95090

Привод стола прибора

Курсовая

Коммуникация, связь, радиоэлектроника и цифровые приборы

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Определение общего коэффициента полезного действия привода. Выбор электродвигателя Определение частот вращения на валах. Расчёт зубчатых колес редуктора. Расчет материала зубчатых колёс. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость...

Русский

2015-09-19

111.5 KB

0 чел.

Министерство образования  Республики  Беларусь

БЕЛОРУССКИЙ  НАЦИОНАЛЬНЫЙ  ТЕХНИЧЕСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра   Стандартизация,  метрология  и  информационные  системы.

Приборостроительный  факультет

Группа113510

                             ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА

                          по  теме:  «Привод  стола  прибора»

                          по  дисциплине:  «Детали  приборов»

Разработал                                                                             

        Руководитель                                                                          Новиков  В.И.

                                                 2002

Содержание.

    Введение

1.  Выбор  электродвигателя  и  кинематический  расчёт…………………………………….

1.1 Определение  общего  коэффициента  полезного  действия  привода……………………

1.2 Выбор  электродвигателя…………………………………………………………………….

1.3 Определение  частот  вращения  на  валах…………………………………………………

2.  Расчёт  зубчатых  колес  редуктора…………………………………………………………..

2.1  Расчет  материала  зубчатых колёс………………………………………………………….

2.2 Определение  допускаемого  напряжения  на  контактную  выносливость……………..

2.3 Определение  межосевого  расстояния……………………………………………………..

2.4 Определение  модуля  зацепления…………………………………………………………..

2.5 Определение  числа  зубьев  шестерни  "z1"  и  колеса  "z2"……………………………….

2.6 Основные  размеры  шестерни  и  колеса…………………………………………………

2.7 Проверочный  расчет  зубчатой  цилиндрической  передачи  на выносливость  при  изгибе………………………………………………………………………………………….

3.  Предварительный  расчёт  валов……………………………………………………………..

3.1  Выбор  муфты…………………………………………………………………………………

4.  Выбор  подшипников  качения………………………………………………………………..

5.  Проверка  долговечности  подшипников…………………………………………………….

6.  Конструктивные  размеры  шестерни  и  колеса…………………………………………….

7.  Проверка  прочности  шпоночных  соединений……………………………………………..

8.  Конструктивные  размеры  корпуса  редуктора……………………………………………..

9. Уточнённый  расчёт  валов…………………………………………………………………….

9.1  Построение  эпюр…………………………………………………………………………….

10. Выбор  сорта  масла…………………………………………………………………………...

11. Расчёт  передачи  винт-гайка………………………………………………………………...    

  1.  Проверка  винта  на  устойчивость…………………………………………………………..

Общие  выводы………………………………………………………………………………….

Кинематическая  схема ……………………………………………………………………….

    Литература

 

Введение.

Курс  «Детали  машин»  является  общетехнической  дисциплиной ,  которую  изучают  все  студенты  механических   специальностей  высших учебных заведений. Полное изучение  данной  дисциплины позволяет  приблизить студента  к  инженерному  делу и изучить   навыки   конструирования  отдельных   приборов  и  механизмов  в  целом.


1.Выбор  электродвигателя  и  кинематический  расчёт.

1.1  Определение общего коэффициента полезного действия привода

Дано:

Размеры  стола  ab=150200 (мм)

Скорость  перемещения    V=250  (мм/с)

КПД  пары  цилиндрических  зубчатых  колес  1=0.98;  коэффициент,   учитывающий  потери  пары  подшипников  качения,   2=0.99;  КПД    зубчатой  передачи  3=0.5;  КПД,  учитывающий  потери  в  опорах  вала,  4 =0.97.

Общий  КПД  привода

= 1  2  3 4=0.980.9920.50.97=0.465

Принимаем  высоту  подъёмной  платформы  h=20  (мм).  Рассчитаем  массу

mст = abρh =150200207.8/1000=4680=4.680  (кг)

m = 40+4.68=44.68  (кг)    

Fтяг=Fтяж+Fu= m(а+g)

Fтяг= 44.68(0.25/0.1+9.8)=549.56 H

Мощность  на  валу  электродвигателя

P= FV/

P=(549.560.25)/0.442=294.92 Вт

1.2  Выбор электродвигателя

 

По  требуемой  мощности  Р=294.56 H   выбираем  электродвигатель  двухполюсный,  синхронная  частота  вращения  3000  (об/мин)  серии  63А23.

Р=370 Вт

N=2750 (об/мин)

I=0.93 А

сosos__dόb_=70%

Диаметр  выходного  вала

d = 14мм

1.3  Определение частот вращения на валах.

  

Вращающие  моменты:

 на  валу  шестерни

ω=(πn)/30

ω=(3.14 2750)/30=287.83  (об/мин)

T=P/ ω

T1=294.92/287.83=1.0246=1025 ( Hмм)

    на  валу  колеса

Т21up=1,02462,9=2971 (Нмм)

2.   Расчёт  зубчатых  колес  редуктора.

2.1 Выбор материала зубчатых колес.

Так  как  в  задании  нет  особых  требований  в  отношении  габаритов  передачи,  выбираем  материалы  со  средними  характеристиками:  для  шестерни  сталь  45,  термическая  обработка -  улучшение,  твердость  НВ=230,  [Gb]=730  МПа,  

[Gt]=390  МПа;  для  колеса – сталь  45,  термическая  обработка – улучшение,  но  твердость  на  30  единиц  ниже – НВ 200,   Gb =690  МПа,   GТ =340  МПа. 

2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.

[GH] = (GHlimb  KHL) / SH  [МПа]

GHlim – предел контактной выносливости поверхности при базовом числе циклов.

Так  как  НВ  больше  350

GHlimb=2НВ+70

GHlimb=2230+70=530   МПа - для шестерни

GHlimb=2200+70=470   МПа – для колеса.

Контактное  напряжение  для  шестерни:  

[GH1]=(5301)/1.1=482  МПа

Контактное  напряжение  для  колеса:

[GH2]=(4701)/1.1=427  МПа.

SH – коэффициент безопасности

SH1 = SH2 = 1.1

KHL – коэффициент долговечности

2.3 Определение межосевого расстояния

 

Межосевое  расстояние  из  условия  контактной  выносливости  активных  поверхностей  зубьев

a = Ka(u + 1) 3 T2KH / (uGH)ba

Ka = 49.5

ba =0.25

KH = 1.03

ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

KH – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

a = 49,5 (2.9+1)  3 2971 1.03 / (409  2.9)2  0.25 = 193.05  3 3060.13/ 351708.3025 = =39.7  (мм)

Ближайшее  значение  межосевого  расстояния  по  ГОСТ  2185-66  aw = 40  (мм).

2.4 Определение модуля зацепления

m = (0.01…0.02) aw

m = 0.0240 = 0.8 (мм),  принимаем  модуль  зацепления    1.  

2.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"

zi = 2a wcos/(u+1)mn

– угол наклона зубьев

=0?

Число зубьев шестерни

z1 = 240cos0/((2/9+1)1)= 20.51 21  (мм)

Число зубьев колеса

z2 = uz1= 20.512.9= 59.479 60  (мм)

cosβ=1  так  как  β=0.

2.6 Основные  размеры  шестерни  и  колеса.

  Делительные диаметры:

d1 = mn  z1 / cos = 1 0.96/1 = 21  (мм)

d2 = mn  z2 / cos = 60  (мм).

Проверка  aw=(d1+d2)/2=(21+60/2=40  (мм)

Диаметр  вершин  зубьев:

da1=d1+2mn=20.51+21=22.51  (мм)

da2=d2+2mn=10+5=62  (мм).

  Ширина  колеса   b2 = ba  aw    = 0.2540=10  (мм)     

ширина  шестерни   b1 = b2+5мм = 15  мм

   Уточнение величины коэффициента  ширины  шестерни  по  диаметру  :

bd = b1 / d1

bd = 17.5 / 26 = 0.714.

  

  Определение окружной скорости:

V = (ω1d1/2= (287.83  21) / 60000 = 3.022   м/с

Коэффициент  нагрузки

КHHβКнαК

КH=1.091.031.05=1.1788

KH = 1.03

Кнα=1.09

К=1.05

  Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

GH = 270/ aw =  (T1  KH(u+1)3/ b2u2  [GH]МПа

GH=315.91  МПа

  Силы,  действующие  в  зацеплении:

окружная  Ft=2Т1/d1=21025/21=97.62 Н

радиальная  Fr= Fttgα/cosβ=(97.60.3640)/1=35.53 Н

осевая  Fa=0 ,  так  как  =0.

2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.

GF = FtКFYFYβК/(bmn)

КFК

К=1.08

К=1.25

КF=1.35

YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа zυ.

Шестерня:  zυ1=z1/cos3β=21

Колесо:       zυ2= z2/cos3β=60

По  ГОСТ  21354-75:

YF1=4.09,   YF2=3.62 .

   Допускаемое  напряжение:

[GF]=GFlim/[SF]

GFlim=1.8 НВ

Шестерня:  GFlim=1.8230=414  МПа

Колесо:      GFlim=1.8200=360  МПа

[GF]= [GF]' [GF]''=1.75

[GF]'=1.75

[GF]'=1.0

Шестерня:  [GF1]??=414/1.75=236.5  МПа

Колесо:         [GF2]??=360/1.75=206  МПа

  Находим  отношение  [GF]/ YF:

Шестерня:  236.5/3.90=60.7  МПа

Колесо:        206/3.61=57  МПа

  Дальнейшие  расчёты  ведём  для  зубьев  колеса  ,  так  как  для  него  отношение  меньше.

Определяем  коэффициент  Yβ  и К:

Yβ=1,  =1,  ьb_шЊыїАЏGF2=FtКFYFYβК/(b2mn)

К=4+(εα-1)(n-5)/(u εα)

К=1  т.к.   <1

GF2=97.621.353.6211/10=47.707  МПа

GF2<[GF2]         прочность  обеспечена.

3.  Предварительный  расчет  валов.                              

 Предварительный  расчет  проведем  на  кручение  по  пониженным  допускаемым  напряжениям.

 

Ведущий  вал:

Диаметр  выходного  конца  при  допускаемом  напряжении  к=25  МПа по  формуле:

                     d b1 =3 16 Тк1 /(  к)

                      d b1=  3161025/(3.1420)=6.39  (мм)

           Выбираем  МУВП  по  ГОСТ  21424-75  с  расточками  полумуфт  под  d дв=14  (мм)  и    d b1=14  (мм).  Шестерню  выполним  за  одно  целое  с  валом.

Примем  под  подшипниками d п1=15  (мм).    

Выбор  подшипников качения.

Ведомый  вал.

Учитывая  влияние  изгиба  вала,  принимаем     к=20  МПа.

 d b2 =3 16 Тк /(  к)

d b=  3162971/(3.1420)=9.11  (мм).

Диаметр  вала  подшипниками  принимаем d п2=14 (мм).

  1.  Выбор  муфты.

В  задание  на  курсовое  проектирование  деталей  привода  стола  прибора  предусматривается  не  проектирование  муфт  для  соединения  валов,  а  выбор  из  числа  стандартных  конструкций  с  учетом  особенностей  эксплуатации  прибора  и  последующей  проверкой  элементов  муфты  на  прочность.

   Типоразмер  муфты  выбираем  по  диаметру  вала  и  по  величине  расчётного  вращающегося  момента

Тр=ТномТ

где   - коэффициент,  учитывающий  условия  эксплуатации.

=1.15

Тр=1.151025=1178.75  (Нмм)=1.178  (Нм)

 Т. к.  соосность  соединения  валов  в  процессе  монтажа  и  эксплуатации  строго  выдерживается,  то  допустимо  устанавливать  жёсткие  муфты.  Выбираем  муфту  втулочную  по  ГОСТ    24246-80

d=14  мм

D=28  мм

L=45  мм

винт М68,66

шпонка  5516

Т=16  Нм

 Т. к. Тр Т    данная  муфта  удовлетворяет  требуемым  характеристикам.

4.  Выбор  подшипников качения.

Основные  размеры  подшипников  качения  установлены  ГОСТ  3478-79  для   диаметров  в  пределах  0,6...2000  мм  по  арифметическим  рядам  через  1,  5  и  10  мм  с  отклонениями,  приближающими  эти  ряды  к  рядам  геометрическим.

Ведущий  вал:

Выбираю  подшипник  шариковый  радиальный  однорядный  (ГОСТ  8338-75).

Обозначение   102

d=15 мм

D=32 мм

В=9 мм

С=5590 Н

n=33 об/мин.

   Ведомый  вал:

    Выбираю  подшипник  шариковый  однорядный  радиально-упорный   (ГОСТ 831-75).

Обозначение  800101

d=14 мм

D=28 мм

В=8 мм

С=5070 Н

n=24 об/мин.

5.  Проверка  долговечности  подшипника.

Ведущий  вал.

Из  предыдущих  расчетов  имеем Ft=97.62  Н,  Fr=35.53  Н, Fa=0.

Реакция  опор:

в  плоскости  xz

RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81  Н

в  плоскости  yz

 RY1=1/2l1(Fr l1 +Fa d1/2)

 RY1=17.765  Н.

 RY2=1/2l2(Fr l2 -Fa d1/2)

 RY2=17.765  Н.

Проверка:

RY+ R2- Fr=0

17.765+17.765-35.53=0.

Суммарные  реакции:

Pr1= RX12+ RY12

Pr1=2382.4+315.59=51.94  Н

Pr2= RX22+ RY22

Pr1=51,94  Н.

Эквивалентная  нагрузка:

Pэ=XV Pr1 КбК т

V=1

X=0.45

Pэ=(10.4551.94)=23.37  H =0.0234  кН.

L=(C/ Pэ)3

C=2500  H

L=13632  млн. об.

Lh=L106/60n=82.6  103   ч.

Что  больше  установленных  ГОСТ  16162-85.

Ведомый  вал.

Реакция  опор:

в  плоскости  xz

RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81  Н

в  плоскости  yz

 RY1=1/2l1(Fr l1 +Fa d2/2)

 RY1=17.765  Н.

 RY2=1/2l2(Fr l2 -Fa d2/2)

 RY2=17.765  Н.

Проверка:

RY+ R2- Fr=0

17.765+17.765-35.53=0.

Суммарные  реакции:

Pr1= RX12+ RY12

Pr1=2382.4+315.59=51.94  Н

Pr2= RX22+ RY22

Pr1=51,94  Н.

Эквивалентная  нагрузка:

Pэ=XV Pr1 КбК т

V=1

X=0.45

Pэ=(10.4551.94)=23.37  H =0.0234  кН.

L=(C/ Pэ)3

C=2500  H

L=13632  млн. об.

Lh=L106/60n=82.6  103   ч.

Так  как    ведомый  вал  является  быстроходным,  выбираем  подшипник  более  быстроходный   по   ГОСТ  16162-85.

6.  Конструктивные  размеры  шестерни  и  колеса.

Шестерню  выполняем  за  одно  целое  с  валом;  её  размеры  определены  выше:

шестерня                                        колесо

b1=15 мм                                         b2=10 мм

d1=21 мм                                         d2=21 мм

da1=22.51 мм                                   da2=22.51 мм.

Под  подшипники                    d п2=12 мм

под  зубчатое  колесо                          d к2=16 мм.

Диаметр  ступицы:

d ст=1,6 d к2=1.616=25.6 (мм).

Длина  ступицы:

d ст=(1.21.5) d к2=19.224  (мм)

примем lст=20 (мм).

Толщина  обода:

0=(2.54) m n=2.54 (мм),

примем    0=5 мм.

Толщина  диска

 С=0.3     b2=0.310=30   мм.

7.  Проверка  прочности  шпоночных  соединений.

Шпонки  призматические  со  скругленными  торцами.

Размеры  сечений  шпонок  и  пазов  и  длины  шпонок  - по  ГОСТ  23360-78.

Материал  шпонок - чугун  марки  СЧ20.

Ведущий  вал.

Напряжение  смятия  и  условие  прочности:

Gсм = 2T / d( h-t) (lb) [Gсм]

Gсм = 2 1025 / (14 (5-2.3) (16-5) = 4.2  МПа [Gсм]

 Gсм=50...70   МПа

Условие  Gсм [Gсм]  выполнено.

Ведомый  вал.

Напряжение  смятия  и  условие  прочности:

Gсм = 2T / d( h-t) (lb) [Gсм]

Gсм = 2 2971/ (16 (5-3) (18-5) = 14.2  МПа [Gсм]

 Gсм=50...70   МПа

Условие  Gсм [Gсм]  выполнено.

8.  Конструктивные  размеры  корпуса  редуктора.

Толщина  стенок  корпуса  и  крышки:

=0.025aw=0.02540+1=2  мм

принимаем   =8  мм;

 1=0.0.02aw +1=1.8  мм

принимаем   1=8  мм.

Толщина  фланцев  поясов  корпуса  и  крышки:

верхнего  пояса  корпуса  и  пояса  крышки

 b=1.5=1.52=112  мм,   

 b1=1.51=1.58=12  мм

нижнего  пояса  корпуса

 p=2.35=2.358=19 мм.

Диаметр  болтов:  

фундаментных  d1= (0.030.036)  aw +12=13.213.44  (мм) принимаем  болты  с  резьбой   М10;

крепящих  крышку у  подшипников  к  крышке  закреплённой  с  корпусом  d2=(0.50.6) d1=9.410.1  (мм);  принимаем  болты  с  резьбой  М4;

соединяющих  крышку  с  корпусом d3=(0.50.6) d1=6.728,1;   принимаем  болты  с  резьбой  М8.

   9.  Уточнённый  расчёт  валов.

Примем,  что  нормальные  напряжения  от  изгиба  изменяются  по  симметричному  циклу,  а  касательные  от  кручения - по  пульсирующему.

Уточненный  расчет  состоит  в  определении  коэффициентов  запаса  прочности  s  для  опасных  сечений  и  сравнении  их  с  требуемыми  значениями  s.  Прочность  соблюдена  при  ss.

Будем  производить  расчет  для  предположительно  опасных  сечений  каждого  из  валов.

Ведущий  вал:

Материал  вала  тот  же,  что  и  для  шестерни  ( шестерня  выполнена  заодно  с  валом)  т.е.  сталь  45,  термическая  обработка - улучшение.

При  диаметре  вала  до  90 мм  среднее  значение   GB =780 МПа.

Предел  выносливости  при  симметричном  цикле  изгиба

G-10.43780=335 МПа.

Предел  выносливости  при  симметричном  цикле  касательных  напряжений

-10.58 G-1=0.58335=193 МПа.

Сечение  А-А.

Это  сечение  при передаче  вращающегося  момента  от  электродвигателя  через  муфту  рассчитываем  на  кручение.  Концентрацию  напряжений  вызывает  наличие  шпоночной  канавки.

Коэффициент  запаса  прочности

s= s=-1/((к/)+m)

где  амплитуда  и  среднее  напряжение  от нулевого  цикла

 =m=max/2=T1/2Wк нетто.

При d=14 мм;  b=5  мм; t1=3 мм

Wк нетто=d3/16 - bt1 (d- t1 )2/2d=538.51-64.82=473.69 мм3.

=m=1025/473.692=1.08 МПа.

Принимаем к=1.68,  =0.83

s= s=193/((1.68/0.83)1.08+1.080.1=84.13

Приняв  у  ведущего  вала  длину  посадочной  части  под  муфту  равной  l=44 мм,  получим  изгибающий  момент  в  сечении  А-А  от  консольной  нагрузки  М=2.5102544=3521.7  Нмм.

Коэффициент  запаса  прочности  по  нормальным  напряжениям:

s=-1/((к/)+m)

s=335/(1.6/0.92)1.08=178.2

Регулирующий  коэффициент  запаса  прочности

s= ss/ s2s2=76

Такой  большой  коэффициент  запаса  прочности  объясняется  тем,  что  диаметр  был  увеличен  при  конструировании  для  соединения  его  стандартной  муфтой  с  валом  электродвигателя.

По  той  же  причине  проверять  прочность  в  других  сечениях  нет необходимости.

10.  Выбор  сорта  масла

Смазывание  зубчатого  зацепления  производится  окунанием  зубчатого  колеса  в  масло,  заливаемое  внутрь  корпуса  до  уровня,  обеспечивающего  погружение  колеса  примерно  на  10  мм.  Объем  масляной  ванны  определяем  из  расчета   

  1.  дм3  масла  на  1 кВт  передаваемой  мощности:   V=0.250.294=0.0725  дм3.

По  таблицам  устанавливаем  вязкость  масла.  При  контактных  напряжениях  Н=315.9  МПа  и  скорости  =3.38  м/c  рекомендуемая  вязкость  масла  должна  быть  примерно  равна  2810-6  м 2/c.   Принимаем  масло  индустриальное  И-30А  ( по  ГОСТ 20799-75).

Камеры  заполняем  пластичным  смазочным  материалом  УТ-1.

  1.  Расчет  передачи  винт-гайка.

Число  оборотов  винта:

n2= n1/u=937.5/2.9=323.27  об/мин

где  передаточное  число  зубчатой  пары

U= z2/ z1=2.86

Число  оборотов  винта  в  секунду:

n2c= n2/60=323.27/60=5.39  c-1

Требуемая  скорость  подъёма  стола  за  оборот

Vоб=V/ n2c=250/5.39=46.38  об/мин.

Принимаем  шаг  резьбы  Р=8  мм.

Определим  число  заходов  резьбы  

n= Vоб / P=46,38/8=5,79  

Примем  число  заходов  резьбы  n=6

Тогда  ход  резьбы рn=pn=86=48  мм

Фактическая  скорость  подъема  стола  равна

Vфакт= n2c рn=5.3948=258.72  мм/c.

Погрешность:

V/ Vфакт100%=(258.72-250/258.72)100%=3.3710%,   что  допустимо.

Средний  диаметр  винта  по  условию  износостойкости:

d2=Q/r

d2=350.18/3.140.9=5,56  мм

      r - коэффициент  высоты  гайки, r = Н r /d2=0.9

- отношение  высоты  рабочего  профиля  резьбы  к  её  шагу,  для  трапецеидальной  резьбы   =0.50

          - допустимое  давление  в  резьбе,  для  материала  винтовой  пары  незакалённая  сталь-бронза  =8 МПа.

Минимальный  нагрузочный  диаметр  шести  заходней  трапецеидальной  резьбы  по  ГОСТ   d=22 мм , d2=18 мм,   внутренний  d3=16  мм.  Обозначение  резьбы  Тr2224  (Р8),  где Тr - трапецеидальная  резьба,  24 - ход  резьбы,  Р8 - шаг  резьбы.

Площадь  сечения  винта:

F1= d32/4=3.14162/4=200.96  мм2

Высота  гайки Н r = r /d2=20  мм

Количество  витков  резьбы  в  гайке:

z1== Н r /р=20/8=2.510,  что  допустимо.

  1.  Проверка  винта  на  устойчивость.

а)  приведенный  момент  инерции  сечения  винта:

Jпр=d34/64(0.4+0.6(d/d3)=(3.14164/64)(0.4+0.6(22/16)=3.938103  мм4

б)  радиус  инерции  сечения  винта

i=Jпр/F1=387  

в)  гибкость  винта  при  =1.5  (считаем  винт  закрепленным  жестко)

    =/i=1.5220/3.87=85.27

г)  при  значении  =55…90  критическую  силу  определяют  по  формуле  Тейлера-Ясинского  Qкр=(d12/4)(a-b)=51445(450-1.6777.5)=16492 Н

"а" и "б" – имперические  коэффициенты,  определены  по  таблице  (для  материала  винта  Сталь 45  ГОСТ 1050-88  а=450 МПа,  b=1.67  МПа).

д)  коэффициент  запаса  устойчивости

nу=Qкр/Q=16492/350=42.12

что  больше   nу=2

Примем  материал  винтовой  пары:   винт  из  незакаленной  Стали 45   ГОСТ 1050-88 , гайка  из  Сталь 60 улучшение.

Наружный  диаметр  тела  гайки:

D5.2Q/Qp+d2=22.3 мм

Где  Qp=50 МПа- допускаемое  напряжение  для  бронзовых  гаек.

Примем  D=32 мм.

13.. Общие  выводы .

    В  результате  проделанной  выше  работы  спроектировали   необходимый   нам механизм  и  выполненными  расчетами  подтвердили  работоспособность  этого механизма.

Литература.

1.  Л.В.  Курмаз,  А. Т. Курмаз.  Детали машин . Проектирование.  Мн.2001.292стр.

2.  С.А.Чернавский.   Курсовое проектирование деталей машин.  

   М. Машиностроение  1987  409 стр.

  1.  В.И.  Анурьев. Справочник конструктора-приборостроителя.  

    М. Машиностроение 1983.

4.  Д.Н.   Решетов.   Детали машин.  М. Машиностроение. 1983  356 стр.

5.  Р.И.  Томилин,  Б. В.  Цитович .  Передачи зубчатые цилиндрические. Методическое пособие.   Мн.1993. 2-тома .  93стр.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

84703. Порядок разработки, принятия и реализации решений по вопросам внешней политики в Российской Федерации 13.75 KB
  Однако разработкой практически всех документов и решений по внешней политики РФ занимается МИД России как орган координирующий всю внешнюю политику России. Основные задачи МИД: разработка основных положений стратегии внешней стратегии РФ и подготовка соответствующих предложений президенту и правительству реализация внешней политики РФ координация внешнеполитической деятельности федеральных и региональных органов исполнительной власти в целях проведения единой внешнеполитической линии РФ на международной арене обеспечение дипломатическими...
84704. Место дипломатической службы в системах государственной власти мира 14.19 KB
  В одних из ведущих стран мира например США и Великобритании дипломатическая служба имеет следующее место: она выделена в особый вид государственной службы со своими правилами набора кадров рангирования продвижения по служебной лестнице и другими собственно кадровыми характеристиками; прием на службу производится практически исключительно через открытый конкурс с обязательной сдачей претендентами специальных квалификационных экзаменов; несмотря на провозглашенный принцип...
84705. Роль МИДа в выработке внешнеполитического курса 15 KB
  Обеспечивает дипломатические и консульские сношения РФ с иностранными государствами международными организациями представительство и защиту за рубежом интересов РФ прав и интересов российских физических и юридических лиц; Для успешной деятельности МИД РФ наделен следующими правамив соответствии с Положением о нем: Аполучение от органов государственной власти Российской Федерации и ее субъектов органов местного самоуправления предприятий учреждений и организаций независимо от их организационноправовых форм и ведомственной...
84706. Правовая основа деятельности МИД РФ 11.83 KB
  Положение о МИДе 14 марта 1995 г. утвержденное указом Президента РФ; Федеральные и федеральные конституционные законы; Постановления правительства РФ; указ президента о координирующей роли МИДа; положение о посольстве и после; положение о консульском учреждении РФ; положение о постоянном представительстве РФ при международной организации; указ о порядке присвоения и сохранения дипломатических рангов и об установлении ежемесячной надбавки к должностному окладу за дипломатический ранг; положение о порядке присвоения...
84707. Положение о МИД РФ, его основные задачи и функции 15.25 KB
  По нему Министерство иностранных дел Российской Федерации является федеральным органом исполнительной власти осуществляющим функции по выработке и реализации государственной политики и нормативноправовому регулированию в сфере международных отношений Российской Федерации. Руководство деятельностью МИДа России осуществляет президент Российской Федерации. В своей деятельности МИД руководствуется Конституцией Российской Федерации; Положением о МИД России утвержденном Указом Президента Российской Федерации от 14 марта 1995 г. Основные...
84708. Структура МИД России 15.81 KB
  Территориальные департаменты на которые возложена работа по вопросам отношений России с другими государствами и международными организациями. Территориальные департаменты Территориальные департаменты Министерства иностранных дел Первый департамент стран СНГ Второй департамент стран СНГ Белоруссия Молдавия Украина Третий департамент стран СНГ Средняя Азия Четвертый департамент стран СНГ Закавказье Первый Европейский департамент Западная Европа Греция Турция Второй Европейский департамент Северная Европа Прибалтика Третий...
84709. Деятельность департаментов МИД РФ и вопросы их компетенции 14.65 KB
  Деятельность департаментов МИД РФ и вопросы их компетенции. Департаменты МИДа России делятся на: 1.Территориальные департаменты на которые возложена работа по вопросам отношений России с другими государствами и международными организациями. Территориальные департаменты Территориальные департаменты Министерства иностранных дел Первый департамент стран СНГ Второй департамент стран СНГ Белоруссия Молдавия Украина Третий департамент стран СНГ Средняя Азия Четвертый департамент стран СНГ Закавказье Первый Европейский департамент...
84710. Административный процесс в системе административного права 110 KB
  Понятие и принципы административного процесса. Виды административных процедур (производств). Правовое регулирование административных процедур и производств. Административная юстиция. Административная юрисдикция
84711. Коллегия МИД России. 11.35 KB
  Коллегия МИД России. В МИД образуется коллегия в составе министра председателя коллегии его заместителей по должности а также других руководящих работников системы министерства. Коллегия рассматривает наиболее важные вопросы деятельности МИД и принимает соответствующие решения. В целях выработки наиболее обоснованных предложений по вопросам внешней политики государства МИД может образовывать научноконсультативные методические и экспертные советы.