4742

Проектирование коробки скоростей станка 16К20

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Проектирование коробки скоростей станка 16К20 Общая характеристика станка Станок предназначен для выполнения разнообразных токарных работ: нарезания правой и левой метрической, дюймовой, одно и многозаходных резьб с нормальным и увеличенным шагом н...

Русский

2012-11-25

559.5 KB

199 чел.

Проектирование коробки скоростей станка 16К20

Общая характеристика станка

Станок предназначен для выполнения разнообразных токарных работ: нарезания правой и левой метрической, дюймовой, одно и многозаходных резьб с нормальным и увеличенным шагом; нарезания торцовой резьбы и т.д.

Станок 16К20 - базовая модель, изготовляемая с расстоянием между центрами 710, 1000, 1400 и 2000 мм. На ее основе выпускают несколько модификаций: станок 16К20Г с выемкой в станине, . 16К25 облегченного типа для обработки заготовок диаметром 500 мм над направляющими станины, 16К20П повышенного класса точности, 16К20ФЗ с программным управлением и различные специализированные станки, налаженные на обработку конкретных деталей по чертежам заказчиков.

Станок 16К20 имеет широкие технологические возможности, на нем можно обрабатывать детали как из незакаленной, так и закаленной стали, а также из труднообрабатываемых материалов. При использовании литого основания, образующего со станиной рамную конструкцию, возросла жесткость упругой системы станка, что позволило увеличить виброустойчивость станка и точность обработки. В качестве шпиндельных опор применены подшипники особо высокой точности. Поэтому станок имеет повышенную жесткость шпиндельного узла и общую жесткость конструкции.

Таблица 1

Наибольший диаметр детали, устанавливаемой над станиной, мм

400

Расстояние между центрами, мм

710, 1000 и 1400

Диаметр отверстия шпинделя, мм

52

Число значений частот вращения шпинделя

24

Частота вращения шпинделя, мин-1

12,5...1600

Подачи на один оборот шпинделя, мм: продольные

                                                                  поперечные

0,05...2,8

0,025...1,4

Шаг нарезаемой резьбы: метрической, мм

                                                          дюймовой (число питок на 1”)

                                                          модульной, модуль

                                                          питчевой, питч

0,5...112

56...0,25

0,5...112

56...0,25

Мощность электродвигателя, кВт

10

3.Кинематика станка 16К20

Обрабатываемую заготовку закрепляют в кулачковом патроне, установленном на переднем конце шпинделя. Если заготовка длинная, то ее устанавливают в центрах передней и задней бабок.  При работе станка обрабатываемая заготовка вместе со шпинделем совершает непрерывное вращательное движение. Это движение является главным рабочим движением. Резец закрепляется в резцедержателе суппорта и имеет во время работы продольное и поперечное перемещение, которое является движением подачи.

Главное движение. Главным движением в станке является вращение шпинделя, которое он получает от электродвигателя  через клиноременную передачу со шкивами и коробку скоростей. на приемном валу установлена двусторонняя фрикционная муфта. Для получения прямого вращения шпинделя муфту смещают влево, и привод вращения осуществляется по цепи. От вала  вращение можно передать через перебор на шпинделе. Переключая блоки колес, можно получить 12 вариантов зацепления колес при передаче вращения с вала IV непосредственно на шпиндель и 12 вариантов – при передаче вращения через перебор.

Реверсирование шпинделя выполняют перемещением муфты  вправо. Тогда вращение с вала II на вал III передается через зубчатые колеса и последний получает обратное вращение. Практически шпиндель имеет только 22 частоты вращения, так как значения 500 и 630 оборотов в минуту повторяются дважды.

Движение подачи. Механизм подачи сообщает движение суппорту по четырем кинематическим цепям: винторезной, продольной и поперечной подачи, быстрого перемещения. Вращение валу VIII от шпинделя V передается через зубчатые колеса 20-32, а при нарезании резьбы с увеличенным шагом от шпинделя V через звено увеличения шага.

С вала VIII движение передается через реверсивный механизм с колесами на вал IX, далее через сменные колеса на входной вал Х коробки подач. Преключение муфт, а также перестановкой блочных зубчатых осуществляются различные комбинации соединения колес коробки подач. От входного вала XV коробки подач вращения может быть сообщено  ходовым винтам.

Винторезная цепь. При нарезании резьбы подача суппорта осуществляется от ходового винта  через маточную гайку, закрепленную в фартуке. Необходимый шаг резьбы можно получить переключением зубчатых колес и муфт в коробке подач или установкой сменных колес на гитаре. В последнем случае муфтами и  механизм коробки подач отключается. Для предупреждения поломок при случайных перегрузках служит муфта.

Продольная и поперечная подачи суппорта. Для передачи движения механизму фартука служит ходовой вал XVI. По нему вдоль шпоночного ваза скользит зубчатое колесо, передающее вращение при включенной.

Для получения подачи суппорта и его реверсирования включают одну из кулачковых муфт . Тогда вращение от вала XVII передается зубчатыми колесами валу XVIII и далее реечному колесу , которое, перекатываясь по неподвижно связанной со станиной станка рейке , осуществляет продольное перемещение суппорта.

Поперечная подача  и реверсирование осуществляются включением муфт. В этом случае от вала XVII через передачи  вращение передается винту, который сообщает движение поперечной каретке суппорта.

4.Кинематический расчет привода главного движения множительной структуры:

 

Определяем диапазон регулирования  чисел оборотов шпинделя:

Количество чисел оборотов шпинделя:

Составляем структурную формулу для коробки скоростей со сложенной структурой:

где x- знаменатель группы;

4.1.Структурная сетка

4.2.Частоты скоростей привода главного движения

5.Расчет клиноременной передачи

Бесконечные клиновые резинотканевые приводные ремни изготавливают кордтканевыми и кордшнуровыми. При малых диаметрах шкивов, а также при при высоких скоростях  следует применять кордшнуровые  ремни, при сравнительно больших диаметрах  шкивов – кордтканевые.

Шкивы должны быть изготовлены из материалов, обеспечивающих выполнение требуемых размеров и работу шкивов в условиях эксплуатации (наличие механических усилий, нагрев, истирание). На рабочих поверхностях канавок  шкивов не должно быть приростости, пузырей, царапин и вмятин после механической обработки.

По  ГОСТ 20893-75 выбираем шкивы D1=180, D2=125,  обеспечивающие передаточное отношение ip=0,7.

Мощность передаваемой передачи:

где z=5 –количество ремней;

k1=0,98-коэффициент зависящий от угла обхвата (табл.30 [2]);

Угол обхвата ремнем шкива, при работе на двух шкивах вычисляется по формуле:

;

k2=1 –коэффициент, учитывающий характер нагрузки и режим работы(табл. 31[2]);

N0=3,16кВт – мощность, передаваемая одним ремнем (табл.29 [2]).

Наименьшее межосевое расстояние:

Наибольшее межосевое растояние:

     Межосевое расстояние при двух шкивах:

где dр.б. – расчетный диаметр большого шкива;

k – по табл.33 [2].

По выбранному ориентировочному межосевому расстоянию определяем расчетную длину ремня:

вычисленную расчетную длину округляем до ближайшего значения по стандартному ряду табл. 17 [2].

L=1120мм.

Далее определяем окончательное межосевое расстояние:


Определяем скорость ремня:

 

Для компенсации возможных отклонений длины ремня от номинала, вытяжки его в процессе эксплуатации, а также для свободного надевания  новых ремней при конструировании передачи  должна быть предусмотрена  регулировка  межцентрового расстояния  шкивов в сторону уменьшения  на 2% при длине ремня  L до 2 метров и на 1% при длине ремня свыше  2 метров и в сторону увеличения на 5.5% от L.

6.Расчет режимов резания

При назначении элементов режимов резания  учитывают характер обработки, тип и размеры инструмента, материал его режущей части, материал и состояние заготовки, тип и состояние оборудования.

Так как материал заготовки СЧ40 (отливка с коркой),l=800 мм, В=40 кг/мм2, НВ=210, то выбираем резец ВК6: =60, =0, =15, 1=15,r=1 мм, f=1 мм, толщина пластинки с=4 мм, сечение державки резца 2525 мм.

Скорость резания  v, м/мин: при наружном продольном  и поперечном точении и растачивании рассчитывают по эмпирической формуле:

t=7мм –глубина резания;

Т=45мин-стойкость инструмента;

S=0.5мм/об- подача;

Cv=340;

X=0,15;

Y=tctg=6ctg60=60,58=3,4мм;

m=0,20;     

Значения коэффициента Cv,  и показателей степени x, y и m приведены в табл. 17 [1]. Коэффициент kv является произведением  коэффициентов, учитывающих влияние материала заготовки kмv (табл.4 [1]), состояния поверхности kпv (табл. 5 [1]), материала инструмента kиv (табл. 6[1]).

kмv=1;

kпv=0,8;

kиv=1;

kv=0,9.

Сила резания:

Силу резания принято раскладывать на составляющие силы, направленные по осям координат станка (тангенциальную Pz, радиальную Py, и осевую Px).  При наружном  продольном и поперечном  точении, растачивании, отрезании, прорезании  пазов и фасонном точении эти составляющие рассчитывают    по формуле:

Таблица  №2

Pz

Py

Px

0,62

0,75

0,75

0,94

1,3

0,78

1,25

1

1

1,00

0,75

1,07

Мощность резания рассчитывают по формуле:

7.Определение передаточных отношений

Передаточные отношения  определяем по графику чисел оборотов:

 

8.Определение числа зубьев зубчатых колес

Число зубьев колес группы передач обусловлено межосевым расстоянием А, которое должно быть одинаковым для всех передач одной группы, и передаточным отношением, выраженным в форме:

где a,b,c,d,…-целые числа.

Модули зацепления  в пределах одной группы  чаще всего одинаковы. Следовательно, сумма зубьев:

Исходя из условия компактности передач, величину SZ  и наименьшее число зубьев zmin в приводах главного движения ограничивают в пределах: Sz<100…120; zmin=18…20.

z1, z2, z3, z4...-целые числа.

Это условие выполнимо, если Sz-наименьшее кратное сумм a + b, c + d,…

;

Для облегчения расчетов разработаны специальные таблицы, дальнейший выбор количества зубьев будем проводить по ним.

Таблица№2

Количество зубьев зубчатых колес

Передаточное отношение

Модуль

Количество зубьев

Первого колеса

Второго колеса

1

m=2

m=2

m=2

m=2

m=2

m=2,5

m=3

m=2,5

m=2

m=2

m=3

50

45

22

30

45

17

30

17

30

60

30

40

35

57

46

45

58

60

73

60

60

60

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

Точность кинематических расчетов  должна гарантировать отклонение расчетных частот вращения  шпинделя от теоретических в пределах допуска. Для этого достаточно, чтобы относительная величина отклонения  общего передаточного отношения  кинематической цепи привода не выходило за пределы:

9.Определение фактических оборотов шпинделя

10.Определение отклонения фактических оборотов от стандартных

Допустимые отклонения:

.

.

Расчет показал, что отклонения фактических оборотов не превышают допустимый процент.

11.Определение минимально допустимых межцентровых расстояний валов

.

В связи с тем, что в конструкции станка-прототипа 3-й и 5-й валы соосны, необходимо, чтобы межцентровые расстояния  между 3-м валом и шпинделем было равно межцентровому расстоянию между 5-м валом и шпинделем. Также необходимо, чтобы такое же условие выполнялось для межцентровых расстояний 3-го, 5-го и 4-го валов.

Между 1-м и 2-м валами:

Между 2-м и 3-м валами:

Между 3-м и 4-м валами:

Между 4-м и 5-м валами:

Между 3-м валом и шпинделем:

Между 5-м валом и шпинделем:

Условия, заданные станком-прототипом выполняется.

12.Определение делительных диаметров зубчатых колес

.

13.Расчет наибольших скоростей вращения колес и выбор степени точности их изготовления

Принимаем степень точности изготовления всех колес 7-C.

14.Определение мощности и крутящего момента на шпинделе в зависимости от заданных режимов резания

;

Принимаем обороты nд=80об/мин;

.

 15.Расчет мощности и крутящего момента на каждом валу

Расчет мощности:

Расчет крутящего момента:



16.Геометрический расчет цилиндрической передачи внешнего зацепления

 Геометрический расчет цилиндрической передачи внешнего зацепления произведен в программе KOMPAS 3D 5.11

17.Расчет на прочность при действии максимальной нагрузки

Расчет на прочность при действии максимальной нагрузки произведен в программе KOMPAS 3D 5.11

18.Расчет на выносливость

Расчет на выносливость произведен в программе KOMPAS 3D 5.11

19.Расчет и проектирование V вала

19.1. Определение крутящего момента на валу

При заданной мощности и частоте вращения вала ( [5] см. таблицы 10, 12 ):

где

19.2.Определение сил, действующих на вал

Окружное усилие на зубчатом колесе:

где d – начальный диаметр зубчатого колеса, мм.

 

Радиальное усилие на зубчатом колесе:

где  - угол зацепления .  

19.3.Составление расчетных схем вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях

При составлении расчетных схем необходимо учитывать направление окружных усилий на зубчатых колесах (см.  рис.1).

В плоскости XOZ действуют силы:

В плоскости YOZ действуют силы:

Здесь  - угол между положительным направлением оси Х и осью У, отсчитываемым в направлении угловой скорости W.

19.4.Определение реакций опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Определение реакций опор производится по формулам теоретической механики с использованием уравнений статики.

XOZ:

 

YOZ:

XOZ:

YOZ:

ПРОВЕРКА:

19.5.Определение изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях, суммарного, крутящего и эквивалентного моментов

Определение величин моментов в различных сечениях производится по формулам сопротивления материалов.

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Эквивалентный момент:

где Т – крутящий момент, Нм;

К – коэффициент, учитывающий разницу в характере нагружения вала моментами М и Т, для реверсивных передач К=1.

  Вид С

  

19.6.Выбор материала вала, назначение термообработки, определение допускаемых напряжений изгиба

Для изготовления валов выбирают углеродистые качественные и легированные стали. Термическая обработка заготовки вала – нормализация или улучшение. Таким образом из таблицы 1 методических указаний была выбрана сталь 40Х.

При предварительном определении размеров вала величина допускаемых напряжений изгиба может быть подсчитана по формуле:

где   - предел выносливости при симметричном цикле,

(табл.1 методических указаний);

- запас прочности по усталостному разрушению;

=2,8…3,5 – коэффициент, учитывающий конфигурацию, размеры и шероховатости поверхности вала. Выбираем =3;

19.7.Определение диаметров вала  

Необходимый диаметр вала в рассчитываемом сечении из расчета на прочность

Анализируя размеры станка-прототипа, выбираем:

 

19.8.Разработка рабочего чертежа вала 

При выполнении чертежа вала из технологических и конструктивных соображений его конструкция упрощается, а полученные размеры округляются до ближайших стандартных (табл.2 методических указаний). Длину подступичных частей вала в месте посадки зубчатых колес принимают в пределах , где  - диметр вала в месте посадки ступицы. Выбираем .

По таблице 2 методических указаний принимаем:

19.9.Выбор крепления деталей на валу

Для крепления зубчатого колеса на валу выбираем прямобочное шлицевое соединение по ГОСТ 1139-58 средней серии 84654 мм (zdD), b=9 мм, d1=42,7 мм (не менее), а=2,57 мм (не менее), f=0,5+0,3, r=0,5 (не более).

19.10.Определение запаса прочности вала 

После уточнения размеров и конструкции вала производится его проверочный расчет (для одного из сечений) по реально действующим напряжениям, исходя из окончательно принятых размеров вала.

Эквивалентный запас прочности вычисляется по формуле:

где  - запас прочности  по усталостному разрушению по нормальным и касательным напряжениям.

Здесь:

  где

  где

Нормальные напряжения от изгибающего момента при этом равны R=-1:

Касательные напряжения от крутящего момента при реверсивной нагрузке R=-1:

В приведенных формулах М и Т – изгибающий и крутящий моменты в

рассчитываемом сечении, Нм; - диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм;

R – коэффициент асимметрии цикла;  и  - пределы выносливости при

кручении и изгибе при симметричном цикле, ; - масштабный

коэффициент, учитывающий влияние размеров вала на его предел выносливости

(табл.5 методических указаний);  и  - эффективные коэффициенты

концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл.7,8 методических

указаний);  - коэффициент, характеризующий влияние асимметрии цикла на

прочность;  - коэффициент, учитывающий состояние поверхности детали

(табл.6 методических указаний); - коэффициент поверхностного упрочнения

(см. табл.9 методических указаний);  - допускаемый запас прочности.

             

                     

20.Расчет и проектирование шпиндельного вала

20.1. Определение крутящего момента на валу шпинделя

При заданной мощности и частоте вращения вала ( [5] см. таблицы 10, 12 ):

где

20.2.Определение сил, действующих на шпиндельный вал

Окружное усилие на зубчатом колесе:

где d – начальный диаметр зубчатого колеса, мм.

 

Радиальное усилие на зубчатом колесе:

где  - угол зацепления .  

20.3.Составление расчетных схем вала шпинделя в горизонтальной и вертикальной плоскостях

При составлении расчетных схем необходимо учитывать направление окружных усилий на зубчатых колесах (см.  рис.1).

В плоскости XOZ действуют силы:

В плоскости YOZ действуют силы:

Здесь  - угол между положительным направлением оси Х и осью У, отсчитываемым в направлении угловой скорости W.

20.4.Определение реакций опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Определение реакций опор производится по формулам теоретической механики с использованием уравнений статики.

XOZ:

 

YOZ:

XOZ:

YOZ:

ПРОВЕРКА:

20.5.Определение изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях, суммарного, крутящего и эквивалентного моментов

Определение величин моментов в различных сечениях производится по формулам сопротивления материалов.

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Эквивалентный момент:

где Т – крутящий момент, Нм;

К – коэффициент, учитывающий разницу в характере нагружения вала моментами М и Т, для реверсивных передач К=1.

  Вид С

20.6.Выбор материала вала, назначение термообработки, определение допускаемых напряжений изгиба

Для изготовления валов выбирают углеродистые качественные и легированные стали. Термическая обработка заготовки вала – нормализация или улучшение. Таким образом из таблицы 1 методических указаний была выбрана сталь 12ХH3A.

При предварительном определении размеров вала величина допускаемых напряжений изгиба может быть подсчитана по формуле:

где   - предел выносливости при симметричном цикле,

(табл.1 методических указаний);

- запас прочности по усталостному разрушению;

=2,8…3,5 – коэффициент, учитывающий конфигурацию, размеры и шероховатости поверхности вала. Выбираем =3;

20.7.Определение диаметров вала  

Необходимый диаметр вала в рассчитываемом сечении из расчета на прочность

Анализируя размеры станка-прототипа, выбираем:

 

20.8.Разработка рабочего чертежа вала 

При выполнении чертежа вала из технологических и конструктивных соображений его конструкция упрощается, а полученные размеры округляются до ближайших стандартных (табл.2 методических указаний). Длину подступичных частей вала в месте посадки зубчатых колес принимают в пределах , где  - диметр вала в месте посадки ступицы. Выбираем .

По таблице 2 методических указаний принимаем:

20.9.Выбор крепления деталей на валу

Для крепления зубчатого колеса на валу выбираем прямобочное шлицевое соединение по ГОСТ 1139-58 средней серии 1092102 мм (zdD), b=14 мм, d1=87,3 мм (не менее), а=4,5 мм (не менее), f=0,5+0,3, r=0,5 (не более).

20.10.Определение запаса прочности вала 

После уточнения размеров и конструкции вала производится его проверочный расчет (для одного из сечений) по реально действующим напряжениям, исходя из окончательно принятых размеров вала.

Эквивалентный запас прочности вычисляется по формуле:

где  - запас прочности  по усталостному разрушению по нормальным и касательным напряжениям.

Здесь:

  где

  где

Нормальные напряжения от изгибающего момента при этом равны R=-1:

Касательные напряжения от крутящего момента при реверсивной нагрузке R=-1:

В приведенных формулах М и Т – изгибающий и крутящий моменты в

рассчитываемом сечении, Нм; - диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм;

R – коэффициент асимметрии цикла;  и  - пределы выносливости при

кручении и изгибе при симметричном цикле, ; - масштабный

коэффициент, учитывающий влияние размеров вала на его предел выносливости

(табл.5 методических указаний);  и  - эффективные коэффициенты

концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл.7,8 методических

указаний);  - коэффициент, характеризующий влияние асимметрии цикла на

прочность;  - коэффициент, учитывающий состояние поверхности детали

(табл.6 методических указаний); - коэффициент поверхностного упрочнения

(см. табл.9 методических указаний);  - допускаемый запас прочности.

             

                     

21.Расчет подшипников качения

Подшипники выбирают по требуемой динамической грузоподъемности С и требуемому по условиям прочности диаметру вала , а также учитывают условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника , где  для шариковых и m= 3,33 для роликовых подшипников,  - ресурс подшипника в миллионах оборотов,  - эквивалентная нагрузка. Условия контакта рабочих элементов подшипника характеризуются параметром е, величина которого для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников выбирается или непосредственно по начальному углу контакта  (при ), или по отношению  (- осевая нагрузка,  - статическая грузоподъемность подшипника). Осевая нагрузка  по определению предела оказывает положительное влияние на условие контакта рабочих элементов подшипника и в радиальных и радиально-упорных подшипниках при  ( - радиальная нагрузка) не учитывается. Предварительный выбор подшипников производят в предположении, что, и формула для эквивалентной нагрузки имеет вид , где  - динамический коэффициент; - коэффициент эквивалентной нагрузки, зависящий от режима. Выбранный по каталогу подшипник проверяют по условию, а при невыполнении этого условия - по ресурсу               , где ,

где  =1,8;

      =1,0.

22.Расчет нагрузок на подшипники

Радиальной нагрузкой на подшипник  является реакция опоры вала от действия сил в зацеплении зубчатых колес коробки скоростей, а осевой  - осевая составляющая силы в зацеплении прямозубой пары.

Для определения реакций опор  выполняют предварительную компоновку коробки скоростей и составляют расчетные схемы каждого вала.

Максимальная нагрузка на опору А шпиндельного вала:

,

где  ; .

Максимальная нагрузка на опору В шпиндельного вала:

,

где  ; .

Максимальная нагрузка на опору А шпиндельного вала:

Максимальная нагрузка на опору В шпиндельного вала:

Эквивалентная нагрузка на подшипники:

Долговечность подшипников выбираем из соображений задействованности станка 8часов в день и 3 года до первого капитального ремонта.

Долговечность подшипников:

.

Ресурс подшипников:

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника:

Диаметры концов вала:

Посадочный диаметр подшипников:

Выбранные подшипники:

Опора А: Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный по ГОСТ 831-75, № 36216.

d=80 мм, D=140 мм, В=26 мм, r=3,0 мм, C=5700 Н,Co=4540 H, Nпр.п.=5600 об/мин, Nпр.ж.=7500 об/мин.

Опора В: Подшипник шариковый радиальный сферический (самоустанавливающийся) по ГОСТ 5720-75, № 1220.

d=100 мм, D=180 мм, В=34 мм, r=3,5 мм, C=5440 Н,Co=4120 H, Nпр.п.=3400 об/мин, Nпр.ж.=4000 об/мин.

23. Расчет обгонной муфты

Список использованной литературы

 

  1.  Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя», т.1, 2. – 5-е издание – М.: «Машиностроение», 1980.
  2.  Проников А.С. «Расчет и конструирование металлорежущих станков» - 2-е издание – «Высшая школа», 1968.
  3.  Чернов Н. Н. «Металлорежущие станки» - М.: «Машиностроение», 1965.
  4.  «Обработка металлов резанием. Справочник технолога» - 3-е издание, под ред. Г. А. Монахова – М.: «Машиностроение», 1974.
  5.  «Обработка металлов резанием: Справочник технолога» - А. А. Панов, В. В. Аникин, Н. Г. Бойм и др. – М.: «Машиностроение», 1988.
  6.  «Общемашиностроительные нормативы режимов резания для технического нормирования работ на металлорежущих станках», ч.1. – 2-е издание – М.: «Машиностроение», 1974.
  7.  П. Ф. Дунаев «Конструирование узлов и деталей машин» - 2-е издание – М.: «Высшая школа», 1978.
  8.  В. Н. Кудрявцев «Детали машин» - Л.: «Машиностроение», 1980.
  9.  Методические указания по курсовому проектированию «Металлорежущие станки» В. А. Бурков – Л.: «Завод-ВТУЗ», 1976.
  10.  Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин» А. А. Янсон – С-Пб: «ПИМаш», 2001.
  11.  Методические указания к расчетно-графической работе «Расчет и проектирование вала» А. А. Янсон - Л.: «Завод-ВТУЗ», 1984.
  12.  Методические указания к лабораторным работам «Резание материалов» Р. Н. Битюков, В. Н. Крутов, Д. А. Упатов – С-Пб: «ПИМаш», 2001.
  13.  Паспрт станка модели 16К20.

Y

Ft1

Ft2

Fr1

X

Ft1

w

Колеса

Шестерня

C

Y

A

B

Z

l3

 l2

l1

X

F1x

FBx

FAx

Z

F2x

Y

FBx

F2y

FAy

Z

F1y

59,62

Mx, Hм

-97,75

171,71

44,80

My, Hм

197,58

74,57

M, Hм

277,01

T, Hм

340,25

286,87

Mэкв, Hм

Y

Ft1

Ft2

Fr1

X

Ft1

w

Колеса

Шестерня

C

Y

Pz

Z

A

B

l4

l1

 l2

l3

X

F1x

Pz

FBx

Z

FAx

F2x

Y

FBx

F2y

Z

FAy

F1y

Pz

111,80

Mx, Hм

-101,27

-2835,20

2835,20

My, Hм

-911,12

-1952,39

4009,57

1955,58

916,73

M, Hм

538,82

T, Hм

4045,61

2028,45

1063,35

Mэкв, Hм


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

34758. Диалектика количественных и качественных изменений. Качество, количество, мера, скачок. Понятие нормы и патологии в медицине 79.5 KB
  Он предстает перед человеком не скоплением одинаковых предметов а как множество предметов явлений процессов наделенных различными свойствами. Вот почему познание предметов требует усилия мысли синтеза их многообразных проявлений. А множественность различных предметов характеризуется как качественное многообразие. Свойства обнаруживаются как проявления тех или иных черт сторон предметов в их отношениях с другими пред метами.
34759. Противоречие как источник развития. Закон единства и борьбы противоположностей. Принцип антагонистической регуляции функций 28.5 KB
  Принцип антагонистической регуляции функций Противоречие как источник развития диалектика Гераклита. О том что реальный процесс развития научного знания связан с этапами преодоления возникающих противоречий говорят многочисленные факты истории математики физики и др. Закон единства и борьбы противоположностей Движущую силу развития выражает закон единства и борьбы противоположностей.
34760. Диалектическое отрицание, закон отрицания отрицания. Цикличность и поступательность изменений 56.5 KB
  Раздвоение единого на отрицающие друг друга отрицание и опосредствующие одна другую отрицание отрицания противоположности постигается в учении о сущности. Своя мудрость и смысл заключены и в диалектическом принципе отрицания отрицания неразрывно связанном с принципом диалектической противоречивости. Отрицание отрицания.
34761. Категории диалектики, общая характеристика. Категории сущности и явления и их методологическое значение для медицины. Феномен кажимости - видимости 28.5 KB
  Феномен кажимости видимости Категории диалектики Философское мышление открывает всеобщие черты отношения присущие не какимто отдельным видам явлений процессов а всему бытию. Философские понятия в которых универсальные связи бытия осмысливаются в их сложной гибкой противоречивой динамике образуют группу категорий диалектики. Для диалектики характерно формирование парных категорий отражающих полярные стороны целостных явлений процессов.
34762. Синергетика как новое мировоззрение 26.5 KB
  Даже если бы новацией было только название появление синергетики было бы оправдано. Предложенное Хакеном выразительное название нового междисциплинарного направления привлекало к этому новому направлению гораздо больше внимания чем любое правильное но скучное и понятное лишь узкому кругу специалистов название. Предложенное им название сочтенное пуристами чрезмерно зазывным и рекламным оказалось особенно для нематематиков намного более привлекательным чем существовавший до Тома вариант теория особенностей дифференцируемых...
34763. Диалектика случайности и необходимости, содержания и формы, единичного и общего, возможности и действительности 52.5 KB
  вещь явление в их всеобщей закономерной связи; отражение преимущественно внутренних устойчивых повторяющихся всеобщих отношений действительности основных направлений её развития: выражение такой ступени движения познания в глубь объекта когда вскрываются его сущность закон; способ превращения возможности в действительность при котором в определенном объекте при данных условиях имеется только одна возможность превращающаяся в действительность. отражение в основном внешних несущественных неустойчивых единичных связей...
34764. Причинные связи. Категории причины и следствия. Проблема причинности в медицине 47.5 KB
  Категории причины и следствия. в схеме показано что причинноследственная связь направлена от причины к порожденному ею следствию. Имеется в виду что причины вызывают не любые а определенные соответствующие им следствия. Графическая модель такого соотношения выглядит следующим образом: Некоторые причины вызывают многочисленные долго развивающиеся следствия например катастрофические стихийные бедствия такие как ураганы землетрясения или взрыв атомной бомбы над Хиросимой в 1945 году.
34765. Теория познания, ее предмет и основные принципы. Критика агностицизма 37.5 KB
  Критика агностицизма Теория познания есть общая теория уясняющая саму природу познавательной деятельности человека в какой бы области науки искусства или житейской практики она ни осуществлялась. Агностицизм от греческого ágnōstos недоступный познанию философское учение согласно которому не может быть окончательно решен вопрос об истинности познания получена объективная характеристика окружающей человека действительности. Позиция Агностицизм разделялась в истории философии представителями идеализма в особенности субъективного а в...
34766. Знание как гносеологический таксон. Условие адекватности, обоснованности, убежденности. Мнение. Вера знание 24 KB
  Условие адекватности обоснованности убежденности. Стандартная трактовка того что ктото знает чтото включает в себя следующие три условия: условие истинности адекватности условие убежденности условие обоснованности. Условие убежденности веры приемлемости если S знает Р то S убежден верит в Р Когда я говорю например что знаю что в России есть президент то я верю что он действительно существует. Условие обоснованности S знает Р когда может обосновать свое убеждение в Р Это условие позволяет отграничить знание от...