97074

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Кинематический расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Выбор материала шестерни и колеса. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой передачи редуктора. Определение компоновочных размеров редуктора. Расчет шпоночного соединения.

Русский

2015-10-13

5.88 MB

3 чел.

Содержание

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1.  Выбор электродвигателя………………………………………….……

1.2.  Кинематический расчет привода……………………………….….…..

2. Расчет зубчатой передачи редуктора………………………………………

2.1.  Выбор материала шестерни и колеса…………………………….…...

2.2.  Определение допускаемых напряжений………………………………

2.3.  Проектный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой передачи редуктора…………………………………………………..……....

3. Определение компоновочных размеров редуктора……………………..

4. Расчет шпоночного соединения………………………………………….

5. Расчет тихоходного вала редуктора……………………………….……..

6. Выбор подшипников качения…………………………………….………

Список используемой литературы………………………………………….

  Приложение…………………………………………………………………..

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Выбор электродвигателя

    Электродвигатель подбирается по каталогу по требуемой мощности в соответствии с режимом эксплуатации машины.

Определяем потребную мощность двигателя  [1, с.5,  ф.1.2]:

где  - мощность на выходном валу , - общий КПД привода;         

кВт;

Общий КПД привода определяем по формуле [1, с.6]:

КПД отдельных пар кинематической цепи принимаем из [ 1, т 1.1 с.6],

 - КПД пары подшипников, - КПД зубчатой закрытой передачи, -  КПД муфты, - КПД клиноременной передачи.

Тогда, потребная мощность:

    Определяем ориентировочное значение требуемой частоты вращения вала электродвигателя :

где  - частота вращения приводного вала машины ,

где

- значение передаточного числа клиноремённой передачи

[1. т. 1.2 стр. 7]

- значение передаточного числа закрытой цилиндрической передачи редуктора [1. т. 1.2 стр. 7]

    По таблице [1, с. 8] выбираем электродвигатель 4AM132S8У3 мощностью 4 кВт и частотой вращения вала 720 .

1.2 Кинематический расчет привода

    После окончательного выбора 720  определяем общее передаточное число привода [1.ф.1.6 стр. 10];

    Полученное расчетом общее передаточное число распределяем между ступенями передач. В кинематической схеме привода кроме редуктора имеется клиноременная передача.

Для нее используя рекомендации [ 1, т. 1.2, стр. 7] назначаем передаточное число :

Общее передаточное число привода выражается так;

Отсюда передаточное число редуктора ;

    Из ряда [1, с. 14] принимаем стандартное значение

    Определяем расчётное значение передаточного числа привода

    Определяем отклонение от требуемого передаточного числа, которое не должно превышать 4% [1. ф. 1.9 с.14]

    Определяем частоту вращения каждого вала привода;

                 1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

    Вначале определяем мощность  на каждом валу привода с учётом потерь в каждой кинематической паре путём умножения мощности на предыдущем валу на КПД соответствующих пар.

    Мощность на ведущем валу редуктора :

        Мощность на ведомом валу редуктора :

    Мощность на барабане ленточного конвейера:

    Вращающий момент определяется по [1. ф.1.14 с.18] ;

Вращающий момент на валу двигателя:

    Вращающий момент на ведущем валу:

Вращающий момент на ведомом валу:

Вращающий момент на валу барабана:

                                            

Рисунок 1 – Схема редуктора.

2. Проектный расчет на прочность зубчатой передачи

Целью проектного расчета является определение геометрических размеров передачи, обеспечивающих ее работоспособность и надежность при заданных условиях эксплуатации и заданном ресурсе. Исходные данные для проектного расчета принимаются по результатам кинематического расчета привода. При расчете необходимо учитывать экономические факторы (обеспечение минимальных габаритов, массы и стоимости передачи).

2.1. Выбор материала шестерни и колеса

Для изготовления зубчатых колес используются в основном стали, подвергаемые термическому или химико-термическому упрочнению, позволяющему получить высокую твердость поверхностей зубьев в сочетании с более мягкой (вязкой) сердцевиной, что обеспечивает достаточную выносливость (контактную и изгибную) зубьев и их сопротивление заеданию.

Для редукторов шестерни и колеса следует изготовлять из одинаковых марок сталей с термической обработкой

Из таблицы 2.1 [1, с.30] выбираем материал для шестерни и колеса: Сталь 40Х,с термообработкой-

т.о. колеса - улучшение, твердость НВ 235...262;

т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость HRC 45…50.

2.2. Определение допускаемых напряжений.

Допускаемые напряжения при расчетах на контактную и изгибную выносливость необходимо определять с учетом режима нагружений зубьев и требуемого ресурса передачи Lh (ч).

Допускаемые напряжения определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса:

                        2.2.1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые напряжения для зубьев шестерни  и колеса  определяют по общей зависимости [1, с. 32, ф 2.1]:

                                                         

                                                      

где -  длительный предел контактной выносливости, определяемый по табл. 2.2 [1, с.32].

Предел контактной выносливости:

  

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев; при Ra=1…2,5 мкм (фрезерование)  

Принимаем

ZR1=0,9; ZR2=0,9;

ZV- коэффициент, учитывающий влияние скорости: повышение скорости вызывает увеличение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения.

Принимаем

ZV1=1,02;  ZV2=1,035;

SH – коэффициент запаса контактной прочности, принимается из табл.2.2 [1].

Принимаем

SH1=1,3 SH2=1,2;

- коэффициент долговечности, учитывающий режим нагружений и требуемый ресурс передачи, принимается в пределах;

где  – для зубчатого колеса

- для шестерни

H lim-число циклов нагружений зуба, соответствующий перелому кривой усталости:

H lim=;

                                           

- требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах

=,

где c –  число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот .

Принимаем

    Если , то принимаем

   Если , то принимаем

Тогда  допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:

Для косозубых передач с твердостью колеса Н2 <350 НВ и твердостью шестерни Н1 > 350 НВ расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

    Это напряжение не должно превышать

принимаем

2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба зубьев

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни  и колеса  определяют по формуле [1, с. 35, ф 2.4]:

,

где  - длительный предел выносливости при “отнулевом” цикле нагружений, выбирается из табл. 2.3 [1, с.35] в зависимости от материала и твердости зубьев;

Предел выносливости:

SF – коэффициент запаса изгибной прочности выбирают по табл. 2.3 [1, с.34]:

 ;     

- коэффициент долговечности, принимаемый в пределах ;  - показатель степени кривой усталости;  для нормализованных и улучшенных колес;  поверхностно упрочнённых колёс;

NFE – требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах.

Так как  , то

Тогда, допускаемые напряжения изгиба зубьев

2.3. Проектный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой         передачи редуктора

Исходные данные:

- допускаемое контактное напряжение.

- допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни

- допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса

n3 = 72 мин-1 - частота вращения выходного вала редуктора

Т2 = 123.35 Нм -  вращающий момент входного вала редуктора

Т3 = 469,54 Нм -  вращающий момент выходного вала редуктора

up  = 4 - передаточное число редуктора

Рисунок 3 –Цилиндрическая зубчатая передача

Предварительные геометрические размеры передачи определяют расчетом на контактную выносливость зубьев.

Определяем предварительное значение межосевого расстояния                      [1, c.37, ф.2.6]

где знак “+” относится к внешнему зацеплению, а “-” – к внутреннему;

- коэффициент зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса, стр. 36

принимаем

=8

Тогда,

Уточнение найденного значения межосевого расстояния[1, с.37, ф. 2.7]:

где  =410, т. к. косозубая передача;

– коэффициент ширины венца зубчатого колеса,

принимаем

=0,4;

- коэффициент нагрузки ,

– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, зависит от окружной скорости  V и степени точности изготовления передачи

Окружная скорость определяется по формуле 2.9 стр. 36

Степень точности выбираем по [1 т. 2.4 стр.37]

8-я степень точности

Значение  выбираем по [1 т. 2.5 стр.37]

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки на длине контактных линий определяем по номограмме рисунок 2.4 стр.38 в зависимости от коэффициента ширины

, схемы передачи и твёрдости зубьев.

Находим

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися парами зубьев в связи с погрешностями изготовления шестерни и колеса

Определяется для косозубых передач по следующей зависимости стр.39

Принимаем

Тогда

Находим :

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения стр.39, т.е.

=160мм.

Определение ширины венца колеса  

,

Тогда

Полученное значение  округляем до ближайшего целого числа

Определяем значение нормального модуля зубчатых колес.

Значение модуля должно быть в пределах .

Минимальный модуль  определяют из условия прочности зубьев на изгиб по известному межосевому расстоянию по следующей зависимости, определяется по формулам 2.11 и 2.12 стр. 39-40

 

                                     

=2600 для косозубых колес;

- коэффициент нагрузки,

Тогда,

Максимально допустимый модуль  определяют из условия неподрезания зубьев у основания

Принимаем стандартное значение нормального модуля в диапазоне от   до   ,

принимаем

= 3 мм

Определяем минимальный угол наклона зубьев[1, с. 40, ф 2.14]:

Определяем суммарное число зубьев[1, с. 40, ф. 2.15]:

       

Принимаем

Определяем число зубьев шестерни[1, с. 41, ф. 2.16]:

Для зубчатых косозубых колёс, нарезанных без смещения инструмента

Принимаем

Определяем число зубьев колеса [1, с. 41]:

  

С целью сохранения принятого межосевого расстояния необходимо определить точное значение угла наклона зубьев[1, с. 41, ф. 2.18]:

Определяем фактическое значение передаточного числа

Проводим проверочный расчет на контактную выносливость по формуле  [1, с. 42, ф 2.19]:

где осредненные значения коэффициента для косозубых передач

т.к.  , то раннее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Проводим проверочный расчет на выносливость зубьев шестерни и колеса при изгибе[1, с. 42, ф. 2.20]:

,

- коэффициент нагрузки

,

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче (1, с. 37 т. 2.5)

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий  (1, с. 38 р. 2.4)

 , тогда

41,11,6=1,83

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (1, с. 43 т. 2.6)в зависимости от действительного числа зубьев колес

                                                

При коэффициенте смещения Х=0

Определяем коэффициент наклона зуба:

- коэффициент, учитывающий наклон зуба[1, с. 44, ф. 2.22]:

Коэффициент осевого перекрытия  определяется по формуле[1, с. 44, ф 2.23]:

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

- коэффициент торцевого перекрытия[1, с. 44, ф 2.24]:

                                        

Тогда

Определение геометрических размеров передачи.

Коэффициент смещения инструмента .

Диаметры делительных окружностей[1, c 44, ф. 2.25]:

Проверка:             

                                                       

Диаметр вершин зубьев [1, с. 44, ф. 2.26]:

                                                      

                                                 

Диаметр впадин зубьев[1, с. 47, ф. 2.30]:

                                           

Определяем силы в зацеплении необходимые для расчета валов и подшипников

Окружная сила[1, с. 45, ф. 2.30]:

              

Радиальная сила[1, с. 47, ф. 2.31]:

                                                  

Осевая сила[1. с. 45, ф. 2.32]:

Схема сил, действующих на вал от зубчатых колес в цилиндрической

передачи, показана на рисунке 2.5 [1, с. 45].

Рисунок 4 - Схема сил, действующих на вал зубчатых колес в цилиндрической передачи

  1.  Определение компоновочных размеров редуктора

           По конструктивным и технологическим соображениям в редукторах применяют ступенчатые валы, имеющие различные диаметры отдельных ступеней. Предварительно диаметры консольных участков входного и выходного валов редуктора определяют по формулам [2, c 11]:

Тогда,

Принимаем ближайшие значения [2, с 171]:

Диаметры остальных участков этих валов для удобства посадки на вал подшипников качения зубчатых колес и других деталей назначаем по конструктивным и технологическим соображениям с учетом необходимой фиксации деталей на валу в осевом направлении.

Принимаем диаметр под подшипник [2, с 12]:

Предварительно выбираем подшипники легкой серии (шарикоподшипники, радиальные, однорядные по ГОСТ 8338-75) по таблице П1 [1. c 139].

Для входного вала 208:

Для выходного вала 209:

Определяем диаметр буртика под подшипники [2, с 12]:

где  – высота буртика, величину которой принимаем в зависимости от диаметра вала [2, с 12, т 2.1]:

Тогда,

Определяем диаметр упорного буртика под колесо [2, с 12]:

где  – высота буртика, величину которой принимаем в зависимости от диаметра вала [2, с 12, т 2.1]:

Тогда,

Определяем диаметр стяжного винта [2, с 14]:

Принимаем

   Результаты сводим в таблицу 1.

Таблица 1

Входной вал

Выходной вал

36

40

56

82

40

45

80

85

18

19

46

52

-

57

Конструирование детали зубчатых передач [2, с 33].

Определяем толщину диаметра колеса [2, с 34]:

Тогда,

Принимаем

Принимаем радиус закругления

Размеры остальных элементов принимаем [2, с 36]:

,

где  – модуль зацепления,  мм.

Тогда,

Принимаем

Диаметр ступицы колеса [2, с 36]:

Тогда,

Определяем фаски в соответствии с таблицей 3.1 [2, с 36]:

Тогда,

Из таблицы 3.1 [2, с 36] принимаем

Определяем толщину стенки корпуса [2, с 71]:

Тогда,

Принимаем

  1.  Расчет шпоночного соединения под колесом на тихоходном валу редуктора

Чаще всего применяют призматические (табл.П.6) и сегментные (табл. П.7) шпонки. Соединения с помощью призматических и сегментных шпонок относятся к ненапряженным соединениям.

ГОСТ 23360-78 предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры поперечного сечения шпонкии берут из таблицы П.6 и определяют рабочую длину шпонки. Длину шпонки со скругленными плоскими торцами выбирают из стандартного ряда (табл.П.6). Длину ступицы назначают на 8-10 мм больше длины шпонки.

Если по результатам расчета шпоночного соединения длина ступицы получается больше в полтора раза, то вместо шпоночного целесообразнее применить шлицевое соединение – для валов коробок или соединение с натягом – для валов редукторов.

При передаче вращающего момента на противоположных боковых узких гранях шпонки возникают напряжения смятия, а в продольном сечении – напряжения среза (рис. 5). У стандартных шпонок размеры  и подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому рабочую длину шпонки определяют из условия прочности на смятие [1, с 159 - 160].

Рисунок 5 – Схема напряжений в шпоночном соединении.

Определяем рабочую длину шпонки  из условия прочности на смятие

[1, с 160, ф 8.1]:

Откуда,

,

где - высота шпонки,  – глубина шпоночного паза.

Для неподвижных соединений принимаем [1, с 160]:

При диаметре под колесо на тихоходном валу , из таблицы П.6 [1, с 190] выбираем размеры для шпоночного соединения, изображенного на рисунке 6:

Рисунок 6 – Исполнение шпоночного соединения

Тогда,

Определяем общую длину шпонки и округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда длин шпонок [1, с 190]:

Принимаем

Следовательно, выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78

  1.  Расчет тихоходного вала редуктора

На валы от зубчатых и червячных колес, червяков, подшипников и других, посаженных на них, деталей передаются окружные, радиальные и осевые силы, создающие в поперечных сечениях продольные и поперечные силы, изгибающие и вращающие моменты. Таким образом, валы испытывают сложную деформацию изгиба (растяжения – сжатия и кручения). Продольные силы создают в сечениях вала нормальные напряжения растяжения или сжатия небольшой величины, поэтому они в расчетах не учитываются.

Действующие на вал силы распределены по длине ступицы, ширине подшипника. При проектном расчете считают эти силы сосредоточенными и приложенными на середине ширины зубчатого венца или подшипника. Эти сечения принимаем за расчетные. По длине вала место приложения нагрузки зависит от расположения зубчатых колес, шкивов, муфт, звездочек и опор. Прямозубые цилиндрические, ременные, цепные передачи и муфты создают силы, лежащие в плоскости, перпендикулярной к оси вала. После приведения этих сил к оси вала,последний оказывается нагруженным поперечными силами и вращающим моментом. Косозубые цилиндрические, конические и червячные передачи, кроме сил, лежащих в плоскостях соответствующих деталей передач, вызывают появление осевых сил, приложенных на зубьях или витках червяка. Приведение этой силы к оси вала дает осевую (сжимающую или растягивающую) силу и сосредоточенный изгибающий момент.

Исходные данные:

Силы, действующие на вал:

- окружная  действует в вертикальной плоскости;

- радиальная ;

- осевая  действуют в горизонтальной плоскости.

Вращающий момент на валу ;

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса, установленного на валу ;

Частота вращения вала 

Режим нагружения переменный;

Диаметр вала под подшипник ;

Диаметр вала под колесо ;

Расстояние между опорами вала, координаты точек приложения сил определяются по эскизной компоновке редуктора: ; ;

.

Выходной вал редуктора соединен с приводным валом исполнительного механизма муфтой.

Последовательность расчета

  1.  Определяем радиальную силу от муфты, действующую на консольный участок вала по формуле [1, с 91, ф 4.2]:

Тогда,

.

Принимаем действие этой силы в вертикальной плоскости (как и силы ), направленное на увеличение деформации вала от силы .

  1.  Используя эскизную компоновку редуктора, составляем расчетную схему вала (см. рис. 7а).
  2.  Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости (см. рис. 7б).

Проверка правильности определения реакций.

  1.  Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости (см. рис. 7в).

Проверка правильности определения реакций.

  1.  Определяем опорные реакции от силы муфт  (см. рис. 7г).

Проверка правильности определения реакций.

  1.  Определяем суммарные реакции в опорах (приведенные в одну плоскость), которые будут использованы в качестве радиальных нагрузок при выборе подшипников качения.

  1.  Определяем изгибающие моменты:

- в горизонтальной плоскости (рис 7б):

,  

;  

,  

;  

- в вертикальной плоскости (рис 7в):

,  

;  

- изгибающие моменты от силы  (рис 7г):

,  

;  

- изгибающий момент в сечении  (под колесом):

  1.  Определяем суммарный изгибающий момент в сечении под колесом (сечение - наиболее нагруженное).

  1.  Принимаем материал вала по таблице 6.1 [1, с 117] – Сталь 5.

;  ;  ;  ;  

Механическую обработку вала – тонкая обточка, вал не подвергается поверхностному упрочнению.

  1.  Рассчитываем на сопротивление усталости по формуле [1, с 128, ф 6.8]:

Для опасного сечения вала (сечение ) расчетный коэффициент запаса прочности определяется по формуле [1, c 93, ф 4.8], а коэффициенты  и  по формулам [1, с 93, ф 4.10, 4.11]:

;

Коэффициент долговечности [1, с 93]

,

где

так как , то

Определяем суммарные коэффициенты  и  по формулам [1, с 95, ф 4.20]:

В этих формулах значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений  и  зависят от вида концентраторов напряжений

В месте посадки колеса на вал имеется два типа концентраторов: ступенчатый переход с галтелью и шпоночная канавка

По [1 , с 96-97, т 4.3 и 4.4 ] находим значения  и :

-для ступенчатого перехода с галтелью:

; .

При ,  и .

 и

-для шпоночной канавки, выполненной пальцевой фрезой:

и

Следовательно, большее влияние на прочность вала оказывает ступенчатый переход с галтелью ; поэтому для расчёта принимаем

и

В этом сечении вал имеет сплошное круглое сечение.

По таблице 4.5 [1, с 98] находим:

По таблице 4.6 [1, с 98] находим:

Так как вал не подвергается поверхностному упрочнению .

Таким образом,

Определяем амплитудные значения напряжений по формулам [1, с 94, ф 4.14]:

,  ,

где и  – моменты сопротивления, определяем по формулам [1, с 94, ф 4.15]:

,  

Тогда,

Следовательно,

Таким образом,

Определяем коэффициент запаса прочности

Следовательно, вал удовлетворяет условию прочности по сопротивлению усталости.

  1.  Выбор подшипников качения

При частоте вращения  выбор подшипников проводим по динамической радиальной грузоподъемности  и статической радиальной грузоподъёмности , а при  – только по статической грузоподъемности.

Исходные данные.

– диаметр опорной части вала;

и – радиальные нагрузки, действующие на подшипники;

– внешняя осевая сила, действующая на вал (направленна в сторону опоры 2 (см. рис. 7));

– частота вращения внутреннего кольца подшипника;

– требуемый ресурс подшипника;

Режим нагружения переменный.

Последовательность расчета

Выбираем предварительно по таблице  [1, с. 139] шарикоподшипник легкой серии 209, у которого динамическая радиальная грузоподъемность

а статическая радиальная грузоподъёмность   и габаритные размеры .

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку [1, с. 108, ф 5.4] при переменном режиме нагружения:

,

где  – номер опоры ();  – коэффициент вращения ( при вращении внутреннего кольца подшипника,  при вращении наружного кольца);

Принимаем  ;  – радиальная нагрузка, действующая на подшипник;  – осевая нагрузка, действующая на подшипник; ,  – коэффициенты, учитывающие разные повреждающие действия радиальной и осевой нагрузок;  – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,  – для коробок скоростей металлорежущих станков (кроме строгальных и долбежных);  – для редукторов.

Принимаем

– коэффициент, учитывающий температуру подшипникового узла, при .

Принимаем.

Рисунок 8 – Схема расположения подшипников.

Осевую нагрузку воспринимает подшипник 2 (рисунок 8).

Тогда,

,

Выбираем из таблицы 5.1 [1, с 110] для соотношения

и находим коэффициент минимальной осевой нагрузки

Тогда,

Следовательно, принимаем коэффициенты, учитывающие разные повреждающие действия радиальной и осевой нагрузок
; - для шариковых подшипников.

Дальнейший расчет ведем по более нагруженной опоре 2.

Определяем ресурс принятого подшипника [1, с 107, ф 5.1]:

,

где  – ресурс подшипника миллионов оборотов, определяемый по формуле [1, с 107, ф 5.2]:

,

где  – коэффициент долговечности, вводимый при повышенных требованиях к надежности, равной  (редукторы и коробки скоростей), ;  – коэффициент, учитывающий качество металла деталей подшипника и условия эксплуатации;

Принимаем [1, с 107]  

– показатель степени (для шариковых подшипников ).

Тогда,

Таким образом,

Выбранный подшипник пригоден.

При заданном ресурсе вероятность безотказной работы данного подшипника будет выше 90%.

Список использованной литературы

  1.  Пантелеев В.Ф. Расчёты деталей машин: учеб. пособие / В.Ф. Пантелеев. – 2-е изд.; доп. – Пенза; Изд-во Пенз. гос. ун-та, 2002. – 163 с.
  2.  Пантелеев В.Ф. Конструирование деталей и узлов технологических и транспортных машин: учебное пособие для вузов /  В. Ф. Пантелеев, С.А. Кулишенко, В.В. Сенькин, П.А. Соколов, Е.А. Чуфистов / Под общ. ред. В.Ф. Пантелеева. – Пенза: Информационно – издательский центр ПГУ, 2003. – 204 с.:110 ил., 41 табл., библиогр. 14 назв.
  3.  Кинематический и энергетический расчеты механических приводов машин: метод. указания и задания к курсовому проектированию по деталям машин / В. Ф. Пантелеев,  Д. В. Кочетков ; под ред. В. В. Смогунова. – Пенза : Изд – во ПГУ, 2011. – 80 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

72182. Економіка підприємства: Методичні рекомендації 902 KB
  Методичні рекомендації містять стислі рекомендації до виконання курсової роботи та провідні методичні положення щодо обґрунтування прийнятих студентом рішень підвищення ефективності роботи підприємства цеху виходячи з заданих економічних умов вимоги до курсової роботи порядок її виконання.
72183. Культура мови: навчально-методичний посібник 1.6 MB
  Навчально-методичний посібник містить методичні рекомендації до самостійної роботи, методичні рекомендації до практичних занять, до виконання індивідуальних завдань, підсумковий контроль, список рекомендованої літератури.
72184. Економіка підприємства: навчально-методичний посібник 3.37 MB
  Метою вивчення дисципліни «Економіка підприємства» є формування здатностей самостійно мислити, приймати управлінські рішення, виконувати комплексні економічні розрахунки для ефективного здійснення господарської діяльності на рівні підприємства.
72185. Введение в физику. Методические указания 4.06 MB
  Материальная точка. Система отсчета. Путь и перемещение. Поступательное и вращательное движение. Средняя скорость прохождения пути. Мгновенная скорость. Ускорение. Равномерное прямолинейное движение. Равнопеременное прямолинейное движение. Прямая и обратная задачи кинематики.
72186. Философия: Учебник для вузов 5.03 MB
  Учебник написан авторами, которые известны и как крупные ученые, и как педагоги, обладающие большим опытом преподавания в вузах. Фундаментальные вопросы философии рассматриваются в нем с позиций плюрализма, многообразия их интерпретации и обоснования.
72187. Религиоведение: Учебник для юридических вузов МВД России 1.61 MB
  В сочинениях отцов церкви четко проводится сравнение между повиновением царям и послушанием Богу. Филологический анализ религиозных текстов позволил мыслителям эпохи Возрождения не только развить античную традицию религиоведения но и подвергнуть критическому научному анализу некоторые важнейшие документы церкви.
72189. Базы данных: учебно-методический комплекс 3.24 MB
  Дисциплина посвящена изучению вопросов организации баз данных и систем управления базами данных. В основных ее разделах изучаются принципы построения, функционирования и оценки характеристик баз данных и их систем управления.
72190. УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ «ХИМИЯ ПИЩИ» 1.54 MB
  В основе производства пищевых продуктов лежат превращения основных компонентов пищи воды белковых веществ липидов углеводов солей и витаминов. Их классификацию состав и строение; пищевую энергетическую и биологическую ценность основных нутриентов...