46328

Проектирование приводной станции к полочному элеватору

Дипломная

Производство и промышленные технологии

Нахождение коэффициента запаса прочности. Нахождение коэффициента запаса прочности. Нахождение коэффициента запаса прочности Подбор подшипников по динамической грузоподъемности. Кинематический и энергетический расчет привода Мощность элеватора определяется по уравнению где Z – производительность элеватора.

Русский

2013-11-21

1.74 MB

2 чел.

Реферат

Курсовой проект состоит из 54 страниц пояснительной записки, в том числе 12 рисунков, 10 библиографов и графической части, включающей сборочные чертежи приводной станции, редуктора и рабочие чертежи вала и зубчатого колеса.

Цель выполнения курсового проекта – спроектировать приводную станцию к полочному элеватору.

Ключевые слова: кинематический расчет привода, энергетический расчет, ременная передача, геометрические параметры, механическая передача, расчет валов, двигатель, шестерня.

Произведены кинематические и силовые расчеты привода. По современным методикам проведены проектные и проверочные расчеты клиноременной и зубчатых цилиндрических передач, расчет валов, подшипников, шпонок, корпуса редуктора. Расчет должен обеспечить необходимую работоспособность отдельных узлов, а также экономическую целесообразность их изготовления. Выполнил сборочный чертеж редуктора и деталировку, чертежи двух деталей, работающих в соединении.         

Графическая часть включает:

– сборочный чертеж редуктора – 2 листа А1;

– чертеж вал-шестерни – 1 лист А3.

В результате спроектирован привод оптимальных размеров и долговечностью узлов не менее 4400 часов.


Оглавление

Введение 6

1 Кинематический и энергетический расчет привода 8

2 Расчет передач привода 11

2.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора 11

2.1.1 Выбор материала зубчатых колес 11

2.1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений 11

2.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений 11

2.1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений 12

2.1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках 13

2.1.6 Расчет геометрических параметров передачи 13

2.1.7 Силы в зацеплении 15

2.1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям 15

2.1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба 16

2.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени редуктора 19

2.2.1 Выбор материала зубчатых колес 19

2.2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений 19

2.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений 20

2.2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений 21

2.2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках 21

2.2.6 Расчет геометрических параметров передачи 21

2.2.7 Силы в зацеплении 23

2.2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям 23

2.2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба 25

2.3 Расчет клиноременной передачи 27

3 Расчет элементов корпуса редуктора 32

4 Расчет валов редуктора 32

4.1 Проектный расчет валов 32

4.1 Расчет первого вала 32

4.1.1 Cоставление расчетной схемы 32

4.1.2 Определение реакций опор и построение эпюр 33

4.1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности 34

4.2 Проверочный расчет второго вала 37

4.2.1 Cоставление расчетной схемы 37

4.2.2 Определение реакций опор  и построение эпюр 38

4.2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности 39

4.3 Проверочный расчет третьего вала 42

4.3.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы 42

4.3.2 Определение реакций опор  и построение эпюр 43

4.3.3 Нахождение коэффициента запаса прочности 45

5 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности 46

5.1 Расчет подшипников первого вала 46

5.2 Расчет подшипников второго вала 46

5.3 Расчет подшипников третьего вала 47

6 Подбор и проверочный расчет муфты 49

6.1 Муфта зубчатая компенсирующая 49

7 Расчет шпоночных соединений 50

7.1 Методика расчета 50

7.2 Шпонка под шкивом 50

7.3 Шпонка под колесом быстроходной ступени 50

7.4 Шпонка под колесом тихоходной ступени 51

7.5 Шпонка под муфтой 51

8 Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей 52

9 Выбор способа смазывания передач и подшипников 54

Выводы по проекту 55

Список литературы 56


Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя  без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой  750 и 1500 оборотов в минуту.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается зубчатый двухступенчатый цилиндрический соосный редуктор.  

Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Подшипники служат опорами для валов, Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиально-упорные и шариковые радиальные подшипники, которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в зубчатых цилиндрических передачах.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Привод к полочному элеватору (рисунок 1) состоит из электродвигателя, передающего крутящий момент на ведущий вал редуктора через клиноременную передачу. Редуктор – зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный. На ведомом валу редуктора установлена муфта, соединяющая вал редуктора с приводным валом элеватора.


1 Кинематический и энергетический расчет привода

Мощность элеватора определяется по уравнению

где Z – производительность элеватора, Z=800 шт/ч,

G – вес штучного груза, G=22 кг,

Н – высота транспортировки, Н=32м,

Kзагр – коэффициент загрузки, равный 2,5.

Требуемая мощность электродвигателя:

КПД элементов привода [5, c.12]

- КПД цепной передачи,

- КПД зубчатой цилиндрической передачи,

- КПД пары подшипников качения.

- КПД муфты.

Общее передаточное число

где - число оборотов приводной звездочки,

v – скорость транспортера,

Dзв – диаметр звездочки,

,

а – ширина полки, а=b+100=600+100=700 мм,

Уточняем диаметр звездочки по шагу цепи:

Принимаем t=63,5 мм.

Тогда

Принимаем электродвигатель 4А100S4У3 (мощность Рэд=3,0 кВт, частота вращения ротора nэд=1415 мин-1) [4, табл. 1.31].

Фактическое передаточное число:

.

Принимаем передаточное число ременной передачи

Передаточное число редуктора

Передаточные числа по ступеням:

Уточняем передаточное число ременной передачи:

.

Мощности на валах привода

Частоты вращения валов

Крутящие моменты

Угловые скорости

Таблица 1 – Результаты кинематического и силового анализа

Номер вала

P, кВт

Т, Н∙м

n, мин-1

ω, с-1

I

2,4

16,2

1415

148,1

II

2,27

33

655

68,6

III

2,21

129

163,75

17,1

IV

2,16

396,7

52

5,4

IV’

2,14

393

52

5,4


2 Расчет передач привода

2.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора

2.1.1 Выбор материала зубчатых колес

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 18ХГТ. Механические характеристики сердцевины – σВ=850 МПа, σТ=600 МПа (3, табл.8.8). Термообработка шестерни и колеса –  поверхностная закалка.  

                             Твердость         шестерни    54 НRC

                                                        колеса        50 НRC

2.1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения шестерни и колеса,

m/2=3 – показатель степени (3, табл. 8.9).

- для шестерни:

.

-для колеса:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

, где

- для шестерни:

- для колеса:

.

2.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

SH=1,2коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].  

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов NHO:

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

m – показатель степени.

Т.к. то m1=20,

 .

Тогда:

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

.

2.1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел  изгибной выносливости

[1, табл. 6,16].

[1, табл. 6,16].

SF=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

,

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

2.1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

Контактные (при закалке ТВЧ):

,

.

Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):

.

2.1.6 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на колесе.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца  [3, рис. 8.15].

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца колеса:

. Принимаем

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и .

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].

Суммарное число зубьев передачи:

. Принимаем .

Действительный угол наклона зуба:

.

Число зубьев:

,

Принимаем .

.

Фактическое передаточное число:

Делительные диаметры:

;

,

.

Диаметры вершин:

;

Диаметры вершин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 8 степень точности [1, табл. 6.7].

2.1.7 Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Радиальная сила

.

Осевая сила

.

2.1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала  для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Удельная окружная динамическая сила

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр.51] в зависимости от модуля

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,

- ширина зуба.

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

.

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

Недогрузка составляет

.

2.1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

,

.

Тогда коэффициент, учитывающих форму зубьев [3, рис. 8.20]:

;

.

Находим отношение

,

Так как , то расчет ведем по шестерне (, .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

.

Удельная окружная динамическая сила:

;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51],

.

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

Тогда .

Таким образом, удельная расчетная окружная сила:

.

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

Таблица 2.1 Данные цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени

п/п

Наименование параметра

Значение

1

Допускаемые контактные напряжения, , , МПа

=

=

2

Расчетные допускаемые контактные напряжения, , МПа

 

3

Допускаемые изгибные напряжения, , , МПа

 

 

4

Допускаемые контактные напряжения, , , МПа

5

Допускаемые изгибные напряжения, , МПа

 

6

Межосевое расстояние, , мм

 

7

Ширина зубчатого венца колеса, , мм

 

8

Ширина венца шестерни, , мм

 

9

Модуль зацепления, , мм

 

10

Суммарное число зубьев передачи,

 

11

Действительный угол наклона зуба,

 

12

Фактическое передаточное число,

 

13

Делительные диаметры, , , мм

 

 

14

Диаметры вершин,  , , мм

 

 

15

Диаметры вершин, , , мм

 

 

16

Окружная сила, , Н

 

17

Радиальная сила, , Н

 

18

Осевая сила, , Н

 

19

Расчетные контактные напряжения, , МПа

 

20

Удельная окружная динамическая сила, , Н/мм

 

21

Удельная расчетная окружная сила, , Н/мм

 

2.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени редуктора

2.2.1 Выбор материала зубчатых колес

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 18ХГТ. Механические характеристики сердцевины – σВ=850 МПа, σТ=600 МПа (3, табл.8.8). Термообработка шестерни и колеса –  поверхностная закалка.  

                             Твердость         шестерни    50 HRC

                                                        колеса        46 HRC

2.2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи  

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

- для шестерни:

.

-для колеса:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

, где

- для шестерни:

.

- для колеса:

.

2.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

SH=1,2коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].  

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов NHO:

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

m – показатель степени.

Т.к. то m1=20,

 m2=20.

Тогда:

,

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

.

2.2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел  изгибной выносливости

[1, табл. 6,16].

[1, табл. 6,16].

SF=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

,

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

2.2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

Контактные (при улучшении):

.

Изгибные:

2.2.6 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для прямозубых колес.

- крутящий момент на колесе.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца  [3, рис. 8.15].

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца колеса:

.

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно .

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].

Суммарное число зубьев передачи:

.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число:

Делительные диаметры:

;

,

.

Диаметры вершин:

;

Диаметры вершин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 8-ю степень точности [1, табл. 6.7].

2.2.7 Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Радиальная сила

.

2.2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для прямозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала  для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Удельная окружная динамическая сила

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр.51]:

,

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр.51] в зависимости от модуля

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,

- ширина зуба.

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

.

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Недогрузка составляет

.

2.2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

,

.

Тогда коэффициент, учитывающих форму зубьев [3, рис. 8.20]:

;

Находим отношение

,

Так как , то расчет ведем по шестерне (, .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

.

Удельная окружная динамическая сила:

;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51],

.

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

Тогда .

Таким образом, удельная расчетная окружная сила:

.

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

Таблица 2.2 Данные цилиндрической прямозубой передачи быстроходной ступени

п/п

Наименование параметра

Значение

1

Допускаемые контактные напряжения, , , МПа

=

=

2

Расчетные допускаемые контактные напряжения, , МПа

 

3

Допускаемые изгибные напряжения, , , МПа

 

 

4

Допускаемые контактные напряжения, , МПа

5

Допускаемые изгибные напряжения, , МПа

 

6

Межосевое расстояние, , мм

 

7

Ширина зубчатого венца колеса, , мм

 

8

Ширина венца шестерни, , мм

 

9

Модуль зацепления, , мм

 

10

Суммарное число зубьев передачи,

 

11

Фактическое передаточное число,

 

12

Делительные диаметры, , , мм

 

 

13

Диаметры вершин,  , , мм

 

 

14

Диаметры вершин, , , мм

 

 

15

Окружная сила, , Н

 

16

Радиальная сила, , Н

 

17

Расчетные контактные напряжения, , МПа

 

18

Удельная окружная динамическая сила, , МПа

 

19

Удельная расчетная окружная сила, , МПа

 

2.3 Расчет клиноременной передачи

По таблице 2.2.1 [5, с.16] при моменте на ведущем шкиве выбираем ремень сечения А и его размеры:

Размеры сечения   

                                     

Площадь сечения  

По табл.3.20 [3, ч.1] при угле профиля канавок выбираем диаметры шкивов.

Диаметр ведущего шкива:

Диаметр ведомого шкива:

Принимаем .

Скорость ремня

Межосевое расстояние а:

Расчетная длина ремня:

Ближайшая стандартная длина ремня:

Уточненное межосевое расстояние:

   -при надевании ремня,

-для компенсации вытяжки ремня.

Угол обхвата ремня: 

     Условие - выполняется.

   Поправочные коэффициенты:

   Угла обхвата -табл.3.7[3, ч.1]

    Скорости   -табл.3.8[3,ч.1]

   Режима работы -табл.3.9[3,ч.1]

Исходное удельное окружное усилие  при   и при .

Допускаемое удельное окружное усилие:

Необходимое число ремней:

     Принимаем z=3.

Сила, действующая на валы:

      Расчетная долговечность ремня:

где - предел усталости для клиновых кордтканевых ремней; -показатель степени кривой усталости для клиновых ремней.

Наибольшее напряжение в ремне

Таким образом.

Принимаем

                        

Следовательно

Определяем размеры шкивов. Из табл.3.20 [3,ч1.] выбираем для заданного сечения следующие параметры:

Диаметры шкивов:

Наружные диаметры шкивов:

Ширина обода шкива

№ п/п

Наименование параметра

Значение

1

Диаметр ведущего шкива, , мм

 

2

Диаметр ведомого шкива, , мм

 

3

Скорость ремня, , м/с

 

4

Расчетная длина ремня, , мм

 

5

Угол обхвата ремня, 

 

6

Допускаемое удельное окружное усилие, , МПа

 

7

Расчетная долговечность ремня, , ч

 

8

Диаметры шкивов, , , мм

 

 

9

Наружные диаметры шкивов, , , мм

10

Ширина обода шкива, , мм

 


3 Расчет элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например, СЧ15).

Габаритные размеры корпуса.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию, верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию, редукторная пара вписывается в параллелепипед.

Толщина стенок корпуса и рёбер жёсткости

В проектируемых редукторах с улучшенными передачами толщины стенок крышки и основания принимаются одинаковыми:

Здесь - вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем

Фланцевые соединения

а) Фундаментный фланец основания корпуса. Предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите).

б) Соединительный фланец крышки и основания корпуса. Соединение крышек с корпусом уплотняют резиновыми кольцами. Диаметр соединительных винтов определяют так же, как и для разъёмных корпусов; количество винтов – 6...8, расстояние между ними .

Детали и элементы корпуса редуктора

Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки из листов толщиной Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1...1,15 мм) или полосы из резины (толщиной 2...3 мм).


Определяем размеры корпуса и крышки, результаты сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 – Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Наименование элементов корпуса

Обозна-чение

Ориентировочные соотношения (размеры, мм)

1. Толщина стенок редуктора

Принимаем

2. Глубина корпуса редуктора

Н

Н=аw = 315 мм

3. Размеры сопряжений

расстояние от стенки

расстояние от фланца

радиус закругления

высота просвета

Х

Y

R

h

3

15

5

4

4. Диаметры болтов:

фундаментных

соединяющих крушку корпуса с основанием редуктора:

а) у подшипников

б) прочих

крепящих крышку подшипников с корпусом

крепящих смотровую крышку

dф

d1

d2

d3

d4

dф=0,036aw + 12 = 16 мм

d1=0,75 dф = 12 мм

d2=0,5 dф = 8 мм

d3=0,5 dф = 8 мм

d4=0,4 dф = 6 мм


4 Расчет валов редуктора

4.1 Проектный расчет валов

При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под колесом для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

,         [9, ф. 1.2]

где Т – крутящий момент на валу, Н∙мм;

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определения диаметра выходных концов валов принимаем  .

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

.

Принимаем .

Диаметр второго вала под колесом:

.

Принимаем .

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

.

Принимаем .

Диаметры остальных участков валов назначаем конструктивно, соблюдая правила технологичности обработки и сборки.

Из указанного выше расчета определяем диаметры шеек валов под подшипники качения.

4.1 Расчет первого вала

4.1.1 Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

Нагрузка на вал от ременной передачи:

Расчетная схема приведена на рисунке 4.1.

4.1.2 Определение реакций опор и построение эпюр

Плоскость XZ:

: ;

 ;

: ;

 ;

Проверка:

:

 .

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

;

Проверка:

:

 .

По полученным данным строим эпюры.

2

1

D=39.17

F=211 Н

XВ=153

XА=153

Ft=817 Н

Fr=306 Н

Fr=306 Н

T=33 Нм

YА=873

25

25

60

YВ=155

2

1

XВ=233

XА=73

8

3,8

Mx, Нм

F=211 Н

Ft=817 Н

YВ=155

YА=873 H

3,9 Н

My, Нм

12,7 Н

12,7 Н

5,4 Н

Mи, Нм

33 Н

T, Нм

Рисунок 4.1 – Схема нагружения входного вала

Суммарные реакции на опорах:

;.

4.1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности

-Для опасного сечения 1-1 (канавка для выхода шлифовального круга):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];

=0,89 - масштабный фактор, [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемого  

-Для опасного сечения 2-2 (шестерня):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];

=0,89 - масштабный фактор, [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемого

4.2 Проверочный расчет второго вала

4.2.1 Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

- на шестерне:

;

.

.

- на колесе:

;

;

Момент при переносе осевой силы:

Расчетная схема приведена на рисунке 4.2.

4.2.2 Определение реакций опор  и построение эпюр

Плоскость XZ:

: ;

 ;

; ;

 ;

Проверка:

;

 .

Плоскость YZ:

; ;

 ;

; ;

;

Проверка:

;

 .

Суммарные реакции на опорах:

;.


1

2

D=160,83

D=49,34

XA=486 Н

T=62,6 Нм

XB=779

Fr=959 Н

Ft=2537 Н

YB=2038

Ft=817 Н

Fr=306

Fa=713 Н

20

2

YA=1316 Н

XA=486 Н

Fr=959 Н

Fr=306 Н

1

35

77

25

XB=779

9,7 Н

12,2 Н

129 Н

T

Mи

Mx

My

27,3 Н

71,3 Н

35 Н

Ft=2537  Н

YA=1316

YB=2038

Ft=817 Н

32,9 Н

76,3 Н

72 Н

Рисунок 4.2 – Схема нагружения второго вала

4.2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности

-Для опасного сечения 1-1 (канавка для выхода шлифовального круга):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,8 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5);

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемого  .

-Для опасного сечения 2-2 (шестерня):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,8 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5);

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  .

4.3 Проверочный расчет третьего вала

4.3.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

;

.

.

Сила, действующая на вал со стороны муфты

.

Момент при переносе осевой силы:

Расчетная схема приведена на рисунке 4.3.

4.3.2 Определение реакций опор  и построение эпюр

Плоскость XZ:

: ;

 

: ;

 ;

Проверка:

: ;

 .

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

;

Проверка:

: ;

 .

По полученным данным строим эпюры.


1

1

2

D=150,66

T=192,2 Нм

Fа=713 Н

XA=122 Н

XB=1862 Н

Fr=2537 Н

Ft=959 Н

F=1025 Н

YB=1194 Н

YA=1343

15

2

XB=1862

XA=122 Н

Fr=959 Н

78

36

32

F=1025 Н

3,9 Н

49,8 Н

80 Н

Ft=2537 Н

YB=1194 Н

43

YA=1343 Н

My

65,8 Н

Mx

43,2 Н

T

80 Н

Mи

396,7 Н

Рисунок 4.1 – Схема нагружения выходного вала

;.

4.3.3 Статический расчет вала

Суммарный изгибающий момент  Ми=80 Н·м

Эквивалентный  момент:

Мэкв===400 H·м

Проверка вала на статическую прочность:

экв===62,5 МПа,

экв>60 МПа.

Поэтому рассчитываем перегрузку по формуле:

перегрузка не превышает допустимой, .


5 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

5.1 Расчет подшипников первого вала

Производим расчет шарикового радиального подшипника 205.

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

205

25

52

14000

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

где X – коэффициент радиальной нагрузки, V – коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса), Fr – радиальная нагрузка на подшипник, Y – коэффициент осевой нагрузки, Fa – осевая нагрузка на подшипник, =1,3  - коэффициент безопасности, - коэффициент влияния температуры ( при ).

Суммарные реакции на опорах

;

.

Эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

pпоказатель степени (p=3 для шариковых подшипников).

5.2 Расчет подшипников второго вала

Производим расчет шарикового радиального подшипника 206.

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

206

30

62

19500

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=0,56, Y=1,5 (4, табл. 16.9).

, тогда  X=1, Y=0.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

pпоказатель степени (p=3 для шариковых подшипников).

5.3 Расчет подшипников третьего вала

Производим расчет шарикового радиального подшипника 208.

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

208

40

80

32000

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=0,56, Y=1,5 (4, табл. 16.9).

, тогда  X=1, Y=0.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

pпоказатель степени (p=3 для шариковых подшипников).


6 Подбор и проверочный расчет муфты

В данном редукторе предусмотрена установка зубчатой компенсирующей муфты для соединения ведомого вала редуктора с приводным валом.

6.1 Муфта зубчатая компенсирующая

Зубчатые муфты (рисунок 6.1) применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений.

 

Рисунок 6 – Зубчатая компенсирующая муфта

Зубчатую муфту выбираем по ГОСТ 5006-94 по крутящему                             моменту  на выходном валу редуктора [5, табл. 13.2.1].                                                                                      

Проверку муфты производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев [2, с.182].

;

где К =1,3 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов (2, с. 181); - модуль зацепления; - число зубьев; -  длина зуба [5, табл. 13.2.1].

, что меньше предельно допустимых .


7 Расчет шпоночных соединений

7.1 Методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес и муфты применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78. Звездочка получает вращение от выходного вала редуктора через шлицевое соединение, выполненное по ГОСТ 1139-80.

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине (2. с.73):

,

где T - крутящий момент на валу,;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - заглубление шпонки в валу, мм;

l – полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

7.2 Шпонка под шкивом

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  6624  ГОСТ 23360-78.

 7.3 Шпонка под колесом быстроходной ступени

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  10836  ГОСТ 23360-78.

7.4 Шпонка под колесом тихоходной ступени

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки .

Тогда

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  12840  ГОСТ 23360-78.

7.5 Шпонка под муфтой

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки .

Тогда

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  10845  ГОСТ 23360-78.


8 Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Единая система допусков и посадок – ЕСДП – регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации – ИСО.

Посадки основных деталей передач.

     - зубчатые колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках.

     - зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.

- зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах  электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца.

- стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки.

    -         муфты при тяжелых ударных нагрузках.

    -         распорные кольца; сальники.

В соответствии с данными требованиями выбираем следующие посадки:

– зубчатых колес на валы редуктора Н7/p6;

– шкива на входной вал редуктора  Н7/k6;

– фланцев в корпус H7/d9;

– шпонки в валы P9/h9;

– шпонки в ступицы Р9/h9;

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников  Н7.

Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h8.


Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.

- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.

- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.

- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.

- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.

- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.

- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.


9 Выбор способа смазывания передач и подшипников

Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 2 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 – 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.

Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 м/с составляет (10, табл. 10.8). Исходя из этого, выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.

Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием картерного масла с образованием масляного тумана.

Выводы по проекту

В курсовом проекте была спроектирована приводная станция к полочному элеватору.

Были рассчитаны элементы и детали привода. На листах формата А1 выполнен сборочный чертеж редуктора привода.

Мною были  получены навыки проектирования, углублены и расширены знания в области стандартизации, получены навыки работы с государственными стандартами и другой технической документацией.

Полученные навыки грамотного оформления технических проектов могут быть использованы мною в последующей практической деятельности, а также при выполнении дипломного проекта. Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.

Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных транспортеров, цепных конвейеров, индивидуальные), использующие большинство деталей и узлов общего назначения. Все преобразования, предъявляемые к создаваемой машине учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание и пр.

В процессе проектирование, инженер решает целый ряд сложных и разнообразных задач. Например, помимо того, что он должен разработать машину, способную выполнять заданные функции в течение заданного срока службы, он должен учесть требование экономики, технологии эксплуатации, транспортировки, технологии техники безопасности и пр.

Определен критерий технического уровня редуктора по формуле , где m – масса редуктора, T2 – вращающий   момент на тихоходном валу редуктора, H·м. Разработан редуктор со средним техническим уровнем  кг/Н·м [11, таблица 12.1] достаточно рациональная конструкция, подходит для серийного производства. Качественная оценка удовлетворительная, редуктор не соответствует современным мировым образцам.

Список литературы

  1.  Кузьмин, А. В., Макейчик, Н. Н., Калачёв В. Ф. и др. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; Минск: Высшая школа, 1982
  2.  Кузьмин,  А. В., Макейчик, Н. Н., Калачёв, В. Ф. и др. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; Минск: Высшая школа, 1982
  3.  Иванов, М. Н., Детали машин 5-е изд., Москва: Высшая школа., 1991
  4.  Кузьмин, А. В., Чернин, И. М., Козинцов, Б. С., Расчёты деталей машин; Минск: Высшая школа,1986
  5.  Курмаз, Л. В., Скойбеда, А. Т., Детали машин, проектирование; Минск: УП «Технопринт», 2001
  6.  Дунаев, П. Ф., Леликов, О. П., Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Москва:  Высшая школа, 1984
  7.  Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В. И. – 8-е изд., перераб. и доп. Москва: Машиностроение, 2001
  8.  Скойбеда, А. Т. Кузьмин, А. В.,  Детали машин и основы конструирования ; Минск: Вышэйшая школа, 2000
  9.  Дунаев, П. Ф., Конструирование узлов и деталей машин. Москва: Высшая школа, 1978
  10.  Чернавский, С. А., Боков, К. Н., Чернин, И. М. и др. – 2-е изд.,  Курсовое проектирование деталей машин; Москва: Машиностроение, 1988
  11.  Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтарный сказ. 2002
  12.  Гайдаенко, Г. А., Томило, С.С., Шинкевич, А. Н., Детали машин и подъемно-транспортные устройства; Минск 2004


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

9116. ДЕРЖАВА І ПРАВО ЗАХІДНОУКРАЇНСЬКОЇ НАРОДНОЇ РЕСПУБЛІКИ (1918-1923 рр.) 90 KB
  ДЕРЖАВА І ПРАВО ЗАХІДНОУКРАЇНСЬКОЇ НАРОДНОЇ РЕСПУБЛІКИ (1918-1923 рр.) Розпад Австро-Угорщини і проголошення ЗУНР. Державний устрій ЗУНР. Законодавча діяльність ЗУНР. Злука УНР і ЗУНР. Падіння ЗУНР. 1. Розпад Австро-Уго...
9117. ЗМІНИ У ДЕРЖАВНОМУ УСТРОЇ І ПРАВІ УРСР У ПЕРІОД ДРУГОЇ СВІТОВОЇ ВІЙНИ 131.5 KB
  Зміни у державному устрої і праві УРСР у період другої світової війни. Входження Західної України і Північної Буковини до складу УРСР: Правове становище західноукраїнських земель у складі іноземних держав у період до другої світо...
9118. ДЕРЖАВА І ПРАВО УРСР У ПЕРІОД ВІДЛИГИ М.ХРУЩОВА (ДРУГА ПОЛОВИНА 1950-х – ПЕРША ПОЛОВИНА 1960-х рр.), У ПЕРІОД ЗАСТОЮ Л.БРЕЖНЄВА (СЕРЕДИНА 1960-х – СЕРЕДИНА 1980-х рр.) ТА У ПЕРІОД ПЕРЕБУДОВИ (1986-1991 рр.) 159.5 KB
  ДЕРЖАВА І ПРАВО УРСР У ПЕРІОД ВІДЛИГИ М.ХРУЩОВА (ДРУГА ПОЛОВИНА 1950-х – ПЕРША ПОЛОВИНА 1960-х рр.), У ПЕРІОД ЗАСТОЮ Л.БРЕЖНЄВА (СЕРЕДИНА 1960-х – СЕРЕДИНА 1980-х рр.) ТА У ПЕРІОД ПЕРЕБУДОВИ (1986-1991 рр.). РОЗПАД СРСР І П...
9119. Раціональна економічна поведінка споживача і виробника 32.38 KB
  Тема уроку Раціональна економічна поведінка споживача і виробника Завдання уроку: визначити зміст виробництва, зміст факторів (ресурсів) виробництва, класифікація потреб та виробничі можливості підприємства . Обладнання: крейда, дошка, робочі зошити...
9120. Українська термінологія в професійному спілкуванні 31.91 KB
  Тема: Українська термінологія в професійному спілкуванні Історія і сучасні проблеми української термінології Сучасна українська термінологія практично не відрізняється від зафіксованої у радянських і теперішніх академічних словниках. Зросійщен...
9122. Автоматизация менеджмента среднего звена предприятий на примере МОТЕЛЯ ВАЛЕНТИНКА 11.64 MB
  Обеспечение работы по эффективному и культурному обслуживанию клиентов, созданию для них комфортных условий. Информирование проживающих в гостинице о предоставляемых дополнительных платных услугах, прием и контроль исполнения заказов
9123. Внешняя политика Владимира Путина 101.5 KB
  Содержание: Введение Краткая биографическая справка Личные качества, характеристики Наследие Признание положения страны в мире Итоги первых полутора лет у штурвала станы Краткое описание внешней и внутренней...
9124. Сложение гармонических колебаний 170.5 KB
  Тема: Сложение гармонических колебаний Сложение гармонических колебаний одного направления и одинаковой частоты, условия усиления и ослабления. Биения. Уравнение биений и его анализ. Сложение взаимно перпендикулярных колеба...