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

37 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

5681. Охорона праці в галузі. Конспект лекцій 636.5 KB
  Основні поняття організації охорони праці в галузі Виробниче середовище - частина техносферы, що володіє підвищеною концентрацією негативних чинників. Основними носіями травмуючих і шкідливих чинників у виробничому середовищі є машини і т...
5682. Основи замлевпорядкування та кадастру. Курс лекцій 2.09 MB
  Нормативно-правові основи землевпорядкування та кадастру Нормативно-правове підгрунтя в системі землевпорядкування та кадастру за нормами міжнародного права Національна система законодавства в галузі землевпорядкування та ...
5683. Інформаційно-аналітична діяльність. Наукова обробка документів 677.5 KB
  Обсяг і зміст матеріалу, що увійшов до конспекту лекцій відповідають вимогам робочої програми з дисципліни Інформаційнно - аналітична діяльність. Конспект лекцій містить мету і завдання дисципліни, програму курсу. У кінці конспекту лекцій пода...
5684. Адміністративний менеджмент. Теорія адміністративного менеджменту 67.27 KB
  Адміністративний менеджмент Тема. Теорія адміністративного менеджменту Історичні передумови та еволюція адміністративного менеджменту Розвиток АМ розпочинається від древніх цивілізацій до нової історії (від зародження менеджменту як особливого науко...
5685. Предмет, задача та методи психології і педагогіки 352.59 KB
  Предмет,задача та методи психології і педагогіки ПИТАННЯ Визначення предмета психології і педагогіки. Різноманітні теорії про природу психіки. Задача психології і педагогіки як наук та навчального предмета в НАУ. ...
5686. Психологічна характеристика особистості 361.73 KB
  Психологічна характеристика особистості Питання Поняття та сутність особистості. Основні фактори й умови формування особистості. Психологічні особливості та психологічна структура особистості...
5687. Структура і типи особистості 121 KB
  Структура і типи особистості Спрямованість особистості тамотивація поведінки людини. Якості спрямованості особистості. Сутність характеру людини, основні групи рис характеру. Типологія харак...
5688. Психологічні особливості спілкування і діяльності людини 308.03 KB
  Психологічні особливості спілкування і діяльності людини Значення спілкування у житті та діяльності людини. Функції та види спілкування. Засоби спілкування. Поняття про групи та колектив. Діяльність та ї...
5689. Психологічні основи навчання та виховання 222.47 KB
  Психологічні основи навчання та виховання Загальні поняття про навчання та виховання. Сутність і види навчання. Принципи навчання. Психологічні особливості виховання особистості...