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

28177. Искусственная анизотропия, создаваемая в результате механического деформирования, воздействия электрического (эффекты Керра и Поккельса) и магнитного (эффект Коттона - Мутона) поля. Естественная и искусственная (эффект Фарадея) оптическая активность 51 KB
  Искусственная анизотропия создаваемая в результате механического деформирования воздействия электрического эффекты Керра и Поккельса и магнитного эффект Коттона Мутона поля. Естественная и искусственная эффект Фарадея оптическая активность Среды в которых скорость распространения света в различных направлениях неодинакова называют оптически анизотропными. был открыт эффект Керра – возникновение двулучепреломления под действием электрического поля рисунок 2. Явление Керра квадратичный электрооптический эффект объясняется...
28178. Тепловое излучение тел и его законы. Ультрафиолетовая катастрофа. Формула Планка 102 KB
  Отличительной чертой теплового излучения является то что оно возникает за счет внутренней энергии тела. Тепловое излучение имеет сплошной спектр положение максимума в спектральной кривой излучения зависит от температуры. При полном термодинамическом равновесии все части системы имеют одинаковую температуру и энергия теплового излучения испускаемого каждым телом компенсируется энергией поглощаемого этим телом теплового излучения других тел. Спектр равновесного излучения не зависит от природы вещества.
28179. Фотоэффект. Основные законы внешнего фотоэффекта. Уравнение Эйнштейна. Внутренний фотоэффект. Фотоэлементы и их применение 87.5 KB
  Фотоэффект. Основные законы внешнего фотоэффекта. Внутренний фотоэффект. Явление вырывания электронов с поверхности вещества под действием электромагнитного излучения называется внешним фотоэффектом.
28180. Поглощение (абсорбция) света веществом. Закон Бугера. Элементарная квантовая теория излучения и поглощения света. Спонтанные и вынужденные переходы. Коэффициенты Эйнштейна. Условие усиления света 165 KB
  Элементарная квантовая теория излучения и поглощения света. Условие усиления света Под действием электромагнитного поля световой волны проходящей через вещество возникают колебания электронов среды с чем связано уменьшение энергии излучения затрачиваемой на возбуждение колебаний электронов. Частично эта энергия восполняется в результате излучения электронами вторичных волн частично она может преобразовываться в другие виды энергии. Действительно опытным путем установлено а затем и теоретически доказано Бугéром что интенсивность...
28181. Лазеры. Принципиальная схема лазера. Основные структурные элементы лазера и их назначение. Типы лазеров. Основные характеристики лазеров 181 KB
  Каждому радиационному переходу между энергетическими уровнями и в спектре соответствует спектральная линия характеризующаяся частотой и некоторой энергетической характеристикой излучения испущенного для спектров испускания поглощенного для спектров поглощения или рассеянного для спектров рассеяния атомной системой. При этом распространение излучения в среде обязательно сопровождается уменьшением его интенсивности – выполняется закон Бугера где – интенсивность излучения вошедшего в вещество d – толщина слоя – коэффициент...
28182. Оптика движущихся сред. Эффект Доплера. Поперечный и продольный эффект Доплера 194 KB
  Он гласит: все физические законы независимы инвариантны по отношению к выбору инерциальной системы отсчёта. Это означает что уравнения выражающие законы физики имеют одинаковую форму во всех инерциальных системах отсчёта. Поэтому на основе любых физических экспериментов нельзя выбрать из множества инерциальных систем отсчёта какуюто главную абсолютную систему отсчёта обладающую какимилибо качественными отличиями от других инерциальных систем отсчёта. Она одинакова во всех направлениях в пространстве и во всех инерциальных системах...
28183. Поляризация света. Способы получения поляризованного света. Закон Малюса. Поляризационные призмы 238.5 KB
  Явление поляризации света было открыто Эразмусом Бартолинусом, датским учёным, в 1669 году. В своих опытах Бартолинус использовал кристаллы исландского шпата, имеющие форму ромбоэдра. Если на такой кристалл падает узкий пучок света, то, преломляясь
28184. Распространение света в изотропных средах. Отражение и преломление света на границе между диэлектриками. Основные законы геометрической оптики. Формулы Френеля 146 KB
  При этом падающий отражённый и преломленный лучи лежат в одной плоскости с перпендикуляром восстановленным к границе раздела сред в точке падения О. Углы соответственно углы падения отражения преломления волн. Амплитуду падающей волны разложим на составляющие Ер параллельную плоскости падения и Еs перпендикулярную плоскости падения. Для составляющих вектора Е перпендикулярных плоскости падения рисунок 3 выполняются условия в которых индексы при Е и p при Н опущены: .
28185. Линза как оптическая система. Аберрации линз 126 KB
  На рисунке 1 введены обозначения: a1 – расстояние от вершины первой преломляющей поверхности до осевой точки A предмета; a´1 – расстояние от вершины первой преломляющей поверхности до изображения A´ получаемого после преломления на ней; a2 – расстояние от вершины второй преломляющей поверхности до точки A´; a´2 – расстояние от вершины второй преломляющей поверхности до изображения A´´ построенного линзой. Для любой центрированной оптической системы выполняется условие Лагранжа – Гельмгольца: ...