47801

Проект редуктора привода ленточного транспортера для перемещения багажа в аэропорту

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Материалы для шестерни и зубчатого колеса выбираем по таблице «Механические характеристики сталей» При этом твердость поверхности НВ1 для материала шестерни устанавливаем на 20/25 единиц выше твердости поверхности НВ2.

Русский

2015-01-15

1.15 MB

15 чел.

Федеральное агентство Воздушного транспорта

Троицкий авиационный технический колледж -

филиал Московского государственного технического университета ГА

Привод ленточного транспортера

Пояснительная записка к курсовой работе

по предмету «Техническая механика»

КП 160901.000; КП 190604.000

Руководитель –                                Разработал -

преподаватель:      курсант группы №_______

___________________     _______________________

Троицк, 201..г.

         Задание: Спроектировать редуктор привода ленточного транспортера для

                          перемещения багажа в аэропорту.

Вариант №

   Исходные данные

Параметры

Fл

DБ

Lh

Размерности

кН

м/с

м

-

час

Значения

   Fл – тяговая сила ленты

    – скорость ленты

   DБ – диаметр барабана

    – передаточное число редуктора

   Lh – ресурс редуктора

Схема привода

1. Электродвигатель         

2. Ременная передача

3. Соединительная муфта

4. Зубчатый редуктор

5. Барабан

6. Лента транспортера

Содержание пояснительной записки

1. Кинематический расчет привода

стр. 3

2. Расчет зубчатых колес редуктора

стр. 5

3. Предварительный расчет валов

стр. 8

4. Конструирование шестерни, колеса и корпуса редуктора

стр. 9

5. Компоновка редуктора

стр. 10

6. Расчет подшипников на долговечность

стр. 12

7. Расчет шпоночных соединений

стр. 15

8. Проверочный расчет валов

стр. 16

9. Подбор соединительных муфт

стр. 17

10. Сборка редуктора, оценка технического уровня

стр. 18

11. Приложение (исходные данные)

стр. 19

12. Список используемой литературы.

стр. 20

1. Кинематический расчет привода

  1.  Находим мощность на валу барабана

PБ = Fл · (кН·м/с = кВт)=

  1.  Определяем угловую скорость на валу барабана

=

  1.  Устанавливаем общий КПД привода

=

(КПД зубчатой передачи редуктора)

(КПД ременной передачи)

(КПД пары подшипников)

  1.  Определяем требуемую мощность электродвигателя

(кВт)=

  1.  Определяем угловую скорость на ведущем валу редуктора

(рад/с)=

  1.  Выбираем подходящий тип электродвигателя асинхронного серии 4А

    (ГОСТ 19523 – 81)

Мощность двигателя Рд(кВт)

0,55; 3,0; 0,75; 4,0; 1,1; 5,5; 2,2; 7,5

Угловая скорость

(рад/с)

300

150

100

75

 

  Выбранный электродвигатель имеет параметры:

    РД =…      (кВт), =…    (рад/с)

  1.  Вычисляем передаточное отношение ременной передачи:

= =

  1.  Определяем мощности на валах редуктора:

а) Ведущий вал:  (кВт) =

б) Ведомый вал:  (кВт) =

  1.  Определяем вращающие моменты на валах:

а) Ведущий вал:  (кН·м)=

б) Ведомый вал: (кН·м)=

  1.  Составляем таблицу параметров зубчатого редуктора:

Параметры

Р

Т

Размерности

кВт

Рад/с

(кн·м)

-

Ведущий вал – 1

Ведомый вал – 2

Механические характеристики сталей

Марка стали

Термообработка

Твердость

35

Н

163…192 НВ

550

270

235

40

У

192…228 НВ

700

400

300

40Л

Н

163…207 НВ

520

295

225

45

Н

179…207 НВ

780

540

335

45

У

235…262 НВ

890

650

380

45Л

У

207…235 НВ

680

440

285

40Х

У

235…262 НВ

790

640

375

40Х

У+ТВЧ

269…302 НВ

900

750

410

40ХН

У

235…262 НВ

800

630

380

40ХН

У+ТВЧ

269…302 НВ

920

750

420

35ХМ

У

269…302 НВ

920

750

420

30ХГС

Н

215…264 НВ

800

760

460

40ХНМА

У

269…302 НВ

980

786

430

20Х

У

300…400 НВ

1000

800

460

18ХНВА

Ц

331…388 НВ

1150

850

490

(МПа) – временное сопротивление (предел прочности)

(МПа) – предел текучести материала

(МПа) – предел выносливости материала

Н – нормализация

У – улучшение

Ц – цементация

ТВЧ – закалка токами высокой частоты

2. Расчет зубчатых колес редуктора

  1.  Материалы для шестерни и зубчатого колеса выбираем по таблице «Механические характеристики сталей»

При этом твердость поверхности НВ1 для материала шестерни устанавливаем на 20÷25 единиц выше твердости поверхности НВ2.

Выписываем также значения других характеристик , , .

Устанавливаем значения допускаемых напряжений:

а) Допускаемое напряжение по изгибу:

  []F1 = 1,03·НВ1 (МПа)=

    []F2 = 1,03·НВ2 (МПа)=

б) Допускаемое напряжение по контактной прочности:

  []Н1 = 1,8·НВ1+67 (МПа)=

  []Н2 = 1,8·НВ2+67 (МПа)=

  1.  Определяем межосевое расстояние аW (мм) 

   (мм)

u – передаточное число зубчатой передачи

Т2 (н·мм) – вращающий момент на ведомом валу

КНВ = (1,05÷1,15) – коэффициент неравномерности нагрузки

Ψа=(0,4÷0,5) – коэффициент ширины колеса

[]Н2 (МПа) – допускаемое контактное напряжение для материала колеса

Принимаем ближайшее большее значение межосевого расстояния из стандартного ряда:

аW(40, 50, 60, 63, 77, 80, 112, 125, 140, 160, 180, 200…) мм.

аW = …     (мм)

  1.  Находим основные размеры колеса и шестерни:

а) Делительный диаметр:

(мм) =                                     (мм) =

б) Ширина венца:

(мм) =                          В12+ (2…4) (мм) =

  1.  Выбираем модуль зацепления, исходя из соотношения: m=(0,01÷0,02)·аW

Уточняем модуль по стандартному ряду:

m(1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16;20)мм.

При этом необходимо учитывать, что уменьшение модуля зацепления ведет к увеличению числа зубьев, улучшению плавности зацепления, уменьшению шума при работе передачи.

  1.  Находим числа зубьев:

а) Суммарное: =

б) Шестерни:  =

в) Колеса: =

  1.  Уточняем передаточное число

=

  1.  Определяем фактические параметры передачи:

а) Высота зуба:

 h=hf + ha= 1,25m + m = 2,25m (мм)=

б) Диаметры выступов:

 da1=d1+2m (мм)=

 da2=d2+2m (мм)=

в) Диаметры впадин:

 df1=d1 - 2,5m (мм)=

 df2=d2 - 2,5m (мм)=

  1.  Устанавливаем требуемую степень точности изготовления зубчатого колеса по окружной скорости: (м/с)=

Выбираем ближайшее значение степени точности по таблице:

(м/с)

15

10

5

<5

Степень точности

6

7

8

9

  1.  Находим действующие в зацеплении силы

а) Окружная сила:

 Ft1= (н) =

 Ft2= (н) =

б) Радиальная сила:

 Fr1=0,336 Ft1 (н) =

 Fr2=0,336 Ft2 (н) =

  1.  Проверяем условие прочности на изгиб:

а) Колесо:

б) Шестерня:

(МПа) – действующие напряжения изгиба

(МПа) – допускаемые напряжения на изгиб

Ft1, Ft2 (н) – окружные силы

В1, В2 (мм) – ширины венцов

m (мм) – модуль зацепления

КFν = (1,3÷1,5) – коэффициент динамической нагрузки

YF = (3,6÷4,0) – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев.

  1.   Проверяем условие контактной прочности для материала колеса:

   ;   

(МПа) – действующие контактные напряжения

(МПа) – допускаемые контактные напряжения

Ft2 (н) – окружная сила в зацеплении

u  – передаточное число передачи

В2 (мм) – ширина венца колеса

КHν = (1,3÷1,5) – коэффициент динамической нагрузки

  1.   Рассчитываем коэффициент недогрузки (или перегрузки)

      а) коэффициент недогрузки

 

              

      б) коэффициент перегрузки

 

Допускается недогрузка на 10%, перегрузка – на 5 %. В противном случае необходимо изменять ширину венца В2, значения коэффициентов или выбрать другой материал с требуемыми характеристиками.

3. Предварительный расчет валов

  1.  Рассчитываем диаметры выходных концов валов по формуле:

            (мм) =                         

(мм) =  

Т1(н·мм) – вращающий момент на ведущем валу

Т2(н·мм) – вращающий момент на ведомом валу

(МПа) – допускаемое напряжение на кручение

Для материала Сталь 40Х: =25 МПа

Найденные значения диаметров округляются до ближайших из стандартного ряда:

d(10, 11, 12, …, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 44, 46, 48, 50, 52, 55, 60, 63,…) мм

  1.  Конструируем валы ступенчатой формы. Относительно диаметров выходных концов увеличиваем диаметры ступеней под подшипники dП на (1÷4) мм до значений, кратных цифре 5.

Шестерню выполняем заодно с ведущим валом. Диаметр рабочей ступени под колесо dК ведомого вала увеличиваем на несколько мм, выбирая ближайшее значение из стандартного ряда. Конструируем буртик для упора зубчатого колеса (произвольно).

Выполняем эскизы конструируемых валов с простановкой диаметральных размеров.

а) Вал ведущий

б) Вал ведомый

4. Конструирование шестерни, колеса и корпуса редуктора

1) Шестерню выполняем заодно с ведущим валом с диаметром делительной

   окружности d2(мм) и шириной венца в1(мм) согласно предыдущего раздела.

2) Конструируем колесо на основании выполненного ранее расчета зубчатой

   передачи.

3) Конструкцию корпуса и крышки редуктора разрабатываем самостоятельно и

   устанавливаем габаритные размеры.

                     Пример конструкции редуктора

      


5. Компоновка редуктора.

Компоновка устанавливает относительное размещение элементов конструкции на виде сверху без крышки редуктора. Обычно она выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе М1:1.

На компоновке указываются основные геометрические размеры конструкции: межосевое расстояние aw(мм), делительные диаметры шестерни и колеса d1, d2(мм), ширина шестерни в1(мм), ширина колеса в2(мм), длины участков валов (мм), диаметры выходных концов валов. Зазоры между шестерней, колесом и стенками корпуса выбирают в пределах значений у=(8÷10)мм. Ширина фланца с отверстиями для крепления крышки обычно равна ширине выбранных подшипников. Посадочные диаметры подшипников были установлены в предварительном расчете валов.

Остальные параметры подшипников для валов редуктора следует взять из прилагаемой таблицы.

           D(мм) – наружный диаметр подшипника

  d(мм) – внутренний диаметр подшипника

  В(мм) – ширина подшипника

  Cr(кН) – грузоподъемность подшипника

  Выбираем подшипники:

 а) Ведущий вал:     N 

 б) Ведомый вал:     N

   

Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338 – 75)

Особо легкая серия

Легкая серия

Средняя серия

N

d

D

B

Cr

N

d

D

B

Cr

N

d

D

B

Cr

104

20

42

12

9,4

204

20

47

14

12,7

304

20

52

15

15,9

105

25

47

12

11,2

205

25

52

15

14,0

305

25

62

17

22,5

106

30

55

13

13,3

206

30

62

16

19,5

306

30

72

19

29,1

107

35

62

14

15,9

207

35

72

17

25,5

307

35

80

21

33,2

108

40

68

15

16,8

208

40

80

18

32,0

308

40

90

23

41,0

109

45

75

16

21,2

209

45

85

19

33,2

309

45

100

25

52,7

110

50

80

16

21,6

210

50

90

20

35,1

310

50

100

27

61,8

111

55

90

18

28,1

211

55

100

21

43,8

311

55

120

29

71,5

112

60

95

18

29,6

212

60

110

22

52,0

312

60

130

31

81,9

113

65

100

18

30,7

213

65

120

23

56,0

313

65

140

33

92,3

114

70

110

20

37,7

214

70

125

24

61,8

314

70

150

35

104

115

75

115

20

39,7

215

75

130

25

41,0

315

75

160

37

112

 6. Расчет подшипников на долговечность

Выбранные подшипники рассчитываются на долговечность по условию грузоподъемности на основе реакций в опорах.

Для этого составляем расчетные схемы валов, определяем реакции опор, строим эпюры крутящих моментов, изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

  1.  Ведущий вал:

Т1=…     (Н·м);  =…     (н); =…      (н); =…      (м);

а) Находим реакции опор из условий равновесия:

=

=

=

=

=                       =

=                  =

…    (н);  …     (н);   …     (н);   …     (н);


б) Строим эпюры крутящих моментов по участкам:

(К – А)=Т1=…     (Н·м)

(А – С)=Т1=…     (Н·м)

(С – В)= ;

 d1(м) – диаметр делительной окружности шестерни.

в) Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

=0;   =0;

      (Н·м)

;

г) Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

=0;   =0;

        (Н·м)

;

д) Устанавливаем опасную точку на ведущем валу – т.С.

    Выписываем значения крутящего и изгибающих моментов для данного сечения вала.

=…      (Н·м);  =…       (Н·м);  =…     (Н·м);

  1.  Ведомый вал

…       (Н·м);   …      (н);  …      (н);  …     (м);


а) Находим реакции опор из условий равновесия:

=

=

=

          =

…       (н);  …       (н);   …       (н);   …      (н);

 

б) Строим эпюры крутящих моментов:

(К – В)=Т2=…       (Н·м)

(В – С)=Т2=…       (Н·м)

(С – А)= ;

 d2(м) – диаметр делительной окружности колеса.

 в) Строим  эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

  =0;   =0;

       (Н·м)

 ;

 г) Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

=0;   =0;

      (Н·м)

;

      д) Устанавливаем опасную точку на ведомом валу – т.С

       =…      (Н·м);  =…     (Н·м);  =…     (Н·м);

  1.  Проверяем пригодность выбранных подшипников по условию грузоподъемности:

 

   

 (кн) – расчетная грузоподъемность

    (кн) – табличная грузоподъемность

   (н) – реакции опор

    (рад/с) – угловая скорость

    (тыс.час) – срок службы, ресурс

   =(1,3…1,8) – коэффициент безопасности

   =(1,0÷1,1) – температурный коэффициент

При невыполнении условия грузоподъемности переходят на подшипники другой серии.

 

7. Расчет шпоночных соединений.

Призматические шпонки под зубчатым колесом и для выходных концов валов подбираем согласно диаметра соответствующего вала по ГОСТ 23360 – 78.

    

         Размеры призматических шпонок

                  по ГОСТ 23360 – 78, мм

Диаметр вала d

Размеры сечений шпонок

Глубина паза

b

h

вала

t1

втулки t2

Св. 17 до 22

6

6

3,5

2,8

Св. 22 до 30

8

7

4

3,3

Св.30 до 38

Св.38 до 44

10

12

8

8

5

5

3,3

3,3

Св.44 до 50

Св.50 до 58

14

16

9

10

5,5

6

3,8

4,3

Выбранные шпонки проверяются по условиям прочности на срез и смятие по допускаемым напряжениям:

(МПа);   (МПа);

Усилие, действующее на шпонку, определяем по формуле (н),

где Т(н·мм) – крутящий момент на валу; d (мм) – диаметр вала;

 F1=    F2=    F3=

  1.  Условие прочности шпонки на срез:

  1.  Условие прочности шпонки на смятие:

При невыполнении условий прочности можно варьировать длиной шпонки.

8. Проверочный расчет валов

На основании предварительного расчета валов уточняем их геометрические размеры (длины участков, диаметры ступеней).

Выбираем допускаемые напряжения для материала валов.

=(150÷200)МПа – допускаемое напряжение на изгиб

=(25÷35)МПа – допускаемое напряжение на кручение

  Устанавливаем: =                                            =

Производим проверку прочности валов на изгиб и кручение в опасных сечениях:

1) Условие прочности на изгиб:          

(МПа) – действующие напряжения изгиба

(МПа) – допускаемые напряжения изгиба

d(мм) – диаметр вала в опасном сечении

(н·мм) – изгибающий момент на валу в опасном сечении в  

                         вертикальной плоскости

( н·мм) – изгибающий момент на валу в опасном сечении в  

                          горизонтальной плоскости

 

а) Ведущий вал:      =

б) Ведомый вал:      =

2) Условие прочности на кручение:         

(МПа) – действующие напряжения кручения

(МПа) – допускаемые напряжения кручения

( н·мм) – крутящий момент на валу в опасном сечении

d(мм) – диаметр вала в опасном сечении

а) Ведущий вал:    =

б) Ведомый вал:    =

При невыполнении условий прочности необходимо выбрать материал с более высокими механическими характеристиками. В итоге делается вывод о выполнении условий прочности для ведущего и ведомого валов.

Вывод: Условия прочности выполняются.

9. Подбор соединительных муфт.

Для соединения выходных концов валов редуктора с другими валами используем наиболее распространенную в технике упругую втулочно – пальцевую муфту МУВП (ГОСТ 21424 – 75), которая позволяет компенсировать перекосы валов, гасить вибрацию, предохранять конструкцию от разрушения.

Муфты подбираются по ближайшему значению вращающего момента Т(н·м) согласно таблицы.

   

Муфта упругая втулочно - пальцевая       

Т(н·м)

d(мм)

D(мм)

L(мм)

16

16

75

63

31,5

18

90

84

63

22

100

104

125

30

130

125

250

40

140

165

500

45

170

225

          

  1.  Проверяем прочность пальцев муфты на срез по условию:

Допускаемые напряжения материала на срез =30 МПа

F(н) – действующая сила; (н)

Т(н·мм) – вращающий момент на валу

D0 (мм) – диаметр окружности центров отверстий под пальцы

Принять  D0=0,8D, где D (мм) – диаметр муфты

z=6 (количество пальцев муфты)

Аср(мм2) – площадь среза пальца

; dп(мм) – диаметр пальца

Принять dп=6 мм;

  1.  Проверяем прочность пальцев муфты на смятие по условию:

F(н) – действующая сила; (н);

Асм(мм2) – площадь смятия пальца

(мм2), где – длина площади смятия пальца.

Принять =0,2 L, где L(мм) – длина муфты

При несовпадении посадочного диаметра муфты d и диаметра выходного конца  

 вала dвых производят расточку посадочного диаметра, либо устанавливают

 дополнительную втулку.

10. Сборка редуктора, оценка технического уровня.

Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Предварительно внутренние полости корпуса и крышки покрывают маслостойкой краской. Далее собирают узлы ведущего и ведомого валов. На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, нагретые в масле до температуры t = 80÷100º С. В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик. Для обеспечения надежной фиксации колеса надевают распорную втулку, а затем нагретые в масле шарикоподшипники.

Собранные валы укладывают в корпус и надевают крышку. Для правильной установки крышки редуктора используют два конических штифта. Далее затягивают болты (винты), крепящие крышку к корпусу.

В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, устанавливают крышки подшипников с уплотнениями.

В корпусе ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.

Для смазки зубчатого зацепления «методом разбрызгивания» используют индустриальное минеральное масло марки «И – 20А» (ГОСТ 20799 - 78) или ему подобное. Масло заливается через смотровой лючок на крышке редуктора до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт предполагаемой мощности. Уровень смазки контролируется с помощью маслоизмерительного стержня или «контрольного окна».

Технический уровень редуктора определяется отношением его массы к вращающему моменту на выходном валу.

 

Массу редуктора определяют по формуле

m = 0,5 · ρ · V (кг)

ρ = 7300 (кг/м3) – удельная плотность металла

V = B · H · L3) – объем редуктора

B, H, L (м) – габариты редуктора

=

= 0,1÷0,2 (технический уровень средний)

> 0,2 (технический уровень ниже среднего)

< 0,1 (технический уровень высокий)

Уровень спроектированного редуктора –

Работоспособность собранного редуктора проверяют на испытательном стенде.

Исходные данные

А

Б

N

N

1

2,4

1,9

0,24

10

2

1

3,2

1,4

0,21

12

2,5

2

2,8

1,5

0,22

11

2,5

2

3,1

1,5

0,24

11

3

3

2,5

1,6

0,23

12

3

3

2,6

1,9

0,23

13

2

4

2,7

1,4

0,25

13

2

4

2,4

1,8

0,22

10

2,5

5

2,6

1,7

0,26

10

2,5

5

2,8

1,7

0,25

11

3

6

2,9

1,8

0,22

11

3

6

2,9

1,6

0,26

12

2

7

3,1

1,9

0,23

12

2

7

3,1

1,9

0,21

13

2,5

8

3,2

1,5

0,25

13

2,5

8

3,3

1,8

0,25

10

3

9

2,4

1,6

0,24

10

3

9

3,2

1,7

0,23

11

2

10

2,8

1,4

0,22

11

2

10

2,5

1,6

0,24

12

2,5

11

2,5

1,7

0,26

10

2,5

11

2,7

1,5

0,21

13

3

12

2,7

1,8

0,23

12

3

12

2,9

1,4

0,22

12

2

13

2,6

1,4

0,24

13

2

13

2,8

1,6

0,25

13

2,5

14

2,9

1,5

0,22

11

2,5

14

2,5

1,8

0,23

10

3

15

2,8

1,6

0,24

12

3

15

2,6

1,7

0,25

11

2,5

16

2,4

1,7

0,23

13

2,5

16

2,7

1,5

0,24

12

3

17

2,5

1,5

0,25

11

2

17

2,8

1,6

0,21

13

2

18

2,6

1,6

0,26

12

2,5

18

2,9

1,8

0,22

10

2,5

19

2,3

1,8

0,23

13

3

19

3,1

1,4

0,23

11

3

20

2,4

1,9

0,22

11

2,5

20

2,5

1,5

0,24

12

2

21

2,7

1,5

0,27

10

3

21

2,6

1,6

0,25

13

2,5

22

3,1

1,4

0,28

11

2

22

2,7

1,4

0,21

11

3

23

3,2

1,6

0,24

12

2,5

23

2,8

1,8

0,22

12

2

24

2,4

1,8

0,25

13

3

24

3,1

1,9

0,23

13

2,5

25

2,6

1,9

0,26

10

2,5

25

3,2

1,5

0,24

11

3

26

2,8

1,5

0,22

11

3

26

3,3

1,6

0,25

12

2

27

2,9

1,4

0,23

12

2

27

2,5

1,7

0,21

13

2,5

28

3,1

1,6

0,24

13

2,5

28

2,6

1,8

0,22

11

3

29

2,6

1,7

0,26

12

3

29

2,7

1,9

0,23

12

2

30

2,7

1,8

0,25

11

2

30

2,8

1,5

0,24

13

2,5

(кН) – тяговая сила ленты транспортера

(м/с) – скорость ленты транспортера

(м) – диаметр барабана транспортера

(тыс.час) – срок службы редуктора (ресурс)

 – передаточное число редуктора

12. Список используемой литературы

  1.  Аркуша А.И. Руководство к решению задач по технической механике, М., 2006г.

  1.  Аркуша А.И. Техническая механика. М., 2006г

  1.  Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование по технической механике. М., 2004г.

  1.  Ицкович Г.М. Руководство к решению задач по сопротивлению материалов. М., 2004г.

  1.  Ицкович Г.М. Сопротивление материалов. М., 2004г.

  1.  Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. М., 2007г.

  1.  Олофинская В.П. Техническая механика. Сборник тестовых заданий. М., 2009г.

  1.  Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М., 2008г.

  1.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., 2006г.

  1.  Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. Детали машин. М., 2009г.

Анализ курсовой работы

______________________________________________________________________________________________________________________________________________

______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________

Учебно – методическое пособие для выполнения курсовой работы по технической механике обсуждено и рекомендовано к использованию в учебном процессе на цикловой комиссии общетехнических предметов (протокол №10 от 10.03.10г.)

Председатель цикловой комиссии ОТП:                  /Рязанов С.П./


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

14168. Анализ перестраховочной деятельности страховой компании 701 KB
  Введение В процессе осуществления деятельности страховая компания подвергается риску нехватки средств для выполнения обязательств по выплатам. Страховщики используют различные способы управления этим риском. С одной стороны страховщик может повысить тарифы ужес
14169. Анализ пластиковых карт Сбербанка РФ 560 KB
  Введение Стремительное развитие научнотехнического прогресса за последние пятьдесят лет не могло не сказаться на развитии банковских технологий несмотря на консерватизм этой сферы общественной жизни. Применение компьютеров позволило не только значительно сократит...
14170. Анализ рентабельности производства и разработка путей ее повышения на предприятии на примере ЧУП Цветлит 440.5 KB
  Реферат Тема дипломной работы Анализ рентабельности производства и разработка путей ее повышения на предприятии на примере ЧУП Цветлит. Объём работы 72с. Работа содержит 4 рисунка 12 таблиц 5 диаграмм и приложения. В работе использовано 50 источников литературы. ...
14171. Анлиз и аудит дебиторской и кредиторской задолженности 772.5 KB
  Цель дипломной работы - разработать рекомендации по управлению расчетами с дебиторами и кредиторами для повышения платежеспособности предприятия
14172. Аудит и анализ бухгалтерской отчетности 620 KB
  Содержание Введение Становление рыночных отношений в России когда хозяйствующим субъектам предоставлена полная юридическая экономическая и предпринимательская самостоятельность требует адекватного развития рыночных механизмо
14173. Валеология. Некоторые аспекты истории и перспективы развития 437.5 KB
  Биологии развития – от эмбрионального развития до рождения и смерти. Генетика – законы и механизмы наследственности и изменчивости. Ксенобиология – изучение разумной жизни в космосе.
14174. Государственная поддержка малого бизнеса в Алтайском крае 2010 г 290.5 KB
  СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ Глава 1. Теоретические аспекты государственного регулирования развития малого предпринимательства 1.1 Малое предпринимательство: сущность и содержание 1.2 Основные проблемы и факторы сдерживающие развитие малого предпринимательства в Росси
14175. Дознание как форма предварительного расследования в уголовном процессе 202.88 KB
  Оглавление Введение 1. Обзор и анализ нормативноправовых актов и литературы по становлению и развитию дознания в уголовном процессе России 1.1 Историкоправовые аспекты становления и развития института дознания 1.2 Становлени
14176. Законодательная власть в зеркале СМИ (на примере ведущих российских изданий) 515.5 KB
  Цель нашей дипломной работы – проанализировать, насколько полно и объективно ведущие российские издания освещают как саму деятельность органов законодательной власти, так и новые законы, законопроекты