87041

Привод цепного транспортера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия наилучшим образом, удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшей массе, габаритам, стоимости, наибольшему КПД, требуемой жесткости, надежности.

Русский

2015-04-13

13.55 MB

2 чел.

Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э.Баумана

Кафедра “Детали машин”

Привод цепного транспортера

Пояснительная записка

ДМ 312-05.00.00 ПЗ

Студент                                                    (Большаков А.Н.)  гр. РК4-61

Руководитель проекта                            (Попов П.К.)   

Москва

2005

Содержание.

1.Кинематический расчет

1.1 Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения. Потребляемую мощность (кВт) привода определяют по формуле:

,

где Ft - окружная сила, Ft= 7500 Н; V – скорость цепи, V=0,5 м/с; общ – общий КПД кинематической цепи.

,

где ред – КПД редуктора, ред = ; подш– КПД подшипника, подш =0,99; муф – КПД муфты, муф =0,98;

кВт

Для расчетов по таблице 15 [3, c. 31] выбирается электродвигатель АИР 132М8/720 с мощностью Pэ= 5,5 кВт.

Определяется частота вращения привода nпр (мин-1):

где D – диаметр звездочки:

где p – шаг тяговой цепи, p = 125 мм, z – число зубьев звёздочки, z=9

мин-1

Определяется общее передаточное число транспортёра uобщ:

где nэ – частота вращения электродвигателя, nэ=1430 мин-1.

Расчетная частота электродвигателя:

мин-1

По таблице 15 [3, c. 31] окончательно выбирается электродвигатель АИР 132М8/720 с мощностью Pэ= 5,5 кВт.

Так как мощность двигателя выбираем больше, то найдем максимальный момент, возникающий на выходном валу при максимальной мощности электродвигателя:

где - мощность на тихоходном валу:

кВт,

По этому значению вращательного момента будет производиться далее расчет.

2. Выбор варианта редуктора

Рис. 1

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия наилучшим образом, удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшей массе, габаритам, стоимости, наибольшему КПД, требуемой жесткости, надежности.

Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) и др. Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.

Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант.

На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчетов валов и  подшипников.

В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов серийное, то желательно чтобы размеры и стоимость были минимальны.

После анализа полученных результатов (см. распечатку) выбираем вариант №3, хотя масса механизма и габариты при варианте №2 меньше, но отношение передаточных чисел ступеней равно 1, что нежелательно.

3.Эскизное проектирование.

3.1 Предварительный расчет диаметров валов.

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42].

Для быстроходного вала:

где ТБ – вращающий момент на быстроходном валу.

 

 

По таблице 24 [2, стр. 410] выбираем стандартный диаметр: d = 32

Диаметр вала под подшипник качения:

по ряду нормальных линейных размеров принимаем dп=35 мм.

Диаметр заплечика подшипника:

по ряду нормальных линейных размеров

Для промежуточного вала:

где  - диаметр вала под колесо, Тпр – вращающий момент на промежуточном валу.

,

где  - передаточное число тихоходной ступени

по ряду нормальных линейных размеров dК = 55 мм.

Вал решаем делать гладким, поэтому принимаем: .

Для тихоходного вала:

по стандартному ряду  d = 70

Диаметр вала под подшипник качения:

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается dП = 75  

Диаметр заплечика подшипника:

принимается  = 80

Диаметр под колесо:

3.2 Предварительный расчет длин валов.

Предварительные оценки значений длин (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.49]:

Для быстроходного вала:

Длина посадочного вала:

Длина промежуточного участка:

Для тихоходного вала:

Длина посадочного вала:

Длина промежуточного участка:

Примерная длина хвостовика тихоходного вала:

По согласованию с руководителем проекта по технологическим и  конструкторским причинам, а также после предварительного силового анализа назначают диаметры валов по всей его длине:

Диаметр быстроходного вала      , диаметр вала под подшипник  ,

Диаметр промежуточного вала   

Диаметр тихоходного вала          

3.3 Конструирование зубчатой передачи.

При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампах. Так как объем выпуска 10000 штук в год, то применяют двусторонние штампы. Для свободной выемки заготовки из штампа принимают значения    и радиусов закруглений

3.3.1. Конструирование колеса быстроходной ступени.

Материал сталь 45 ГОСТ4543-71

Ширина венца 27

Число зубьев 132

Длина ступицы

Диаметр ступицы

Модуль зацепления

Ширина торцов венца

Фаски на торцах венца

Угол фаски

Толщина диска

3.3.2. Конструирование колеса тихоходной ступени.

Материал сталь 45 ГОСТ4543-71

Ширина венца

Число зубьев 115

Длина ступицы

Диаметр ступицы

Модуль зацепления

Ширина торцов венца

Фаски на торцах венца

Угол фаски

Толщина диска

3.3.3. Конструирование шестерни быстроходной ступени.

Выполняют шестерню за одно целое с валом (вал-шестерня) т.к. качество вала-шестерни выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. Все параметры берутся из распечатки.

3.3.4. Конструирование шестерни тихоходной ступени.

Выполняют шестерню за одно целое с валом (вал-шестерня) т.к. качество вала-шестерни выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. Все параметры берутся из распечатки.

3.4 Конструирование крышек подшипников.

Материал для всех крышек подшипников СЧ15.

Все крышки назначаются закладными. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка

образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса. При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету

3.4.1. Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала

Наружный диаметр крышки

Толщина стенки

Толщина боковой стенки

Размеры других элементов:

 

Длину  желательно выбирать таким образом, чтобы при сборке редуктора крышки всех подшипников находились на одном уровне и имели одну высоту. Это условие необходимо для облегчения сборки редуктора.

3.4.2. Конструирование крышки подшипника для промежуточного вала

Наружный диаметр крышки

Толщина стенки

Толщина боковой стенки

Размеры других элементов:

 

3.4.3. Конструирование крышки подшипника для тихоходного вала

Наружный диаметр крышки

Толщина стенки

Толщина боковой стенки

Размеры других элементов:

3.5 Конструирование корпуса.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:

,

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

Расстояние между торцовыми поверхностями колес:

Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса:

Корпус имеет довольно простую форму, поэтому, сравнивая литье по выпловляемым моделям и литье в оболочковые формы, которое значительно дешевле первого, выбираем второй способ. Этот способ применяется для отливок простой формы из чугуна и стали.

3.6 Конструирование крышки люков.

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки. Конструируют крышку-отдушину.

Параметры крышки:

Длина крышки  

Толщина штампованного стального листа

4. Проверочный расчет валов на прочность.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

4.1. Расчет быстроходного вала

4.1.1. Расчетная схема представлена на рис.1:

рис.

Эпюры от окружной силы T(x):

Эпюры от радиальной силы P(y), момента от осевой силы МQ1,Q2 , крутящего момента Мкр:

Определяем максимальный суммарный изгибающий момент, действующий на первый вал:

Эквивалентный момент:

Так как вал работает при симметричном цикле напряжений, то коэффициент запаса определяется по формулам:

Допускаемое напряжение изгиба:

Коэффициент запаса:

Быстроходный вал прочен.

4.2. Расчет промежуточного вала

4.2.1. Расчет на статическую прочность

Расчетная схема представлена на рис.2:

рис.

Эпюры от окружной силы T(x):

Эпюры от радиальной силы P(y), момента от осевой силы МQ1,Q2 , крутящего момента Мкр:

Определяем максимальный суммарный изгибающий момент, действующий на второй вал:

Эквивалентный момент:

Так как вал работает при симметричном цикле напряжений, то коэффициент запаса определяется по формулам:

Допускаемое напряжение изгиба:

Коэффициент запаса:

Где -предел выносливости материала;

К-коэффициент концентрации напряжений. В расчётах принимается: 1,5-2.

Промежуточный вал прочен.

4.3. Расчет тихоходного вала

4.3.1. Расчет на статическую прочность

Расчетная схема представлена на рис.3:

рис.

Эпюры от окружной силы T(x):

Эпюры от радиальной силы P(y),крутящего момента Мкр:

Определяем максимальный суммарный изгибающий момент, действующий на третий вал:

Эквивалентный момент:

Так как вал работает при симметричном цикле напряжений, то коэффициент запаса определяется по формулам:

Допускаемое напряжение изгиба:

Коэффициент запаса:

Где -предел выносливости материала;

К-коэффициент концентрации напряжений. В расчётах принимается: 1,5-2.

Тихоходный вал прочен.

4.3.2. Расчет на сопротивление усталости

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.

,

где S и S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Для проверочного расчета на сопротивление усталости выбираются сечения 1 и 2 т.к. в сечении большой момент и шпоночная канавка, а в сечении 1 большой момент и соединение с натягом  

Сечение 1:

Коэффициенты

берутся по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

>[S]

Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2:

Коэффициенты

берутся по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

>[S]

Значит, вал в сечении 2 прочен.

Тихоходный вал прочен.

4.4. Расчет приводного вала на статическую прочность

Материал – сталь 45

Эпюры от заданных сил:

Максимальный изгибающий момент: Н

Крутящий момент:  Нм

Эквивалентный момент:

Так как вал работает при симметричном цикле напряжений, то коэффициент запаса определяется по формулам:

Допускаемое напряжение изгиба:

Коэффициент запаса:

Где -предел выносливости материала;

К-коэффициент концентрации напряжений. В расчётах принимается: 1,5-2.

Приводной вал прочен.

5. Расчет подшипников.

5.1 Выбор типа и схемы установки подшипников

Так как неизбежны  погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника, что может вызвать заклинивание узла.

Предварительно назначаются роликоподшипники легкой серии для всех валов редуктора:

Для быстроходного вала:  подшипник 2207 ГОСТ 8328-75 с параметрами:

d = 35 мм, D = 72 мм, В = 17 мм , Cr = 31,9 кH, Cor = 17,6 кH.

     Для промежуточного вала: подшипник 12211 ГОСТ 8328-75 с параметрами:

 d = 55 мм, D = 100 мм, В = 21 мм, Cr = 56,1 кH, Cor = 34,0 кH.

     Для тихоходного вала подшипник роликовый радиальный: подшипник 1215

ГОСТ 8328-75 с параметрами:

 d = 75 мм, D = 130 мм, В = 25 мм, Cr = 91,3 кH, Cor = 63,0 кH.

5.2 Расчет подшипников на быстроходном валу

5.2.1. Определение сил, нагружающих подшипник.

 

Суммарные реакции:

 

 

Реакции от консольной нагрузки:

,

Суммарные реакции на валу:

5.2.2. Выбор подшипника

Выбирается подшипник 2207 ГОСТ 8328-75 с параметрами:

d = 35 мм, D = 72 мм, В = 17 мм , Cr = 31,9 кH, Cor = 17,6 кH.

Более нагруженной является опора 2. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

5.2.3. Расчет на ресурс

Радиальная сила

где  - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III  [2 c.108].

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит X=1. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где  - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107];  - температурный коэффициент,  [2 c.107].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч):

где  - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c.108] ;  - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации,  [2 c.108].

, следовательно выбранный подшипник подходит.

5.2.4. Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение местное

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружнего кольца подшипника - колебательное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

5.3 Расчет подшипников на тихоходном валу.

5.3.1. Определение сил, нагружающих подшипник

Реакции от консольной нагрузки.

Полные реакции.

Осевых сил нет, так как они компенсируются.

Более нагруженной является опора 2. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

5.3.2. Выбор подшипника

Выбирается подшипник роликовый радиальный: подшипник 1215

ГОСТ 8328-75 с параметрами:

 d = 75 мм, D = 130 мм, В = 25 мм, Cr = 91,3 кH, Cor = 63,0 кH.

5.3.3. Расчет на ресурс

Определение эквивалентной нагрузки:

,  

Рассчитывается ресурс:

, следовательно выбранный подшипник подходит.

5.3.4. Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружнего кольца подшипника - местное

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

5.4 Расчет подшипников на промежуточном  валу.

5.4.1. Определение сил, нагружающих подшипник 

Силы, действующие в зацеплении:

Суммарные реакции:

     5.4.2. Выбор подшипника

Выбирается подшипник 12211 ГОСТ 8328-75 с параметрами:

 d = 55 мм, D = 100 мм, В = 21 мм, Cr = 56,1 кH, Cor = 34,0 кH.

5.4.3. Расчет на ресурс

Определение эквивалентной нагрузки:

Значит Х=1;

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

Рассчитывается ресурс:

, следовательно выбранный подшипник подходит.

5.4.4. Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружнего кольца подшипника – местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

5.5 Расчет подшипников приводного вала.

5.5.1. Определение сил, нагружающих подшипник 

Предварительные размеры приводного вала:

Диаметр вала:

 

Высота заплечика:

Координата фаски подшипника:

Диаметр вала под подшипник качения:

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается dП = 75  

Диаметр заплечика подшипника:

принимается  = 80

Из-за модификации и усовершенствования конструкции редуктора диаметры вала будут отличаться от первоначальных размеров.

5.5.2. Определение сил, нагружающих подшипник 

Суммарные реакции на опоры:

Н

Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.

 

5.5.3. Выбор подшипника

Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный средней серии 1215 ГОСТ 28428-90 с  параметрами:

d = 75 мм, D = 130 мм, В = 25 мм, Cr = 39,0 кH, Cor = 21,6 кH.

e=0,23

5.5.4. Расчет на ресурс

X=1, Y=0

Определение эквивалентной нагрузки:

Определение расчетного ресурса:

Для сферического подшипника

, следовательно выбранный подшипник подходит.

4

5.5.5. Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал к6

Нагружение наружнего кольца подшипника - местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

6. Расчет соединений.

6.1. Шпоночные соединения

Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.

6.1.1. Шпонка на тихоходном валу 

Для : b=20 мм, h=12, L=125мм по таблице 24.29 [2 c. 433].

Для стальной  неподвижной шпонки принимается

мм

МПа

6.1.2 Шпонка на быстроходном валу

Для : b=10 мм, h=8, L=70мм по таблице 24.29 [2 c. 433].

Для стальной  неподвижной шпонки принимается

мм

МПа

6.1.3 Шпонка на приводном валу

Для : b=20 мм, h=12, L=80мм по таблице 24.29 [2 c. 433].

Для стальной  неподвижной шпонки принимается

мм

МПа

6.1.4 Шпонки на приводном валу в соединении «вал-звёздочка»

Для : b=24 мм, h=14, L=63мм по таблице 24.29 [2 c. 433].

Для стальной  неподвижной шпонки принимается

мм

МПа

6.2. Расчет соединений с натягом

6.2.1 Расчет посадки тихоходного вала и колеса:

Давление p ( МПа ), необходимое для передачи вращающего момента TТ ( Н м ):

где k - коэффициент запаса сцепления, k = 3; f - коэффициент трения, f = 0.14 (сталь-сталь), d - диаметр вала, d = 75 мм; l - посадочная длина,     l = 69мм;

Необходимый расчетный натяг  , мкм:

где Е1 , Е2 - модули упругости первого рода,  Е1 = Е2 = Е = 2,1105  МПа;

35

С1 , С2 - коэффициенты жесткости:

          

 - коэффициент Пуассона,   =   =   =0.3 , вал - сплошной, d1 = 0, d2 - диаметр ступицы, d2 = 120 мм;

Поправка на обмятие неровностей ( мкм ):

где R , R - средние арифметические отклонения профиля поверхностей, Ra1 = 1,6мкм, Ra2 = 1,6мкм;

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего момента:

 

Максимальный натяг ( мкм ), допускаемый прочностью ступицы:

Здесь  - максимальная деформация, допускаемая прочностью ступицы,  [p]max - максимальное давление, допускаемое прочностью ступицы    -  для Стали 45   =650 МПа

Условия пригодности посадки:

Походит посадка   

6.2.2 Выбор посадки промежуточного вала и колёс:

Давление p ( МПа ), необходимое для передачи вращающего момента TТ ( Н м ):

где k - коэффициент запаса сцепления, k = 3; f - коэффициент трения, f = 0.14 (сталь-сталь), d - диаметр вала, d = 55 мм; l - посадочная длина,     l = 35мм;

Необходимый расчетный натяг  , мкм:

где Е1 , Е2 - модули упругости первого рода,  Е1 = Е2 = Е = 2,1105  МПа;

С1 , С2 - коэффициенты жесткости:

          

 - коэффициент Пуассона,   =   =   =0.3 , вал - сплошной, d1 = 0, d2 - диаметр ступицы, d2 = 77 мм;

Поправка на обмятие неровностей ( мкм ):

где R , R - средние арифметические отклонения профиля поверхностей, Ra1 = 1,6мкм, Ra2 = 1,6мкм;

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего момента:

 

Максимальный натяг ( мкм ), допускаемый прочностью ступицы:

Здесь  - максимальная деформация, допускаемая прочностью ступицы,  [p]max - максимальное давление, допускаемое прочностью ступицы    -  для Стали 45   =650 МПа

Условия пригодности посадки:

Походит посадка   

8. Расчёт упруго-предохранительной муфты.

Внутренний диаметр дисков:

Где d-диаметр вала.

Наружный диаметр дисков:

Допускаемое удельное давление:

Число пар трущихся поверхностей:

f=0,3-ферродо по стали.

Необходимая сила сжатия дисков:

9. Выбор упругой муфты.

По аталасу деталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругую втулочно-пальцевую.

10. Выбор смазочных материалов

   10.1. Смазывание передач

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в  воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую  вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения (из распечатки).

По таблице 11.1 [2 c. 173] выбирается кинематическая вязкость масла 28. По таблице 11.2 [2 c. 173] выбирается марка масла И-Г-А-32.

И – индустриальное

Г – для гидравлических систем

А – масло без присадок

32 – класс кинематической вязкости

Так  как , то необходимо погружать в масло колеса обоих  ступеней.

10.2. Смазывание подшипников

При катрерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. Т.к. окружная скорость колес больше 1, то брызгами масла будут покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.

Подшипники быстроходного вала защищены маслоотражательным кольцом и будут смазываться масляным туманом.

11. Список используемой литературы.

  1.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3  М., Машиностроение, 1982.
  2.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Л., Высшая школа, 2000.
  3.  Буланже А.В., Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Методическое указание по расчету на прочность цилиндрических и конических передач. М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1990
  4.  Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. Л., Машиностроение, 1979.
  5.  Тибанов В.П., Варламова Л.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999.
  6.  Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.
  7.  Иванов М. Н., Иванов В. Н., Детали машин. Курсовое проектирование., Высшая школа, 1975.

 

 

Для заметок.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

32078. Психология рекламы и маркетинга 58.5 KB
  Пси рекламы и маркетинга. Основные аспекты работы социального психолога в сфере рекламы и маркетинга. технологии воздействия 12 шагов МакГрайра технологическая модель воздействия от узнавания продукта до согласия купит и до любви к нему Виды рекламы. Реклама в местах продажи вывески магазинов упаковка с фирменным логотипом Виды рекламы: 1.
32079. Структура, функции и тенденции развития современной семьи 41.5 KB
  Структура функции и тенденции развития современной семьи. Исходя из этого в изучении семьи можно отталкиваться от тех потребностей которые важны для супругов создавших семью и тех на которые рассчитывает в отношении семьи общество. Сфера жизнедеятельности семьи непосредственно связанная с удовлетворением определенных потребностей ее членов функция семьи. Навайтис: основные группы семейных потребностей: создание и поддержание материальных условий жизнедеятельности семьи; потребности в любви и опеке связанные с материнством; ...
32080. Социальная политическая психология 70.5 KB
  Социальная политическая психология Политическая Пс наука изучающая психологические компоненты политической жизни общества настроения мнения чувства ценности которые формируются и проявляются на уровне политического сознания наций классов соц групп правительств индивидов. Основные категории и принципы политической психологии Категории: 1 политическое сознание обозначает результат восприятия субъектом той части окружающей его действительности которая связана с политикой и в которую включен он сам а также его действия и...
32081. Тренинг как разновидность активной групповой психологической работы 53.5 KB
  Специфические черты тренингов: соблюдение ряда принципов групповой работы; нацеленность на психологическую помощь участникам группы в саморазвитии при этом такая помощь исходит не только а порой и не столько от ведущего сколько от самих участников; наличие более или менее постоянной группы обычно от 7 до 15 человек периодически собирающейся на встречи или работающей непрерывно в течение двухпяти дней так называемые группымарафоны; определенная пространственная организация; акцент па взаимоотношениях между участниками...
32082. Мотивация просоциального поведения и социальной самореализации (по Хекхаузену) 61 KB
  С незнакомым: чем сильнее ожидание успеха тем выше положительная привлекательность и наоборот все наоборот в мотиве достижения: чем выше вероятность успеха и следовательно легкость задания тем меньше привлекательность успеха и наоборот. Ответственность как устойчивая черта характера напрямую связана с такими личностными параметрами как интернальностьэкстернальность и мотивация достижения. Феномены власти чрезвычайно сложны основываются на повсеместно встречающейся ситуации социального конфликта возникающего изза несовместимости...
32083. Мотивация асоциального поведения 42 KB
  Понятие агрессии. Для понимания причин агрессии необходимо учитывать то каким путем агрессивная модель поведения была усвоена факторы которые спровоцировали ее проявление и условия способствующие закреплению данной модели поведения. Предполагается что агрессивные реакции могут быть усвоены путем наблюдения проявлений агрессии. фрустрации агрессии сформулирован Доллардом и др.
32084. Социальная психология административной и управленческой деятельности 96 KB
  Основная цель: разработка универсальных принципов управления пригодных ко всем типам организации. Было выявлено существование формальных и неформальных групп в организации и их влияние на поведение работников. потребности отказ от необходимости жесткой иерархии власти жесткие рамки не совместимы с природой человека; ответственность за решение проблем в организации лежит на менеджере; роль неформальных отношений. Главное квалификация уровень ее мотивации формы организации труда.
32085. Профессиональный стресс 55.5 KB
  Профессиональный стресс Литра: Пряжников Николай Сергеевич 1. Социально экономическая значимость изучения стресса Сама проблема профессионального стресса остро заявила о себе именно в ХХ столетии.дистреса: 1 человек встречаясь с какойто сложностью не может полноценно реализовать накопившуюся энергию вызванную физиологическим механизмом стресса и тогда эта энергия начинает разрушать самого человека.Классическая теория стресса Ганса Селье современное применение теории 1936г.
32086. Основные этапы в развитии социальной психологии 71.5 KB
  История формирования социальнопсихологических идей Основные этапы в развитии социальной психологии. Выделяют 3 этапа в истории зарубежной социальной психологии: 1 философский античность сер. Накопление социальнопсихологических знаний в сфере философии и зарождающейся в ее недрах психологии. История социальной психологии как научной дисциплины относительно молодая отрасль знания.