923

Моделирование и проектирование привода ленточного транспортёра

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Предварительные расчеты при подготовке данных для расчета передач на ЭВМ. Эскизное проектирование редуктора. Конструктивные размеры зубчатых колес редуктора. Выбор типа и схемы установки подшипников. Расчет валов редуктора и приводного вала на прочность. Расчет промежуточного вала.

Русский

2013-01-06

368 KB

46 чел.

Московский ордена Ленина, ордена  Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени Государственный Технический Университет им. Н.Э.Баумана

Кафедра «Детали Машин»

Привод ленточного транспортёра

Пояснительная записка

Студент_______________________________________________(Курочкин А.С.)           Группа СМ1-62

Руководитель проекта___________________________________(Воробьёв А.Н.)

2011г


Задание на проект.

Введение.

1. Предварительные расчеты  при подготовке данных для расчета передач на ЭВМ

2. Анализ результатов расчета передач на ЭВМ.

3 Эскизное проектирование редуктора

3.1. Быстроходный  вал

3.2. Промежуточный  вал

3.3. Тихоходный  вал.

         3.4. Конструктивные размеры зубчатых колес редуктора

4. Расчет  подшипников

        4.1 Выбор типа и схемы установки подшипников.

4.2. Быстроходный  вал15

4.3. Тихоходный  вал.

4.4. Расчет промежуточного вала

4.5. Расчет приводного вала.1

5. Расчет  валов  редуктора и приводного вала на  прочность.

5.1. Быстроходный  вал

5.2. Тихоходный  вал.

5.3. Расчет промежуточного вала

5.4. Расчет приводного вала.

6. Расчет соединений.

6.1. Соединения с натягом

6.2. Шпоночные соединения.

6.3. Сварные соединения.

7. Расчет муфт.

7.1.Расчет упругой муфты.

7.2. Подбор жесткой муфты.

8. Система смазывания


1.Введение

Краткое описание привода.

Ленточный транспортер - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения различных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении.

Привод ленточного транспортера состоит из электродвигателя 1, коническо-цилиндрического редуктора 2, компенсирующей жесткой муфты 4, приводного вала 3.

Назначение составляющих привода:

  1.  Редуктор (2) служит для преобразования движения с изменением угловых скоростей и моментов с помощью зубчатых передач. Корпус определяет взаимное расположение деталей передач, воспринимает возникающие силы, служит для защиты деталей от загрязнения и обеспечения смазывания.
  2.  компенсирующая жесткая муфта (4), в данном случае зубчатая муфта. Предназначена для передачи момента с редуктора на вал при небольших угловых, радиальных и осевых смещениях валов.
  3.  Приводной вал (3) предназначен для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей.

В данном проекте разработан привод ленточного транспортера. Транспортер состоит из двигателя 4А112М4У3, коническо-цилиндрического редуктора, приводного вала и присоединительных элементов. Разработаны и рассчитаны коническо-цилиндрический редуктор, упругая компенсирующая муфта и приводной вал.

1.Анализ передаточного механизма

1.1Анализ механизма в целом.

  1.  Общий коэффициент полезного действия

где

- КПД муфт;

- КПД цилиндрической передачи;

- КПД конической передачи;

Тогда

  1.  Частота вращения приводного вала.

где

 V - скорость ленты транспортёра;

 D - диаметр барабана.

  1.  Вращающий момент на тихоходном валу.

где  - окружная сила на барабане;

  1.   Анализ коническо-цилиндрического зубчатого редуктора.
    1.  Частота вращения вала  колеса тихоходной ступени

  1.  Вращающий момент на валу тихоходной ступени редуктора.

  1.  Предварительные результаты вычислений на ЭВМ и их анализ.
    1.  Результаты расчёта на ЭВМ.

В результате вычислений, были получены данные прил.А.

  1.  Анализ результатов расчёта на ЭВМ.

1 Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости диаметр d (мм) концевого участка быстроходного вала [2, стр. 39]

 

где К = 8 для конических передач;

В связи с обычным по соображением жестокости увеличением диаметра вала от концевого участка к участку расположения шестерни необходимо выполнение условия:

 

Для вариантов 1-9:

29.09,

где

Тогда d=24.604 мм и  мм. Из рассмотрения исключаются варианты 7-9.

2. Для коническо-цилиндрических зубчатых редукторов общего назначения, наиболее благоприятное передаточное отношение тихоходной ступени

Для вариантов 1-9, и отношение передаточных чисел ступеней

.

Значения для вариантов 10-18,

Аналогично значения для вариантов 19-27,

Наиболее близкими к  требуемым значениям являются варианты 2, 5, 12, 14, 20, 23.

3. С целью получения наилучших условий смазки (погружением в масляную ванну зубчатых колес обеих ступеней) желательно иметь отношение диаметров колёс тихоходной и быстроходной ступеней по возможности наименьшим.

Выбираем вариант с наименьшей массой при выполнении перечисленных выше конструктивных ограничений.

Для дальнейшей проработки принимаем вариант №6.

  1.  Итоговый результат расчёта на ЭВМ.

В результате расчёта были получены данные, приведённые в прил.Б.

  1.  
    Эскизное проектирование редуктора.
    1.  Быстроходный вал.

Вращающий момент на валу .

Расчётный диаметр

.

После расчёта имеем

.

В ряду стандартных линейных размеров, ближайшим является .

Высота заплечика .

.

По ряду стандартных линейных размеров .

Диаметр резьбы

Диаметр посадочной поверхности подшипников

Координата фаски конического подшипника с полученным посадочным диаметром

И диаметр бортика для упора подшипника

.

В ряду стандартных линейных размеров, ближайшим является

  1.  Промежуточный вал.

Вращающий момент на валу .

Расчётный диаметр посадочной поверхности колеса

.

Передача коническая, для неё требуются конические роликовые подшипники, поэтому коэффициент выбран равным 7. После расчёта имеем

.

В ряду стандартных линейных размеров, ближайшим является .

Тогда размер фаски колеса и диаметр буртика для упора колеса

.

В ряду стандартных линейных размеров, ближайшим является .

Диаметр посадочной поверхности подшипника

.

Диаметр буртика для упора подшипника

.

  1.  Тихоходный вал.

Вращающий момент на валу .

Расчётный диаметр

.

На вал посажено прямозубое цилиндрическое колесо, поэтому будут использоваться конические роликовые подшипники, и коэффициент принят равным 7. Тогда выходной диаметр вала

.

В ряду стандартных линейных размеров, ближайшим является .

Высота заплечика , и диаметр посадочной поверхности подшипника

.

По ряду стандартных линейных размеров, .

Координата фаски конического подшипника , и диаметр буртика для упора подшипника

.

Посадочный размер колеса .

3.4. Конструктивные размеры зубчатых колес редуктора.

3.4.1 Зубчатое колесо быстроходной ступени.

Длину ступицы посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины  зубчатого венца. Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (при расчете соединения, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d.

Длина ступицы: обычно  примем предварительно:

Диаметр ступицы назначают в зависимости от материала. Для стали: dст=(1,5…1.55)dк2=1,5548+10=84,4 мм.

Ширина торца: S=2,5m+2=2,53,28+2=10,2 мм.

Толщина C: , где

С=12 мм

3.4.2 Зубчатое колесо тихоходной ступени

Длина ступицы: ,

Диаметр ступицы: dст=1,55d=95 мм.

Ширина торца:

Толщина диска C: , где

С=18 мм.

3.4.3 Расстояние между деталями передач. 

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а, (мм) [2, стр. 45]:

              а ≈ +3, где

L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

L = 360мм

а ≈ +3 = 11 мм..

  Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес

b0 ≥ 4а,

                                  b0 = 4·11 = 44мм,

принимаем b0 = 45мм.

Расстояние между торцевыми поверхностями колеса и шестерне на промежуточном валу:

                                   с = (0.3...0.5) а;

                                   с = 0.5 11=5.5 мм,

принимаем с =  6 мм.

Для редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле

= 1.3    6мм,

где Т = 576 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу.

= 1.3 = 6,36мм.  

Принимаем, = 6,7 мм.

Толщина стенки крышки корпуса

  1 = 0.9 = 6,3мм,

  1.  
    Расчет подшипников.

4.1 Выбор типа и схемы установки подшипников.

Конические колеса должны быть жестко зафиксированы в осевом направлении. Поэтому для опор быстроходного вала с конической шестерней применяются конические роликовые подшипники. Схему установки принимаем “врастяжку”, обеспечивая фиксацию опор и малую вероятность защемления подшипников вследствие температурных деформаций (частота вращения вала 1073,4 ). Для удобства регулирования осевого положения шестерни опора заключена в стакан.

Для опор промежуточного вала с коническим колесом применяются конические роликовые подшипники для жесткой фиксации в осевом направлении. Схему установки принимаем “враспор”, фиксируя обе опоры.

Для опор выходного вала применяются конические роликовые подшипники.

4.2 Расчет подшипников на быстроходном валу.

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7207А (по ГОСТ 27365-87).

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведенных через середины контактных площадок. Для роликовых конических однорядных подшипников расстояние а между этой точкой и торцом подшипника может быть определено по формуле: a=0.5[T+(d+D)e/3]=0.5[30.1+(40+94)0.37/3]=23.31 мм.

Силы в зацеплении:

Ft=1751H,

Fa=1362H,

Fr=491H,

Значения консольных сил Fк, Н, на валах редукторов общемашиностроительного применения регламентированы ГОСТ 50891-96:

Для входных валов редукторов

Fк=125*Т1/2б=686Н.

Определим реакции  и (рис.1, приложение В)

: в вертикальной плоскости ZOX:

в горизонтальной плоскости XOY:

: в вертикальной плоскости ZOX:

в горизонтальной плоскости XOY:

Радиальная реакция опор от действия силы  (рис. 2).

Реакции опор для расчета подшипников:

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности: Ке=0,63.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Эквивалентные нагрузки:

Для выбранных подшипников из таблицы 24.16 находим:

Сr=48400 H, e=0,37. Y=1,6. X=0,4

Минимальные необходимые для нормальной работы осевые силы:

Подшипники установлены врастяжку.

      858     1345     487

Из условия равновесия вала находим:

Расчет подшипников на статическую грузоподъемность:

Определим эквивалентную статическую радиальную нагрузку Por.

;

Y0=0.9 (по таблице 24.16[1]), X0=0.5 (по таблице 7.5[1]).

Тогда

По таблице 24.16[1] статическая радиальная грузоподъемность подшипника С0r=32500 Н.

Для наиболее нагруженной опоры Рor1<Cor => статическая прочность обеспечена.

Расчет подшипника на заданный ресурс:

, тогда коэффициенты радиальной и осевых нагрузок равны соответственно: Х=0.4, Y=1.6

(Коэффициент вращения кольца V=1, т. к. вращается внутреннее кольцо подшипника относительно вектора радиальной силы.)

, тогда коэффициенты радиальной и осевой нагрузок равны соответственно: Х=1, Y=0;

Эквивалентные динамические нагрузки для первой и второй опоры:

Коэффициент динамичности КБ=1,4(перегрузка до 150%), КТ=1(Т<1000С).

Для более нагруженной опоры 1:

a1 – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности (принимаем равным единице по таблице 7.7 [1], a23 – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника и условий его работы. k – показатель степени, равный для роликовых подшипников 10/3.

Так как расчетный ресурс больше допустимого и выполняется условие , то подшипник 7207А подходит.


4.3. Расчет подшипников на промежуточном валу.

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7207А (по ГОСТ 27365-87).

a=0.5[T+(d+D)e/3]=0.5[30.1+(50+90)0.37/3]=23.68 мм.

Силы в зацеплении:

Ftк=1751 H,

Faк=1362 H,

Frк=491 H,

Ftш=5059 H,

Faш=1153 H,

Frш=1889 H,

Определим реакции  и (рис.3, приложение В)

: в вертикальной плоскости ZOX:

в горизонтальной плоскости XOY:

Реакции опор для расчета подшипников:

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности : Ке=0,63.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Эквивалентные нагрузки:

Для выбранных подшипников из таблицы 24.16 находим:

Сr=48400 H, e=0,37. Y=1,6. X=0,4

Минимальные необходимые для нормальной работы осевые силы:

Подшипники установлены враспор.

        Fa1                                  Fak                  Faш                   Fa2

      1312Н                   858Н                726Н                1180Н

Из условия равновесия вала находим:

Расчет подшипников на статическую грузоподъемность:

Определим эквивалентную статическую радиальную нагрузку Por.

;

Y0=0.9 , X0=0.5. Тогда

С0r=32500 Н. Для наиболее нагруженной опоры Рor1<Cor => статическая прочность обеспечена.

Расчет подшипника на заданный ресурс:

, Х=0.4, Y=1.6

, Х=1, Y=0;

Эквивалентные динамические нагрузки для первой и второй опоры:

Для более нагруженной опоры 1:

Так как расчетный ресурс больше допустимого и выполняется условие , то подшипник 7207А подходит.

  1.  
    Тихоходный вал.

Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7207А.

Расчетная схема – приложение В, рис. 4.

Cилы в зацеплении:

Ft=5059H,

Fa=1153H,

Fr=1889H.

Консольная нагрузка:

Fк=

1.Определяем реакции от сил на колесе.

: в вертикальной плоскости ZOX:

в горизонтальной плоскости XOY:

: в вертикальной плоскости ZOX:

в горизонтальной плоскости XOY:

Радиальная реакция опор от консольной нагрузки (рис. 5).

Реакции опор для расчета подшипников:

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности: Ке=0,63.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Эквивалентные нагрузки:

Для выбранных подшипников:

d=65 мм, D=120 мм => ,

По таблице 7.3 [1], выбираем f0=14.4;

Рассчитаем коэффициент е осевого нагружения:

Расчет подшипников на статическую грузоподъемность:

Определим эквивалентную статическую радиальную нагрузку Por.

;

Y0=0.5, X0=0.6 (по таблице 7.5[1]).

Тогда для наиболее нагруженной опоры:

Рor1<Cor => статическая прочность обеспечена.

Расчет подшипника на заданный ресурс:

;

,

тогда: Х=1, Y=0;

Эквивалентные динамические нагрузки для первой и второй опоры:

Коэффициент динамичности КБ=1,4(перегрузка до 150%), КТ=1(Т<1000С).

Для более нагруженной опоры 1:

Так как расчетный ресурс больше допустимого и выполняется условие , то подшипник подходит.

  1.  
    Приводной вал.

Расчетная схема – приложение В, рис. 6.

Cилы в зацеплении:

Ft=3150H,

Определим реакции:

: в вертикальной плоскости ZOX:

: в горизонтальной плоскости УOX:

Радиальная реакция опор от консольной нагрузки (рис. 7).

Реакции опор для расчета подшипников:

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности: Ке=0,63.

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Эквивалентные нагрузки:

Для выбранных подшипников:

, e=0.23,X=1,Y=4,31(Fa=0).

Расчет подшипников на статическую грузоподъемность:

Определим эквивалентную статическую радиальную нагрузку Por.

;

Y0=2.92, X0=1 (по таблице 7.5[1]).

Тогда для наиболее нагруженной опоры:

Рor1<Cor => статическая прочность обеспечена.

Х=1, Y=4.31;

Эквивалентная динамическая нагрузка для наиболее нагруженной опоры:

Расчетный ресурс больше требуемого и условие  так же выполняется.

  1.  
    Расчет валов на прочность.
    1.  Быстроходный вал.

Расчетная схема, рис. 8

Материал вала сталь 40Х с параметрами

Кп=2,2=Тмакс/Т – максимальный кратковременно действующий момент (момент перегрузки)/номинальный (расчетный) момент.

Предположительно опасны сечения 1 и 2.

  1.  
    Промежуточный вал.

Расчетная схема, рис. 9

Материал вала сталь 40Х с параметрами

Кп=2,2=Тмакс/Т – максимальный кратковременно действующий момент (момент перегрузки)/номинальный (расчетный) момент.

Предположительно опасны сечения 1 и 2.

  1.  
    Выходной вал.

Расчетная схема, рис.10

Материал вала сталь 40Х с параметрами

Кп=2,2=Тмакс/Т – максимальный кратковременно действующий момент (момент перегрузки)/номинальный (расчетный) момент.

Предположительно опасны сечения 1 и 2.


Сечение 1

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициент концентрации напряжений:

(4+1/0,91-1)/1=4,1;

(2,4+1/0,95-1)/1=2,5;

где =4 по таб.10.13[1]; 2,4 по таб.10.13[1];

Kv-коэффициент влияния шероховатости (таб.10.9[1];

KV=1- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (таб.10.9[1]);

Пределы  выносливости вала в сечении

370/4=92.5МПа

210/2,4=87.5МПа.

Коэффициент влияния асимметрии цикла

0.09/2,4=0.038, где -коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.(таб.10.2[1].

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

92.5/15.7=5,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

87,5/(4,3+0.0384,3)=19,6

Результирующий коэффициент запаса прочности

5,919,6/5,65[s]=1…3

Сечение 2.

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.

Для данной точки,

-коэффициенты концентрации напряжений (посадка с натягом на вал 70 из стали 40Х);

-коэффициенты влияния качества поверхности (посадочную поверхность подшипника шлифуют до Ra=0.8мкм);

-коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Тогда, коэффициенты снижения предела выносливости равны

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла

Коэффициенты запаса:

Сечение 3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

.

Коэффициент  концентрации напряжений:

.

=2 по таб.10.11[1]; =1,7 по таб.10.11[1];

Пределы выносливости вала в сечении

3

210/3=70МПа.

Коэффициент влияния асимметрии цикла

0.09/3=0.03 где -коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.(таб.10.2[1].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

85,71/(45,9+0.0345,9)=1,85

Результирующий коэффициент запаса прочности

1,85[s]=1…3

  1.  Приводной вал

Расчетная схема, рис.11

Материал вала сталь 40Х с параметрами

Кп=2,2=Тмакс/Т – максимальный кратковременно действующий момент (момент перегрузки)/номинальный (расчетный) момент.

Предположительно опасны сечения 1 и 2.

  1.  Расчет соединений

6.1. Соединения с натягом.

Крепление колес к валам.

Для того, чтобы получить максимальную жёсткость при минимальных размерах, а также максимально упростить сборку и повысить уровень технологичности, выбираем посадку колёс с натягом. Сборку будем проводить запрессовкой.

  1.  Промежуточная ступень.

1. Среднее контактное давление.

2.Потребная деформация деталей.

3.Поправка на обмятие микронеровностей.

4.Минимальный натяг.

5.Максимальный натяг.

Для стали 40Х, . Тогда,

.

6.Подбор посадки.

Для полученных и, наиболее близкой из рекомендуемых будет посадка H7/t6.

  1.  Тихоходная ступень.

1. Среднее контактное давление.

2.Потребная деформация деталей.

3.Поправка на обмятие микронеровностей.

4.Минимальный натяг.

5.Максимальный натяг.

Для стали 45X, . Тогда,

.

6.Подбор посадки.

Для полученных и, наиболее близкой из предпочтительных будет посадка H7/u7.

6.2. Расчет шпоночных соединений

6.2.1 Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с электродвигателя на быстроходный вал.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая; [1, стр. 475, табл. 24.27]

Выберем шпонку длиной l=28мм

б) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с выходного вала на приводной вал.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая; [2, стр. 433, табл. 24.29]

Окончательно выбираем: l = 45 мм.

В) Шпоночное соединение приводного вала с барабаном:

Диаметр вала:

Окончательно выбираем: l = 45 мм.

  1.  Расчет сварного соединения.

В данном случае мы рассматриваем сварное соединение с угловым швом с катетом 5мм.

Касательные напряжения при наличии замкнутого шва

Сварка дисков к ступице

Полное напряжение находят геометрическим суммированием с учетом того, что данные касательные напряжения направлены в одну сторону.

- предел текучести основного металла. Сварка ручная дуговая, электродами – Э42А.

S=1,5..1,7 – для низколегированных сталей.

Сварка дисков к барабану

Полное напряжение находят геометрическим суммированием с учетом того, что данные касательные напряжения направлены в одну сторону.

7. Расчет муфт.

Муфты служат для передачи вращающего момента между валами. В разрабатываемом приводе ленточного транспортера применены одну муфту. Между тихоходным валом редуктора и приводным валом транспортера.

7.1. Выбор жесткой муфты.

Берем зубчатую муфту. Они широко применяются для соединения валов, особенно в тяжелом машиностроении, где передают большие моменты и затруднена точная установка узлов. Компенсирующую способность муфты обеспечивают создание зазоров между сопряженными зубьями. Зубчатые сопряжения работают в масленой ванне.

Тк=1.2Тн=1.2*576=691,2 Н м.

8. Система смазывания.

Выбор смазочного материала:

Определяем окружную скорость колеса на тихоходном валу:

Частота вращения тихоходного вала:

n=53,8 мин-1

Окружная скорость :V=м/с.

Контактное напряжение н=687,7МПа.(из распечатки).

На основе полученных данных из таб.11.2 и 11.2 [1] выбираем масло И-Г-А 68.

Способ смазывания картерный.

Высота заливки масла определяется из условия погружения в масло всей ширины венца конического колеса.

Для слива и контроля уровня масла используем пробки с конической резьбой

Для возможно полного слива масла, дно корпуса делаем наклонённым под углом 1о, а в месте сливного отверстия сливную ванну глубиной 5,5мм.

Для смазывания подшипников конической шестерни используем специальные каналы.

9. Расчет ременной передачи.

Расчет ременной передачи производился с помощью ЭВМ на основе данных о мощности электродвигателя, потребном передаточном отношении, частоте вращения быстроходного вала и межосевом расстоянии между валом электродвигателя и быстроходным валом редуктора. Были получены 5 возможных вариантов, из которых как наиболее дешевый и подходящий был выбран 4-й.


Список использованных источников.

  1.  Буланже А.В., Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Методические указания «Проектный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1992.
  2.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Л., Высшая школа, 2003.
  3.  Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. Л., Машиностроение, 1979.
  4.  Тибанов В.П., Варламова Л.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003.
  5.  Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

84165. Немецкая классическая философия и ее главные проблемы. Философия Канта: понятие «вещи в себе» и трансцендентального знания. Антиномии чистого разума 40.59 KB
  Поскольку познание вещи есть результат рассудочной деятельности а не просто суммой ощущений органов чувств то на первый взгляд проблема познания состоит в том насколько корректно взаимодействуют категории рассудка с чувственным сознанием снимающим информацию с вещи. В этом случае вопрос познавательной способности человека сводился бы только к тому насколько категории рассудка адекватно схватывают суть результатов чувственного познания. Вещь лишь провоцирует всплеск активности разума ощущениями которые мгновенно преобразуются в...
84166. Философия Фихте и Шеллинга. Основоположения «наукоучения» в философии Фихте. Понятие «абсолютного тождества» в философии Шеллинга 42.24 KB
  Кроме того следует признать недостаточным у Канта и то что он всего лишь только описал формы мышления умственные категории и законы мысли но не выявил основного единого общего принципа познания. Ведь только наличием подобного единого общего принципа познания можно объяснить не только слаженность форм мышления умственных категорий и законов мысли но и само их внутреннее единство между собой. И это есть вопрос не только выявления недостаточности кантовской философии это вопрос концептуальный потому что задача раскрытия данного единого...
84167. Абсолютный идеализм Гегеля. Система и метод философии Гегеля. История как процесс саморазвития «абсолютного духа» 35.72 KB
  А что же такое Абсолютный Разум сам по себе Абсолютный Разум сам по себе это есть некая идея его самоочевидного существования идея о том что Абсолютный Разум вообще существует безотносительно того что такое есть при этом Абсолютный Разум. Но если эта идея содержит в себе самоочевидное существование Абсолютного Разума как такового то она же содержит в себе и то каков есть этот Абсолютный Разум по своей природе. Потому что если идея определяет что Абсолютный Разум есть то она же эта самая же идея определяет и то что такое есть...
84168. Антропологический принцип философии Фейербаха. Фейербах о религии как отчуждении родовой сущности человека 40.99 KB
  Фейербах о религии как отчуждении родовой сущности человека. Прежде всего духовное начало не может быть истинным бытием поскольку единственно истинным бесспорным и самоочевидным бытием является не я человека а то что ему дано в ощущениях. Кроме того органом познания является не логическое мышление а непосредственно чувства человека. Потому что не логическое мышление а именно физические чувства человека являются поставщиками бесспорных ощущений.
84169. Характеристика философии позитивизма. Основные этапы ее развития, виднейшие представители 48.8 KB
  Суть этого метода состояла в том чтобы отказаться от традиционной философии как средства познания и создать новую философию которую они называли позитивная синтетическая философия. Таким образом поскольку богословие и традиционная философия оказались практически бесполезными то от них следует отказаться а вместо них создать новую систему объединения научных знаний которая с одной стороны сохранила бы в себе всеобъемлющий характер теологии и философии но с другой стороны приобрела бы характер точной науки. Это есть её главное...
84170. Философия экзистенциализма. Понятие экзистенции. Светский (Хайдеггер, Сартр, Камю) и религиозный (Ясперс) экзистенциализм 37.5 KB
  Поскольку экзистенция есть осознание человеком своей конечности временности то основной характеристикой бытия является время. Но внутреннее переживание человеком будущего есть не что иное как страх смерти осознание человеком своей конечности. Следовательно в дорефлексионном состоянии человеческое сознание было неспособно осознавать себя и воспринимать своё индивидуальное существование и таким образом не способно было осознавать мир ибо не было индивидуальным сознанием то есть сознанием способным вмещать в себя нечто что не есть оно...
84171. Аналитическая философия ХХ столетия. Философская программа неопозитивизма и ее кризис. «Постпозитивизм» и философия науки 46.26 KB
  Постпозитивизм и философия науки. Аналитическая философия пыталась выяснить законы возникновения научного знания корни его противоречий а также причины постоянного опровержения достижений науки развитием самой же науки. Таким образом предмет философии неопозитивизма это язык который и только который является по мнению неопозитивистов виновником несовершенства и постоянной изменчивости основ науки Мур. Это позволит формировать весь язык науки только из логически обоснованных единиц так называемых атомов научных понятий.
84172. Русская философия XIX века: западничество и славянофильство 30-50 гг. Оценка исторического прошлого России и разработка славянофильской идеологии 39.27 KB
  Оценка исторического прошлого России и разработка славянофильской идеологии. Западники стремились к европеизации России к переходу русской жизни на западноевропейские образцы а славянофилы отстаивали традиционные формы национальной жизни России и боролись за ограждение их от иностранного влияния. Западники считали что Россия должна повторить исторический путь стран Западной Европы а славянофилы наоборот полагали что исторический путь России самобытен и неповторим. Проблему национальной самобытности России поставил в 2030х годах XIX...
84173. Философия русской радикальной демократии 50-60 гг. (Н.Г. Чернышевский, Д. Писарев). Народничество в России, его социально-философские позиции 35.41 KB
  Народничество в России его социальнофилософские позиции. В 5060 годах XIX века в России сложился революционный демократизм направление общественнополитической мысли которое соединяло в себе идею крестьянской революции с утопическим социализмом. Революционный демократизм в России проистекал из убеждения его сторонников что в России невозможно придти к общенациональному согласию в отношении крестьянского вопроса. Другой революционный демократ Дмитрий ПИСАРЕВ не верил в способность крестьянства самостоятельно освободить себя и построить...