86136

Привод механический

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями.

Русский

2015-04-03

1.99 MB

1 чел.

Привод механический  Пояснительная записка

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ (ОПИСАНИЕ УСТРОЙСТВА ПРИВОДА)

  1.  НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ

Привод – устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач).

Привод к конвейеру состоит из: двигателя, муфты, редуктора, звездочкой для цепной передачи.

Двигатель служит для сообщения системе энергии (крутящего момента).

Муфта служит для соединения валов, передачи крутящего момента и для компенсации не соосности валов. Кроме того муфты служат для включения (отключения) механизмов при постоянно работающем двигателе (управляемые), предохранение механизмов от поломок при перегрузках (предохранительные), уменьшение динамических нагрузок (упругие). Часто муфты выполняют одновременно несколько функций.  

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.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным - стальным. Валы  монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом  проекте  редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Конструкция редуктора отвечает техническим и сборочным требованиям. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности среднесерийного производства.

Зубчатая передача – трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару. Особенностями зубчатых передач являются: постоянство мгновенного передаточного числа, большие передаточные числа, возможность передачи больших мощностей (десятки тысяч киловатт), большие окружные скорости (до 150 м/с), высокая надежность и долговечность работы, передача энергии между валами, как угодно расположенными в пространстве, малые габариты, высокий к.п.д. Недостатки: необходимость высокой точности изготовления колес, особенно высокоскоростных передач, большая стоимость изготовления, шум, вибрация, низкая демпфирующая способность.   

2. Кинематические расчеты

2.1. Выбор электродвигателя

Рис.1. Кинематическая схема

1 — электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор коническо-цилиндрический;

4 — вал электродвигателя;

I,II, III, ΙV — валы редуктора;

— зубчатые колеса.

Исходные данные:

  •  окружная сила Ft= 4,2 кН;
  •  окружная скорость V=0,55 м/с;
  •  шаг приводной цепи t=125 мм;
  •  число зубьев приводной звездочки z=9;
  •  коэффициент использования времени Ксут = 0,6

                                    Кгод = 0,7

По исходным данным определяем потребляемую мощность привода, т.е. мощность на выходе:

Pвых = FV = 4,2·0,55 = 2,31 кВт;

,

где:  – тяговая сила;

        – линейная скорость тягового органа рабочей машины.

Требуемая мощность электродвигателя:

где:  – общий КПД привода.

hобщ.=h12·h22·h35·h4·h52=0.784.

а) КПД муфты h1=0.98;

б) КПД цилиндрической зубчатой передачи h2=0.98;

в) КПД подшипника                                                          h3=0.99.

г) КПД конической зубчатой передачи                           h4=0.97.

д) КПД цепной передачи h5=0.96.

Pтр.дв. = Pвых/h = 2,31 / 0.784 = 2, 95 кВт.

Подбираем тип двигателя:

100S4/1435          [Табл. 16.7.1, 1]

Частота вращения выходного вала :

мм;

nвых =  об/мин;

2.2. Кинематический расчет

Действительное общее передаточное число привода :

,

где:  – асинхронная частота вращения вала электродвигателя.

Полученное  распределяем между типами и ступенями передач:

,

где:

  – передаточное число закрытой конической передачи;

        – передаточное число закрытой цилиндрической передачи 1-й ступени;

          – передаточное число закрытой цилиндрической передачи 2-й ступени;

Принимаем:

,

,

                                                     ,                               [Табл. 5.6, 2]

Отклонение фактического передаточного числа от номинального:

;

.

Отклонение передаточного числа равно 0,2%, что меньше предельно допустимых 4%.

Частоты вращения валов:

Частота вращения первого вала:

.

Частота вращения второго вала:

.

Частота вращения третьего вала:

.

Частота вращения четвертого вала:

2.3. Определение вращающих моментов и мощности на валах

Мощность на первом валу:

.

Крутящий момент на первом валу:

.

Угловая скорость на первом валу:

.

Мощность на втором валу:

 P2 = Рэл  = 3·0,97·0,99·0,98 = 2,82 кВт;

.

Крутящий момент на втором валу:

Нм;

.

Угловая скорость на втором валу:

.

Мощность на третьем валу:

 P3 = Р2  = 2,82·0,98·0,99 = 2,73 кВт;

Крутящий момент на третьем валу:

Нм;

Угловая скорость на третьем валу:

.

Мощность на четвертом валу:

P4 = P3 = 2,73·0,99·0,962 = 2,49 кВт;

Крутящий момент на четвертом валу:

Нм;

Угловая скорость на четвертом валу:

.

Табл. 1. Результаты кинематического и силового анализа.

Номер вала

P, кВт

Т, Нм

n, мин-1

ω, с-1

I

3

19,98

1434

150,09

II

2,82

46,92

574

60,08

III

2,73

181,68

143,5

15,02

IV

2,49

828,55

28,5

3,004

Диаграмма распределения момента Т, мощности Р, частоты n и угловой скорости по валам привода.

3. Расчет зубчатых передач

3.1. Расчет конической передачи с круговым зубом быстроходной ступени редуктора

3.1.1. Выбор материала зубчатых колес.

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем:

для изготовления конической шестерни – сталь 45ХН. Термическая обработка шестерни улучшенная до твердости поверхности зубьев 250-300 HB.

для изготовления конического колеса – сталь 45Х. Термическая обработка колеса улучшенная до твердости поверхности зубьев 250-300 НВ.

Принимаем твердость для шестерни и колеса:
Нш = 280 НВ
Нк = 250 НВ

3.1.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи:

LН = Lг·(365Кгод)·(24Ксут)=8·365·0,7·24·0,6·16=29433,6 ч.

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:

 циклов

-для колеса:

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

,

где

q=6 – показатель степени  при HB<350.

- для шестерни:

.

циклов

- для колеса:

3.1.3. Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

(3, табл. 8.9);

2HB+70 = 2·280+70 = 630 МПа;

2HB+70 = 2·250+70 = 570 МПа;

SH=1,2 – коэффициент безопасности (3, табл. 8.9).  

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов нагружения NHO:

(3, рис. 8.40),

(3, рис. 8.40),

Так как , то m=20.

Так как , то m=20.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактное напряжение:

.

3.1.4. Определение допускаемых изгибных напряжений

где  - предел изгибной выносливости (3, табл. 8.9):

;

,

SF=1,7 – коэффициент безопасности (3, табл. 8.9).

Y – коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки (для нереверсивной передачи Y=1).

Коэффициент долговечности:

,

qF=6 – показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ

-- базовое число циклов для всех сталей:

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.1.5.  Расчет геометрических параметров передачи

Ориентировочное значение внешнего делительного диаметра колеса:

,

где

- коэффициент ширины,

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки  

                       по длине зуба в соответствии со значением  [5, стр.50]:

K =1.17.

- передаточное отношение, .

- крутящий момент на шестерне, .

Тогда

Углы делительных конусов

Ширина колес

Внешнее конусное расстояние

Внешний делительный диаметр

Определяем внешний торцевой модуль передачи:

принимаем.

           

          

Число зубьев колеса и шестерни:

Фактическое передаточное число

Внешний делительный диаметр:

;

мм,

мм.

 

Внешние диаметры вершин зубьев

;

,

.

Диаметры впадин зубьев

;

,

Средний модуль зацепления и среднее внешнее конусное расстояие:

Средние делительные диаметры:

.

3.1.6. Силы в зацеплении

Силы в зацеплении для шестерни:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Силы в зацеплении для колеса

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

.

3.1.7. Проверка зубьев по напряжениям изгиба

где: - принимают по рекомендациям стр. [4].

- коэф. учитывающий динамическую нагрузку

      принимают по табл. 2.8 [4] по эквивалентным числам зубьев.

условие прочности выполняется т. к.

3.1.8. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала  для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

,

где  - коэффициент торцевого перекрытия зубьев,

Окружная сила в зацеплении

Окружная скорость

Из табл. 4.2.8 [5, стр.50] в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности колес 8.

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

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

.       

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3.2. Расчет цилиндрической косозубой передачи первой ступени редуктора

3.2.1. Выбор материала зубчатых колес.

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем:

для изготовления шестерни – сталь 45. Термическая обработка шестерни улучшенная до твердости поверхности зубьев 270-300 HB.

для изготовления конического колеса – сталь 40Х. Термическая обработка колеса улучшенная до твердости поверхности зубьев 230-260 НВ.

Принимаем твердость для шестерни и колеса:
Нш = 280 НВ
Нк = 250 НВ

3.2.2. Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения:

,

где:  – предел контактной выносливости поверхности слоев зубьев;

        – коэффициент безопасности;

        – коэффициент долговечности;

        – коэффициент, учитывающий влияние смазывания;

        – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

        – коэффициент, учитывающий окружную скорость;

        – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ рекомендует для колес с d<1000 мм принимать:

                                                                                  [2, Стр. 151]

Поэтому с достаточной для практических расчетов точностью формулу для расчета допускаемых контактных напряжений можно записать в виде:

.

Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса:

.

Коэффициент безопасности при однородной по объему структуре материала, обеспечиваемой нормализацией и улучшением, рекомендуется:

                                                                                      [2, Стр. 151]

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,

где:  – базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости;

       – эквивалентное число циклов.

циклов

                                                     циклов                                [1, Рис. 4.1.3]

,

где:  – число зацеплений зуба за один оборот колеса (из схемы привода), т.е. число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

         – наибольший длительно действующий момент при нормальном протекании технологического процесса;

         – передаваемый момент в течение времени ;

         – продолжительность работы передачи (ресурс в часах).

;

,

где:  – коэффициент загрузки в году по дням;

       – коэффициент загрузки в сутки по часам;

       – число лет работы.

.

;

;

.

Тогда

.

Тогда:

;

Для передач с криволинейными зубьями принимаем условное допускаемое напряжение:

,

где:  – меньшее из значений  и .

Принимаем:

3.2.3. Определение допускаемых изгибных напряжений

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталость при изгибе:

,

где:

,

где:  – предел выносливости зубьев при изгибе;

        – наименьший коэффициент запаса прочности;

        – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

        – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

        – коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

        – коэффициент, учитывающий технологию изготовления;

        – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

        – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

        – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба;

        – коэффициент, учитывающий влияние реверсивности;

        – коэффициент долговечности.

ГОСТ 21354-87 рекомендует для проектировочных расчетов определять допускаемые напряжения изгиба для нереверсивных зубчатых передач по уравнению [6, Стр. 286]:

,

где:  – базовое число циклов перемены напряжений;

       – эквивалентное число циклов;

       – показатель степени.

Т.к. HB1<350 и HB2<350, то:

.

,

где:  – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой.

;

;

.

Т.к.

      ,

то:

Допускаемые изгибные напряжения:

.

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

3.2.4. Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на шестерне.

- 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:

.

Тогда

.

Принимаем  [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца колеса:

Принимаем

Делительный диаметр:

Модуль зацепления:

.

Принимаем  [5, табл. 4.2.1].

Действительный угол наклона зуба:

.

Суммарное число зубьев передачи:

.

Число зубьев:

,

Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа:

.

Делительные диаметры:

Шестерни:

;

,

колеса:

Диаметры вершин:

;

Диаметры впадин:

;

Ширину шестерни  принимаем по соотношению , для рассчитанного  мм.

Принимаем ширину шестерни  мм.

3.2.5. Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Радиальная сила

.

Осевая сила

.

3.2.6. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

м/с.

Принимаем 9 степень точности.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

.

Для данной схемы .

Значение коэффициента  принимаем .

Коэффициент формы зуба  принимаем в зависимости от числа зубьев: , .

Окружная сила в зацеплении:

 H.

Напряжение изгиба:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

3.2.6. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Коэффициент динамической нагрузки принимаем .

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы .

Контактное напряжение , следовательно, условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

3.3. Расчет цилиндрической косозубой передачи второй ступени редуктора

3.3.1. Выбор материала зубчатых колес.

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40Х. Термообработка колеса и шестерни – закалка с нагревом ТВЧ до  твердости 45…50HRC.

Принимаем твердость для шестерни и колеса:
Нш = 460 НВ
Нк = 430 НВ

3.2.2. Определение допускаемых контактных напряжений

Срок службы передачи  (п. 3.2.2).

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

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

, частоты вращения при Т1 и Т2,

m/2=3 – показатель степени [3, табл. 8.9];

,

где:  – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой.

.

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

, где

q=9 – показатель степени  при HB>350;

.

3.3.3. Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

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

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов :

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

m – показатель степени.

m = 6 т.к.  и для колеса и для шестерни.

Тогда:

,

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактное напряжение:

.

3.3.4. 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:

Т.к.

      ,

то:

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.3.5. Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на шестерне.

- 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:

.

Тогда

.

Принимаем  [5, табл. 4.2.3].,

Ширина зубчатого венца колеса:

, что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров [6, табл. 18.1].

Принимаем мм

Ширину шестерни  принимаем по соотношению , для рассчитанного  мм.

Принимаем ширину шестерни  мм.

Делительный диаметр:

Модуль зацепления:

.

Принимаем  [5, табл. 4.2.1].

Действительный угол наклона зуба:

.

Суммарное число зубьев передачи:

.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа:

Делительные диаметры:

;

,

.

Диаметры вершин:

;

Диаметры вершин:

;

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 9 степень точности [1, табл. 6.7].

3.3.6. Силы в зацеплении

Окружная сила

 H.

Радиальная сила

Осевая сила

3.3.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для непрямозубых конических колес производится по формуле:

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Коэффициент динамической нагрузки принимаем .

Коэффициент концентрации нагрузки для данной схемы .

3.3.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

Для данной схемы .

Значение коэффициента  принимаем .

Коэффициент формы зуба  принимаем в зависимости от числа зубьев: , .

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

3.4. Сравнительный анализ результатов, полученных на ЭВМ, и практических расчётов

В результате сравнения полученных значений на ЭВМ и расчетов, полученных практическим путём, можно заметить, что значения основных параметров, таких как делительный диаметр, ширина зуба, коэффициент ширины зуба и т.д.  практически не отличаются. Это подтверждает правильность расчётов на данном этапе.

4. Проектный расчет валов

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

,         (9, ф. 1.2)

где Т – крутящий момент на валу, Нмм;

Для определение диаметра выходных концов валов принимаем  коэффициент равным , для промежуточных валов при расчете диаметров под шестерней принимаем

Диаметр входного конца вала:

мм

Диаметр второго вала:

мм

Диаметр третьего вала:

мм

Диаметр третьего вала:

мм

5. Проверочный расчет валов на усталостную прочность

5.1. Проверочный расчет первого вала

5.1.1. Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении (8, c264):

Сила от муфты:

,

где  - окружная сила на муфте; Т - крутящий момент;  - диаметр расположения центов пальцев; .

;

.

Момент при переносе силы Fa:

Расчетная схема приведена на рисунке 2.

5.1.2. Определение реакций опор  и построение эпюр.

Плоскость XZ:

: ;

 ;

: ;

 ;

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

Проверка:

:

.

По полученным данным строим эпюры.

Рис. 2. Схема нагружения первого вала

Суммарные реакции на опорах:

;

.

Суммарные изгибающие моменты на опорах:

;

.

5.1.3. Нахождение коэффициента запаса прочности

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

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где  – предел выносливости материала вала (сталь 45ХН) 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 допускаемых  

-Для 2-го опасного сечения (шпоночный паз под муфтой):

,

где  [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 шпоночного паза [2, табл. 3.6];

=0,62 - масштабный фактор, [3, 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 шпоночного паза [2, табл. 3.6];

=0,64 - 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  

5.2. Проверочный расчет второго вала

5.2.1. Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

- на шестерне:

;

;

.

- на колесе:

;

;

.

Моменты при переносе осевых сил:

Расчетная схема приведена на рисунке 3.

5.2.2. Определение реакций опор  и построение эпюр.

Плоскость XZ:

: ;

 ;

: ;

 ;

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

;

Проверка:

:

.

По полученным данным строим эпюры.

Рис. 3. Схема нагружения второго вала

Суммарные реакции на опорах:

;

.

Суммарные изгибающие моменты на опорах:

;

.

5.2.3. Нахождение коэффициента запаса прочности

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

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где  – предел выносливости материала вала (сталь 45) 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 45) 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  .

-Для 2-го опасного сечения (шпоночный паз под колесом):

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 45) 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 шпоночного паза  [2, табл. 3.6];

=0,77 - масштабный фактор, [3, 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 шпоночного паза. [2, табл. 3.6];

=0,86 - 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  .

5.3. Проверочный расчет третьего вала

5.3.1. Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

- на шестерне:

;

;

.

- на колесе:

;

;

.

Моменты при переносе осевых сил:

Расчетная схема приведена на рисунке 3.

5.3.2. Определение реакций опор  и построение эпюр.

Плоскость XZ:

: ;

 ;

: ;

 ;

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

;

Проверка:

:

.

По полученным данным строим эпюры.

Рис. 3. Схема нагружения третьего вала

Суммарные реакции на опорах:

;

.

Суммарные изгибающие моменты на опорах:

;

.

5.3.3. Нахождение коэффициента запаса прочности

-Для 1-го опасного сечения (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 допускаемых  .

-Для 2-го опасного сечения (шпоночный паз под колесом):

,

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 шпоночного паза  [2, табл. 3.6];

=0,77 - масштабный фактор, [3, 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 шпоночного паза. [2, табл. 3.6];

=0,86 - 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  .

5.4. Проверочный расчет четвертого вала

5.4.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

;

;

.

Момент при переносе осевой силы:

Радиальная нагрузка на вал от муфты (2, с. 189):

,

где  - окружная сила на муфте; Т - крутящий момент;  - диаметр расположения зубьев; .

;

.

Расчетная схема приведена на рисунке 4.

5.4.2. Определение реакций опор  и построение эпюр.

Плоскость XZ:

: ;

 

: ;

;

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

;

Проверка:

:

.

По полученным данным строим эпюры.

Рис. 4. Схема нагружения четвертого вала

;

.

Суммарные изгибающие моменты на опорах:

;

.

5.4.3. Нахождение коэффициента запаса прочности

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

,

где:  – коэффициент запаса прочности по изгибу;

       – коэффициент запаса прочности по кручению.

,

где:  – предел выносливости материала вала (сталь 40ХН) при симметричных циклах изгиба [5, Табл. 12.13];

        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];

        =0,77 – масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [5, Табл. 12.2];

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

        =0,1 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения [5, Рис. 1.4].

;

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где:  – предел выносливости материала вала (сталь 40ХН) при симметричных циклах изгиба [5, Табл. 12.13];

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];

=0,86 – масштабный фактор [5, Табл. 12.2];

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

=0,1 – коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [5, Рис. 1.4].

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  

6. Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность.

6.1. Расчет подшипников первого вала.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7205 ГОСТ 333-79 (4, табл. 16.9).

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

e

Y

7205

25

52

24000

0,36

1,67

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

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к.  и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=0,4, 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 (5, Табл. 7.10.6);

p – показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

6.2. Расчет подшипников второго вала.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7207 ГОСТ 333-79 (4, табл. 16.9).

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

e

Y

7206

 30

  62

31000

0,36

1.64

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к.  и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=0,4, Y=1,62

, тогда  X=0,4, Y=1,62 (4, табл. 16.9).

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

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

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

p – показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

6.3. Расчет подшипников третьего вала.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7210 ГОСТ 333-79 (4, табл. 16.9).

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

e

Y

7207

35

72

38500

0,37

1,62

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к.  и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=1, Y=0

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

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

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

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

p – показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

6.3. Расчет подшипников четвертого вала.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7210 ГОСТ 333-79 (4, табл. 16.9).

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

e

Y

7210

50

90

56000

0,37

1,60

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к.  и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=1, Y=0

, тогда  X=1, Y=0 (4, табл. 16.9)..

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

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

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

p – показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

7. Расчет соединений вал-ступица

7.1. Методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78.

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, удерживающая упругую втулочно-пальцевую муфту.

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

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  6628  ГОСТ 23360-78.

7.3.Шпонка, удерживающая колесо конической передачи.

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, удерживающая колесо цилиндрической передачи первой ступени.

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

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  12844  ГОСТ 23360-78.

7.5. Шпонка, удерживающая колесо цилиндрической передачи второй ступени.

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

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  161085  ГОСТ 23360-78.

8. Выбор муфт

В данном редукторе предусмотрена установка двух муфт: одна, упругая втулочно-пальцевая для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя; вторая компенсирующая зубчатая для соединения выходного вала редуктора с приводным валом конвейера.

8.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая.

Исходя из диаметров входного вала редуктора и вала электродвигателя  выбираем  муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93.(5,  талбю13.3.1).

Условие прочности пальца на изгиб:

< (2, с. 189),

где  - номинальный крутящий момент на валу электродвигателя;

- коэффициент режима работы;                              

- диаметр окружности расположения пальцев;

Z=6 – число пальцев;

- диаметр пальца;

- длина пальца  (5, табл. 13.3.2) .

                                                      

, что меньше допускаемых напряжений

Определим условие прочности втулки на смятие

<,

где  - длина втулки                                                      [7, табл. 17.9]

, что меньше допускаемых напряжений на смятие резины .  

8.2. Зубчатая муфта.

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

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 .

9. Назначение посадок, отклонений форм и размеров

Посадки назначаем в соответствии с рекомендациями ([2], [4], [5], [6], [7]).

Посадки:

цилиндрического зубчатого колеса на вал Н7/p6;

конического зубчатого колеса на вал  Н7/p6;

муфты на входной вал редуктора  Н7/p6;

маслоотражательных колец  E9/k6;

крышек с манжетным уплотнением H7/h8;

крышек без манжетного уплотнения H7/d11;

стакана в корпус H7/js6;

шпонки в вал P9/h9;

шпонки в ступицу Js9/h9;

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников  Н7.

Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по m5.

10. Описание сборки, смазки и регулировки редуктора

10.1. Смазка редуктора.

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, 5.6 литра. 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-30А ГОСТ 20799-75.

Для смазки подшипников применяем  пластическую смазку Циатим-201 ГОСТ 6261-74

10.2. Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

- на быстроходный вал насаживают маслоотражательное кольцо и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С, устанавливают его в стакан;

- в промежуточные валы закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, а затем надевают маслоотражательное кольцо и устанавливают подшипники, нагретые предварительно в масле.

- на тихоходный вал устанавливают зубчатое колесо, маслоотражательное кольцо и устанавливают подшипники, нагретые предварительно в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для базирования крышки относительно корпуса используют конические штифты. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

10.3. Регулировка редуктора.

Регулировка зацепления конических колес  осуществляется набором регулировочных прокладок позиции 26. Регулировка радиально-упорных подшипников быстроходного вала осуществляется шлицевой гайкой позиции 36. Регулировка радиально-упорных подшипников промежуточных и тихоходного валов осуществляется набором регулировочных прокладок позиций 27, 28, 29.

11. Расчет звездочки привода конвейера.

Определяем

диаметр делительной окружности звездочки

мм.

диаметр наружной окружности звездочки

мм.

принимаем диаметр ролика цепи  мм                 

радиус закругления

мм

Диаметр окружности впадин звездочки

мм

высота зуба

мм

ширина зуба

мм

 

Список использованной литературы.

  1.  Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа, 1982г.
  2.  Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа, 1982г.
  3.  Детали машин; М.Н.Иванов – 5-е изд., - М.: Высшая школа., 1991г.
  4.  Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин, И.М.Чернин, Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.,1986г.
  5.  Детали машин, проектирование; Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2001г.
  6.  Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – М.:  Высшая школа, 1984г.
  7.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2001г.
  8.   Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. – Мн.: Вышэйшая школа, 2000г.
  9.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1978г. 
  10.  Курсовое проектирование деталей машин; С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. – 2-е изд., – М.: Машиностроение, 1988г.


PAGE  59


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

82381. Экзистенциализм – это гуманизм 59 KB
  Экзистенциализм -– это гуманизм является манифестом экзистенциальной философии декларацией ее основных принципов представленных в достаточно популярной форме. Сартар отвечает основным оппонентам критикующим экзистенциализм за пессимизм неверие в человека.
82383. Простые и составные числа. Разложение числа на простые множители. Конспект урока в 6 классе 79.5 KB
  Закрепить признаки делимости. Познакомить с понятием простого и составного числа, с таблицей простых чисел, научить применять полученные знания при разложении чисел на простые множители; развивать логическое мышление, память, познавательный интерес, продолжать формирование математической речи, отработка умения анализировать и сравнивать...
82385. Путешествие по странам мира. Великобритания 91.5 KB
  Государственный герб Соединенного Королевства Великобритании и Северной Ирландии изображен в виде щита, поддерживаемого с обеих сторон львом и лошадью - символы власти и труда. Щит разделен на четыре части, в каждой из которых заключены гербы Англии
82387. Классификация цепей поставок 246 KB
  Настоящий период развития рыночной экономики ознаменован возрастанием интереса к логистике и управлению цепями поставок. Глобализация рынка товаров и услуг, а также революционные изменения в информационных технологиях требуют обеспечения четкости физических потоков поставок как необходимого...
82388. Актуальные проблемы педагогики Высшей Школы 44.86 KB
  Нельзя делать из обучаемого кладовую фактов; попытки втиснуть в студентов массу фактов чисел; формул особенно эмпирических; формулировок; событий и дат это не обучение. Чтобы лекции не потеряли своей значимости и привлекательности для студентов необходимо повышение эмоциональной отдачи лектора: своего рода Закон сохранения эмоций.
82389. ВОЗРАСТНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ФУНКЦИОНАЛЬНОГО РАЗВИТИЯ МОЗГА У ШКОЛЬНИКОВ, ПРОЖИВАЮЩИХ В УСЛОВИЯХ ЕВРОПЕЙСКОГО СЕВЕРА 1.21 MB
  Одной из актуальных задач возрастной физиологии является выяснение основных принципов и закономерностей морфологического и функционального развития мозга и базовых нейрофизиологических механизмов обеспечивающих не только поддержание жизнедеятельности организма но и постепенное расширение...