64

285

165


2.2 Материал цилиндрической передачи

Выбираем для изготовления шестерни и колеса марку стали 40Х, термообработка – улучшение, твердость шестерней 269…302 HB, твердость колес 235…262 HB [3].

Средняя твердость шестерни НВ1ср = (269+302)/2 = 285,5.

Средняя твердость колеса НВ2ср = (235+262)/2 = 248,5.

Коэффициенты долговечности для шестерни и колеса KHL = KFL =1, поскольку число циклов перемены напряжений за весь срок службы значительно превышает число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [3].

Допускаемое контактное напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжений .

Для шестерни  Н/мм2.

Для колеса  Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев .

Для шестерни  Н/мм2.

Для колеса  Н/мм2.

Расчет ведется по меньшему значению допускаемых напряжений зубьев, т.е. по допускаемым напряжениям зубьев колеса.

Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений .

Для шестерни  Н/мм2.

Для колеса  Н/мм2.

Допускаемые напряжения изгиба .

Для шестерни  Н/мм2.

Для колеса  Н/мм2.

Расчет также ведется по менее прочным зубьям.

Таблица 5

Механические характеристики материалов зубчатых передач

Элемент передачи

Марки стали

Термообработка

HBср

[σ]H

[σ]F

Н/мм2

Шестерня

40Х

У

258,5

580,9

294,07

Колесо

40Х

У

248,5

514,3

255,96


3 РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Проектный расчет закрытой червячной передачи

 

Рисунок 2 – Эскиз червячного колеса

Межосевое расстояние

,

где T2 – вращающий момент на промежуточном валу редуктора;

[σ]H – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров aw = 105 мм.

Выбираем число витков червяка z1 = 4.

Число зубьев червячного колеса .

Модуль зацепления .

мм.

Полученное значение округляем в большую сторону до стандартного значения m = 4 мм.

Коэффициент диаметра червяка .

.

Примем стандартное значение q = 10.

Коэффициент смещения инструмента .

Примем

Фактическое передаточное число .

.

Его отклонение от заданного .

.

Фактическое межосевое расстояние .

мм.

Геометрические параметры червяка:

- делительный диаметр ;

мм;

- начальный диаметр ;

мм;

- диаметр вершин витков ;

мм;

- диаметр впадин витков ;

мм;

- делительный угол подъема линии витков ;

˚;

- длина нарезаемой части червяка

,

где С = 100m/z2 при x > 0, С = 100*4/41 = 9,76

мм.

Геометрические параметры венца червячного колеса:

- делительный диаметр ;

мм;

- диаметр вершин зубьев ;

мм;

- наибольший диаметр колеса ;

мм;

- диаметр впадин зубьев ;

мм;

- ширина венца при z1 = 4 ;

мм;

- радиусы закруглений зубьев ;

мм;  мм;

- условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ ;

; 2δ = 92,04˚.

Конструирование червячного колеса.

Обод:

- диаметр наибольший daм = 182 мм;

- диаметр внутренний

; мм;

- толщина ;  мм;

;  мм;

;  мм;

;  мм;

- ширина b2 = 33 мм.

Ступица:

- диаметр внутренний d = 48 мм;

-диаметр наружный ;  мм;

- толщина ;  мм;

- длина ;  мм.

Диск:

- толщина ;  мм.

Рисунок 3 – Схема сил в зацеплении червячной передачи

Силы в зацеплении.

Окружная сила:

- на колесе ;  Н;

- на червяке ;  Н.

Радиальная сила:

- на колесе ;  Н;

- на червяке ;  Н.

Осевая сила:

- на колесе ;  Н;

- на червяке ;  Н.

3.2 Проверочный расчет закрытой червячной передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи

,

где γ – делительный угол подъема линии витков червяка;

φ – угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости скольжения; φ = 2˚.

.

Проверка контактных напряжений

,

где K – коэффициент нагрузки, при окружной скорости червячного колеса менее 3 м/с K = 1.

Ft2 – окружная сила на колесе, ;

Н;

Н/мм2 < [σ]H = 226 Н/мм2.

Условие выполнено.

Проверка напряжений изгиба зубьев колеса

,

где YF2 – коэффициент формы зуба колеса, YF2 = 1,45 [2];

Н/мм2 < [σ]F2 = 64 Н/мм2.

Условие выполнено.


4 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

4.1 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи

Рисунок 4 – Эскиз цилиндрического колеса

Межосевое расстояние

,

где Ka – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ka = 43;

ψa – коэффициент ширины венца колеса, для шестерни, расположенной симметрично относительно опор ψa = 0,28…0,36;

u – передаточное число передачи;

T4 – вращающий момент на тихоходном валу передачи;

[σ]H – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

K – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев K = 1 [3].

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего значения из ряда нормальных линейных размеров aw = 250 мм.

Модуль зацепления

,

где Km – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Km = 5,8;

d2 – делительный диаметр колеса, ;

мм;

b2 – ширина венца колеса, ;  мм;

[σ]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.

мм.

Принимаем m = 2,5 мм.

Угол наклона зубьев .

˚.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес

;

.

Округляем полученное значение суммарного числа зубьев в меньшую сторону до целого числа z = 198.

Действительный угол наклона зубьев .

˚.

Число зубьев шестерни . .

Принимаем z1 = 27.

Число зубьев колеса . .

Фактическое передаточное число . .

Его отклонение от заданного .

.

Фактическое межосевое расстояние .

мм.

Геометрические параметры шестерни:

- делительный диаметр ;  мм;

- диаметр вершин зубьев ;  мм;

- диаметр впадин зубьев ;  мм;

- ширина венца ;  мм.

Геометрические параметры колеса:

- делительный диаметр ;  мм;

- диаметр вершин зубьев ;  мм;

- диаметр впадин зубьев ;  мм;

- ширина венца b2 = 75 мм.

Цилиндрическое колесо на тихоходном валу

Обод:

- диаметр da = 436,8 мм;

- толщина ;  мм;

- ширина b2 = 75 мм.

Ступица:

- диаметр внутренний d = 85 мм;

-диаметр наружный ;  мм;

- толщина ;  мм;

- длина ;  мм.

Диск:

- толщина ;  мм. Принимаем С = 19 мм.

Рисунок 5 – Схема сил в зацеплении цилиндрической передачи

Силы в зацеплении.

Окружная сила:

- на колесе ; Н;

- на шестерне ; Н.

Радиальная сила:

- на колесе ; Н;

- на шестерне ; Н.

Осевая сила:

- на колесе ; Н;

- на шестерне ; Н.

4.2 Проверочный расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

Проверка межосевого расстояния .

мм – верно.

Проверка контактных напряжений

,

где K – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач K = 376;

Ft – окружная сила в зацеплении, ;

Н;

K – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес K = 1,1 [3];

K – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев K = 1 [3];

K – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K = 1,01 [3].

Н/мм2 < [σ]H = 514,3 Н/мм2.

Условие выполнено.

Проверка напряжений изгиба зубьев колеса

,

где K – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес K = 1 [3];

K – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев K = 1 [3];

K – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K = 1,04 [3];

YF2 – коэффициент формы зуба колеса, YF2 = 3,62 [2];

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба, Yβ = 1 - β˚/140˚; Yβ = 0,94.

Н/мм2 < [σ]F2 = 255,96 Н/мм2.

Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни .

Н/мм2 < [σ]F1 = 194,07 Н/мм2.

Условия выполнены.


5 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

Рисунок 6 – Эскиз быстроходного вала

Быстроходный вал. Ступени:

- под полумуфту , ;

мм, примем d1 = 26 мм – 80% диаметра вала двигателя;  мм;

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

;

мм – округляем d2 = 30 мм;

- под червяк ;

мм, примем стандартное значение d3 = 36 мм;

- под подшипник , l4 – ширина подшипника;

мм.

Рисунок 7 – Эскиз промежуточного вала

Промежуточный вал. Ступени:

- под подшипники ,

мм, примем d2 = 40; l2 – ширина подшипника;

- под шестерню ;

мм, примем стандартное значение d3 = 48 мм;

- под колесо ;

мм, примем стандартное значение d3 = 48 мм;

- упорная ;  мм, примем d5 = 53 мм.

Рисунок 8 – Эскиз тихоходного вала

Тихоходный вал. Ступени:

- под полумуфту , ;

мм, примем d1 = 70 мм;  мм;

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

;

мм – округляем d2 = 75 мм;

- под колесо ;

мм, примем стандартное значение d3 = 85 мм;

- под подшипник , l4 – ширина подшипника;

мм;

- упорная ;

мм, примем стандартное значение d5 = 90 мм.

5.2 Предварительный выбор подшипников качения

Для быстроходного вала выбираем подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные легкой серии

7206 ТУ37.006.162-89.

d = 30 мм, D = 62 мм, B = 15,5 мм, r = 1,5 мм, Сr = 29,8 кН, С0r = 22,3 кН.

Для промежуточного вала выбираем подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные легкой серии

7208 ТУ37.006.162-89

d = 40 мм, D = 80 мм, B = 20 мм, r = 2 мм, Сr = 42,2 кН, С0r = 32,7 кН.

Для тихоходного вала выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные легкой серии

215 ГОСТ 8338-75.

d = 75 мм, D = 130 мм, B = 25 мм, r = 2,5 мм, Сr = 66,3 кН, С0r = 41 кН.


6 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА НА ИЗГИБ И КРУЧЕНИЕ

6.1 Расчет быстроходного вала

 

Рисунок 9 – Расчет быстроходного вала

Исходные данные для расчета:

- силы в зацеплении  Н,  Н,  Н;

- консольные силы ;  Н.

- длины участков lб = 142 мм, lм = 103 мм; l1 = l2 = 71 мм;

- делительный диаметр d1 = 40 мм.

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка:  - верно.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка:  - верно.

Суммарные радиальные реакции:

;  Н.

;  Н.

Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость:

- под подшипниками A и B Mи = 0 Нм;

- под червяком

;  Нм;

;  Нм.

Горизонтальная плоскость:

- под подшипником B Mи = 0 Нм;

- под подшипником A ;  Нм;

- под червяков ;  Нм.

Суммарные изгибающие моменты :

- под подшипником А

Нм;

- под червяком

Нм;

Нм;

- под подшипником В Mи = 0 Нм.

Крутящий момент на участке от муфты до червяка Mк = 30 Нм.

Моменты сопротивления сечения , :

- под полумуфтой  мм3,  мм3;

- под подшипниками  мм3,  мм3;

- упорная ступень вала  мм3,  мм3;

- под червяком  мм3,  мм3.

Напряжения изгиба :

- ступень под полумуфту, начало участка  Н/мм2;

- ступень под полумуфту, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2;

- ступень под подшипник, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, начало участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под червяком, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2.

Напряжения кручения :

- ступень под полумуфтой  Н/мм2;

- ступень под подшипником  Н/мм2;

- упорная ступень  Н/мм2;

- ступень пол червяком  Н/мм2.

Эквивалентные напряжения :

- ступень под полумуфту, начало участка  Н/мм2;

- ступень под полумуфту, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником Н/мм2

- ступень под подшипник, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, начало участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под червяком, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2.

6.2 Расчет промежуточного вала

 

Рисунок 10 – Расчет промежуточного вала

Исходные данные для расчета:

- силы на колесе  Н,  Н,  Н;

- силы на шестерне  Н,  Н,  Н;

- длины участков lб = 172 мм, l1 = 37 мм; l2 = 70 мм; l3 = 65 мм;

- делительные диаметры d1 = 68,2 мм, d2 = 164 мм

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка:  - верно.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка:  - верно.

Суммарные радиальные реакции:

;  Н.

;  Н.

Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость: - под подшипниками С и D Mи = 0 Нм;

- под шестерней ;  Нм;

;  Нм.

- под колесом ;  Нм;

Горизонтальная плоскость: - под подшипниками С и D Mи = 0 Нм;

- под шестерней ;  Нм;

- под колесом ;  Нм.

;  Нм.

Суммарные изгибающие моменты :

- под подшипником С Mи = 0 Нм.

- под колесом

Нм;

Нм;

- под червяком

Нм;

Нм;

- под подшипником D Mи = 0 Нм.

Крутящий момент на участке от колеса до червяка Mк = 256 Нм.

Моменты сопротивления сечения , :

- под подшипниками  мм3,  мм3;

- под колесом  мм3,  мм3;

- упорная ступень вала  мм3,  мм3;

- под червяком  мм3,  мм3.

Напряжения изгиба :

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2;

- ступень под подшипник, конец участка  Н/мм2;

- ступень под колесом, начало участка  Н/мм2;

- ступень под колесом, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под колесом, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, начало участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под червяком, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2.

Напряжения кручения :

- ступень под колесом  Н/мм2;

- упорная ступень  Н/мм2;

- ступень пол червяком  Н/мм2.

Эквивалентные напряжения :

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2

- ступень под подшипник, конец участка  Н/мм2;

- ступень под колесо, начало участка  Н/мм2;

- ступень под колесо, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под колесо, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, начало участка  Н/мм2;

- ступень под червяком, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под червяком, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2.

6.3 Расчет тихоходного вала

 

Рисунок 11 – Расчет тихоходного вала

Исходные данные для расчета:

- силы в зацеплении  Н,  Н,  Н;

- консольные силы ;  Н.

- длины участков lб = 169 мм, lм = 105 мм; l1 = 106 мм; l2 = 63 мм;

- делительный диаметр d2 = 431,8 мм.

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка:  - верно.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка:  - верно.

Суммарные радиальные реакции:

;  Н.

;  Н.

Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость: - под подшипниками E и F Mи = 0 Нм;

- под колесом

;  Нм.

;  Нм.

Горизонтальная плоскость:

- под подшипником E Mи = 0 Нм;

- под подшипником F ;  Нм;

- под колесом ;  Нм.

Суммарные изгибающие моменты :

- под подшипником E Mи = 0 Нм.

- под колесом

Нм;

Нм;

- под подшипником D 

Нм.

Крутящий момент на участке от колеса до червяка Mк = 1532 Нм.

Моменты сопротивления сечения , :

- под подшипниками  мм3,  мм3;

- под колесом  мм3,  мм3;

- упорная ступень вала  мм3, мм3;

- под полумуфтой  мм3,  мм3.

Напряжения изгиба :

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2;

- ступень под подшипник, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под колесом, начало участка  Н/мм2;

- ступень под колесом, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под колесом, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2;

- ступень под подшипник, конец участка  Н/мм2;

- ступень под полумуфту, начало участка  Н/мм2;

- ступень под полумуфту, конец участка  Н/мм2;

Напряжения кручения :

- ступень под колесом  Н/мм2;

- ступень под подшипником  Н/мм2;

- ступень под полумуфтой  Н/мм2.

Эквивалентные напряжения :

- ступень под подшипник, под подшипником  Н/мм2

- ступень под подшипник, конец участка  Н/мм2;

- упорная ступень, начало участка  Н/мм2;

- упорная ступень, конец участка  Н/мм2;

- ступень под колесо, начало участка  Н/мм2;

- ступень под колесо, середина участка

Н/мм2;  Н/мм2;

- ступень под колесо, конец участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, начало участка  Н/мм2;

- ступень под подшипник, под подшипником Н/мм2;

- ступень под подшипник, конец участка Н/мм2;

- ступень под полумуфту, начало участка Н/мм2.

- ступень под полумуфту, конец участка Н/мм2.


7 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

7.1 Проверка подшипников быстроходного вала

Рисунок 12 – Подшипник радиально-упорный роликовый конический однорядный

Коэффициент осевого нагружения [3]: e = 0,36.

Осевые составляющие радиальных нагрузок:

;  Н.

;  Н.

Осевые нагрузки подшипников:

;  Н.

;  Н.

Для подшипника A:  > e.

Эквивалентная нагрузка

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

X – коэффициент радиальной нагрузки; X = 0,4 – для однорядных подшипников;

Rr – суммарная радиальная реакция подшипника;

Y – коэффициент осевой нагрузки; Y = 1,65;

Ra – суммарная осевая реакция подшипника;

Kб – коэффициент безопасности; Kб = 1;

KT – температурный коэффициент, KT = 1.

Н.

Для подшипника B:

< e.

,

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

Rr – суммарная реакция подшипника;

Kб – коэффициент безопасности; Kб = 1;

KT – температурный коэффициент, KT = 1.

Н.

Более нагруженным подшипником является подшипник A.

Расчетная динамическая грузоподъемность .

Н < Сr = 29800 Н – условие выполнено.

Базовая долговечность подшипника .

ч > Lh = 10000 ч – условие выполнено.

7.2 Проверка подшипников промежуточного вала

Рисунок 13 – Подшипник радиально-упорный роликовый конический однорядный

Коэффициент осевого нагружения [3]: e = 0,38.

Осевые составляющие радиальных нагрузок:

;  Н.

;  Н.

Осевые нагрузки подшипников:

;  Н.

;  Н.

Для подшипника С:

< e.

,

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

Rr – суммарная реакция подшипника;

Kб – коэффициент безопасности; Kб = 1;

KT – температурный коэффициент, KT = 1.

Н.

Для подшипника D:

> e.

Эквивалентная нагрузка

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

X – коэффициент радиальной нагрузки; X = 0,4 – для однорядных подшипников;

Rr – суммарная радиальная реакция подшипника;

Y – коэффициент осевой нагрузки; Y = 1,56;

Ra – суммарная осевая реакция подшипника;

Kб – коэффициент безопасности; Kб = 1;

KT – температурный коэффициент, KT = 1.

Н.

Более нагруженным подшипником является подшипник D.

Расчетная динамическая грузоподъемность .

Н < Сr = 42200 Н – условие выполнено.

Базовая долговечность подшипника .

ч > Lh = 10000 ч – условие выполнено.

7.3 Проверка подшипников тихоходного вала

Рисунок 14 – Подшипник радиальный шариковый однорядный

Большую радиальную нагрузку воспринимает подшипник E.

Для него отношение .

По отношению  находим [3]: e = 0,22; Y = 1,99.

 < e.

Эквивалентная нагрузка

,

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

Rr – суммарная реакция подшипника;

Kб – коэффициент безопасности; Kб = 1;

KT – температурный коэффициент, KT = 1.

Н.

Расчетная динамическая грузоподъемность .

Н < Сr = 66300 Н – условие выполнено.

Базовая долговечность подшипника .

ч > Lh = 10000 ч – условие выполнено.


8 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Рисунок 15 – Эскиз корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

;  мм.

;  мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

;  мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

;  мм.

Для межосевого расстояния 250 мм принимаем следующие диаметры винтов (болтов) [2]:

Диаметр фундаментных болтов

;  мм.

Принимаем M20.

Диаметр болтов у подшипников

;  мм.

Принимаем М16.

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

;  мм.

Принимаем М10.

Для крепления торцовых крышек подшипниковых узлов и крышки смотрового люка принимаем винты М6.


9 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

9.1 Проверочный расчет шпонок

Рисунок 16 – Расчет шпоночного соединения

Условие прочности на смятие

,

где Ft = 2T/d – окружная сила;

- площадь смятия;

[σ]см – допускаемое напряжение на смятие, [σ]см = 190 Н/мм2.

Шпонка на быстроходном валу:

Н/мм2 ≤ [σ]см – условие выполнено.

Шпонка на промежуточном валу под колесо:

Н/мм2 ≤ [σ]см – условие выполнено.

Шпонка на тихоходном валу под полумуфту:

Н/мм2 ≤ [σ]см – условие выполнено.

Шпонка на тихоходном валу под колесо:

Н/мм2 ≤ [σ]см – условие выполнено.

Условие прочности на срез [2]

,

где T– крутящий момент;

d – диаметр вала;

l – длина шпонки;

b – ширина шпонки

[τ]ср – допускаемое напряжение на смятие, [τ]ср =0,6[σ]см = 114 Н/мм2.

Шпонка на быстроходном валу:

Н/мм2 ≤ [τ]ср – условие выполнено.

Шпонка на промежуточном валу под колесо:

Н/мм2 ≤ [τ]ср – условие выполнено.

Шпонка на тихоходном валу под полумуфту:

Н/мм2 ≤ [τ]ср – условие выполнено.

Шпонка на тихоходном валу под колесо:

Н/мм2 ≤ [τ]ср – условие выполнено.

9.2 Проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Материал вала – Сталь 40Х, σв = 900 МПа; σ-1 = 410 МПа.

Опасное сечение - под червяком, d = 30,4 мм.

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

,

где M – суммарный изгибающий момент, Нм;

W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3, .

МПа.

Амплитуда касательных напряжений в опасном сечении:

,

где Mк – крутящий момент, Нм;

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала, мм3, .

МПа.

Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

, ,

где Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров;

KF – коэффициент влияния шероховатости;

.

.

Пределы выносливости в расчетном сечении вала

, ,

где σ-1, τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения [3].

Н/мм2.

Н/мм2.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям , .

.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении .

> [s] = 2,1 – условие выполнено.

Промежуточный вал

Материал вала – 40Х, σв = 900 МПа; σ-1 = 410 МПа.

Опасное сечение - под колесом, d = 48 мм.

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

,

где M – суммарный изгибающий момент, Нм;

W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3, .

МПа.

Амплитуда касательных напряжений в опасном сечении:

,

где Mк – крутящий момент, Нм;

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала, мм3, .

МПа.

Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

, ,

где Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров;

KF – коэффициент влияния шероховатости;

.

.

Пределы выносливости в расчетном сечении вала

, ,

где σ-1, τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения [3].

Н/мм2.

Н/мм2.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям , .

;

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении .

> [s] = 2,1 – условие выполнено.

Тихоходный вал

Материал вала – Сталь 45, σв = 600 МПа; σ-1 = 260 МПа.

Опасное сечение - под полумуфтой, d = 70 мм.

Амплитуда нормальных напряжений в опасном сечении:

,

где M – суммарный изгибающий момент, Нм;

W – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3, .

МПа.

Амплитуда касательных напряжений в опасном сечении:

,

где Mк – крутящий момент, Нм;

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала, мм3, .

МПа.

Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

, ,

где Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров;

KF – коэффициент влияния шероховатости;

.

.

Пределы выносливости в расчетном сечении вала

, ,

где σ-1, τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения [3].

Н/мм2.

Н/мм2.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям , .

;

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении .

> [s] = 2,1 – условие выполнено.


10 ВЫБОР СМАЗ
ОЧНОГО МАТЕРИАЛА

Смазка закрытого зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло (этот способ рекомендован при окружной скорости от 0,3 до 12,5 м/с), заливаемого внутрь корпуса до уровня примерно 50 мм.

При этом зубчатое колесо погружается в смазочный материал на 10 мм.

При окружной скорости передачи в диапазоне 2…5 м/с и контактных напряжениях до 600 Н/мм2 рекомендуется смазочное масло марки И-Г-А-46 по ГОСТ 17479.4-78.

Объем масляной ванны Vм определим по зависимости от мощности

.

л.

Контроль уровня масла в редукторе осуществляется при помощи жезлового маслоуказателя, поскольку он удобен для осмотра, его конструкция проста и надежна.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой при помощи установки ручки-отдушины на крышке смотрового люка.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазочный материал пополняют шприцем через пресс-масленку. Сорт смазочного материала – Литол – 24.

11 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Температура масла в корпусе червячной передачи

,

где P1 – мощность на быстроходном валу редуктора, Вт;

η – коэффициент полезного действия редуктора;

Kt = 9…17 Вт/(м2град) – коэффициент теплопередачи;

А – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м2.

< [t]м = 80…95˚.

Условие выполнено


Список использованных источников

Конструирование узлов и деталей машин: учеб. Пособие для студ. Высш. Учеб. Заведений / Дунаев П.Ф., Леликов О.П. – 2-е изд., перераб. и доп. – Высш. шк., 1990. – 399 с., ил.

Чернавский А.В. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: «Машиностроение», 1979. - 351 с.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов.- М.: высш. шк., 1991.- 432с.


Утв..

Н.контр.

Привод цепного транспортера.

Пояснительная записка

МГТУ

КМ-08

Лист.

Листов

45

3

Т.контр.

Проверил.

Разраб..

Лит.

Д.ММ.КП.11.00.00.00.ПЗ

Изм.

Лист.

№ документа.

Подпись.

Дата.

Чанова О.В.

Кадошников В.И.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

9

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10

Изм.

Лист

докум.

Подпись

Дата

Лист

11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

12

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

13

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

16

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

17

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

18

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

19

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

25

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

26

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

27

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

28

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

29

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

30

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

31

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

32

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

33

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

34

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

35

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

36

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

37

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

38

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

39

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

40

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

41

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

42

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

43

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

44

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

45

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

46

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

47


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

38668. ДИСКУРС ОБ АВТОРСТВЕ В ПОСТСОВЕТСКОЙ КИНОКРИТИКЕ НА ПРИМЕРЕ ДЭВИДА ЛИНЧА 910.5 KB
  вторский кинематограф остается на сегодняшний день закрытым для многих, чьи потребности уже вышли за рамки развлекательного кино отчасти из-за непонимания сложившегося в мире киноязыка, отчасти из-за бессилия кинокритики в доступной и объективной форме интерпретировать произведения. К авторскому кинематографу сформировалось отношение как к чему-то субъективному и непознаваемому по своей природе.
38669. Расчет плиты междуэтажного перекрытия марки ПТМ 56.12.22-7.0S800. СТБ 1383-2003 696 KB
  Расчёт рабочей арматуры Расчётное сечениетавровое геометрические размеры которого показаны на рисунке 2.Расчёт рабочей арматуры плиты производится исходя из методики расчёта изгибаемых элементов по альтернативной модели в предположении прямоугольной эпюры распределения напряжений в сжатой зоне бетона.4 где d=hc=22040=180мм ds 20мм предполагаемый максимальный диаметр арматуры.7...
38670. Ресурсы основных видов охотничьих животных и их использование в Белохолуницком охотничье – промысловом участке Кировской области 420.5 KB
  Перечисленное стало основой к принятию ряда Законов РФ «Об охране окружающей среды; О животном мире; Об охоте…» и Кодексов (Водный; Лесной; и др.). В перечисленных документах определена и задействована роль охотничьего хозяйства и охотпользователей.
38671. Вивчення гідрогеологічних умов ділянки водозабору (св.55е) столової води та затвердження її експлуатаційних запасів у ДКЗ України в кількості 288 м3/добу 1.24 MB
  АБ акціонерного товариства закритого типу АТЗТ Новомосковський завод мінводи. Відповідно до вищевказаних документів розвідувальні роботи необхідно було виконати на ділянці водозабору свердловина №55е мінеральної столової води Новотроїцька який розташовано на території Новомосковського заводу мінводи у 2 км на захід від с.55е столової води та затвердження її експлуатаційних запасів у ДКЗ України в кількості 288 м3 добу.Солоний Лиман на відстані 55 км від Новомосковського заводу мінводи св.
38672. ПРАВОСЛАВНЫЕ ХРАМЫ СИМФЕРОПОЛЯ (КОНЕЦ XVIII – НАЧАЛО XXI ВЕКА) 330 KB
  Изучение вопросов религии, и её места в жизни общества представляет насущную задачу в наше время. Долгое время проблемы религии не рассматривались, так как шли вразрез с советской идеологией. Доступ к данным по возникновению и развитию православных храмов был ограничен, что обусловило отсутствие информации во многих исследованиях и учебных пособиях по истории
38673. Монтаж ленточных фундаментов и гидроизоляцию фундаментов одноэтажного здания с размерами в плане 61,8×30м 399 KB
  1 Технологическая карта разработана на монтаж ленточных фундаментов и гидроизоляцию фундаментов одноэтажного здания с размерами в плане 618×30м.2 В состав работ последовательно выполняемых при монтаже зданий входят: 1.4 Технологическая карта предусматривает выполнение работ с помощью крана КС0561. Контроль качества работ.
38674. Влияние редкоземельных элементов на оптические свойства германия 5.34 MB
  Поглощение в германии. именно кислородные комплексы оказывают наибольшее влияние на поглощение. В данной работе исследуется оптическое поглощение монокристалла германия легированного несколькими редкоземельными металлами на длине волны 106 мкм с целью выявления зависимости оптических свойств германия от влияния того или иного элемента и на основе этого вынести предположение о месте лантаноидов в таблице Менделеева. Поглощение это ослабление излучения при прохождении через среду в результате взаимодействия его со средой и превращения...
38675. Использование игровых приемов при коррекции лексико-грамматических нарушений у детей старшего дошкольного возраста с ОНР III уровня 567.5 KB
  Изучение вопроса формирования навыка словоизменения и словообразования у детей с ОНР III уровня.2 Психологопедагогическая характеристика детей с ОНР III уровня 12 1.3 Развитие лексикограмматических навыков у детей старшего дошкольного возраста посредством игровых приемов16 ВЫВОДЫ ПО ПЕРВОЙ ГЛАВЕ 19 ГЛАВА 2. Практическое исследование сформированности лексикограмматических навыков у детей старшего дошкольного возраста с ОНР III уровня.
38676. Построение структурной модели Софроницкого месторождения с использованием 3D моделирования 4.42 MB
  Литологостратиграфическая характеристика Геологический разрез Софроницкого месторождения Забродовской площади изучен по данным структурных поисковых и разведочных скважин до глубины 1780 м скважина №252 и представлен от четвертичных отложений до турнейских отложений. на структуре пробурено 4 скважины до отложений турнейского яруса: поисковые 229; разведочные 230 238 252. Максимально вскрытая глубина 1790 м скв. Все скважины в консервации.