Реферат: Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей - текст реферата. Скачать бесплатно.
Банк рефератов, курсовых и дипломных работ. Много и бесплатно. # | Правила оформления работ | Добавить в избранное
 
 
   
Меню Меню Меню Меню Меню
   
Napishem.com Napishem.com Napishem.com

Реферат

Расчет одноступенчатого редуктора с прямозубой конической передачей

Банк рефератов / Технологии

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Реферат
Язык реферата: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Microsoft Word, 682 kb, скачать бесплатно
Заказать
Узнать стоимость написания уникального реферата

Узнайте стоимость написания уникальной работы

Расчет одноступенчатого редуктора с прямо зубой конической передачей Оглавление Техническое задание Назначение и сравнительная характери стика привода 1. Кинематический и сило вой расчёт привода . Выбор электродвигателя 2. Геометрический прочностно й расчёт закрытой передачи 3. Разработка эскизной к омпоновки редуктора 4. Проверка долговечности подшипнико в 5. Уточнённый расчёт вал ов 6. Выбор типа крепления вала на колесе 7. Выбор и анализ посад ок 8. Выбор муфт . Выбор упл отнений 9. Выбор смазки редуктора и подшипников 10. Сборка редуктора 11. Список использованной ли тературы Приложения Оглавление Техническое задани е Исходные данные : Т = 18 Н *м = 56 рад /с d = 0. 55 м схема 1 1. Электродвигатель 2. Упругая муфта 3. Редуктор с прямозубой конической передачей 4. Открытая коническая пере дача 5. Картофеле-очистительная маши на Задание : Рассчи тать одноступенчатый редуктор с прямозубой ко нической передачей . Начертить сборочный черт ёж редуктора , рабочие чертежи зубчатого колес а и ведомого вала. Назначение и с равнительная характеристика привода Данный привод используется в картофелеочистительной машине . Привод включает в себя электрический двигатель , открыт ую цилиндрическую косозубую передачу , одноступенчат ый конический редуктор , который требуется рас считать и спроектировать в данном курсовом проекте. Редуктором называется механизм , состоящий из зубчатых или червячных передач , выполненны й в виде отдельного а грегата и сл ужащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине . Кинематическая схема прив ода может включать , помимо редуктора , открытые зубчатые передачи , цепную или ремённую . Н азначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращательно г о момента ведомого вала по сравнению с валом в едущим . Редуктор состоит из корпуса , в кот ором помещают элементы передачи - зубчатые кол ёса , валы подшипники и т.д . Зубчатые пере дачи Наиболее часто используют цилиндрические и конические перед ачи с прямыми и косыми зубьями . Кром е этих передач используют винтовые , и пере дачи с шевронными и криволинейными зубьями. Преимущества зу бчатых передач 1. Постоянство передаточного числа (для прямозубой цилиндрической U =2 4 , косозубой цилинд рической U =4 6, для конической U =2 3) 2. Высокая нагрузочная спос обность 3. Высокий КПД (0.96 0.99) 4. Малые габариты 5. Большая долговечность , п рочность , надёжно сть , простота в обслужива нии 6. Сравнительно малые нагру зки на валы и опоры Недостатки зубч атых передач 1. Невозможность без ступен чатого изменения скорости. 2. Высокие требования к точности изготовления и монтажа. 3. Шум при больших скор остях. 4. Пло хие амортизационн ые свойства , что отрицательно сказывается на компенсацию динамических нагрузок. 5. Громоздкость при больших межосевых расстояниях. 6. Потребность в специально м оборудовании и инструменте для нарезания зубьев. 7. Зубчатые передачи не пре дохраняют от опасных нагрузок Конические пе редачи по сравнению с цилиндрическими наиболе е сложны в изготовлении и монтаже т.к . для них требуется большая точность. 1. Выбор эл ектродвигателя и кинематический расчёт . 1.1 Определяем требуемую мощност ь д вигателя N = N * ( Вт ) Т =Твых =Т 3 N =56*18=1008 B т 1.2 Определяем КПД = р * оп *пк р-редук тора =0,97*0,96*0,9 =0,679 оп-открытой передачи пк-подшипников качения 1.3 Определяем мощность двигателя 1.4 Выбираем эл . Двигатель из условия N н N дв N н =1.5 кВт 4А 80А 2У 3 N н =1.5 кВт n с =3000 Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двига телей (таблица 1) таблица 1 N Типораз мер nc , об /мин 1 4А 80А 2У 3 3000 2 4А 80В 493 1500 3 4A90L693 1000 4 4A100L893 750 1. 5 Определяем передаточное отношение двигателя , где n дв - синхронная частота вра щения , О б /мин ; n вых - час тота вращения выходного вала механизма (вал С , см схему 1), Об /мин 1.6 Задаёмся передаточным отношением открыт ой передачи u = 2 3 1.7 Определ яем передаточное отношение редуктора Передаточное от ношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U = 2 3 , где U - передаточное отношение двигателя U оп - передаточное отношение открытой передачи U р - передаточное отнош ение редуктора Остановим свой выбор двигателе N 1, и примем сле дующие передаточ ные отношения : u дв = 5,6 u р = 2,8 u оп = 2 Эскиз двигателя в приложении 1. 1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов. 1.9 Определяем угловую скорость на вала х передаточного механизма Проверка : N дв =Тдв * дв N дв =4,73*313,6=1483 Вт Двигатель 4А 80А 2У 3 1. 10 Выполняем обратный пересчёт Т 3, 3 с уч ётом выбранног о двигателя Проверка N дв =Тдв * дв N дв =4.19*56=1500 Вт В дальнейшем будем вести расчёты с учётом п олученных значений 1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма n1 = nc = 3000 об /мин Данные расчётов сведём в т аблицу : таблица 2 Т i, Н *м i, рад /с ni, об /мин Вал А 4.78 314 3000 Ва л В 9.08 157 1071 Ва л С 24 56 535 2 . Геометрический про чностной расчёт закрытой передачи . 2. 1 Выбираем материал Для шестерн и и колеса выбираем сталь углеродистую ка чественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных на грузок 0 =122 МПа , допускаемое контактное напряжен ие =550 МПа 2.2 Определяем внешний делительный диаметр коэффициент КН =1,2 коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию В RE =0,285 1 , где Тр - момент на выходном валу ре дуктора (табл . 2); de 2 - внешний делитель ный диаметр , мм ; к - допу скаемое контактное напряжение , МПа ; up - передато чное отношение редуктора ; Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d e 2 =100мм 2.3 Принимаем число зубьев на шестерне Z 1=22 2.4 Определяем число зубьев на колесе Z 2= u р * Z 1 =2,8*22=62 1 Определяем геометрические параме тры зубчатой передачи 2. 5 Внешний окружной модуль 1 2. 6 Угол делительного конуса для ше стерни колеса 2.7 Определяем внешний диаметр шестер ни и колеса 2.8 Определяем внешнее конусное расстояние 1 2.9 Определяем среднее кон усное рас стояние , г де b - дли на зуба 2.10 Определяем средний окружной модуль 2.11 Определяем средн ий делительный диаметр шестерни и колеса d= m * Z 1 d 1=1.3*22=28.6 мм d 2=1.3*62=80.6 мм 2.12 Определяем усилие д ействующее в зацеплении окружное колеса шестерни , где Т - крутящий момент на выходном валу ; d - средний делительный диаметр радиальное , где Р - окружное усилие , - угол делител ьного конуса , = 20 Проверка коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру 1 средняя окружная скорость колес а 1 степень точности n =7 Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок 1 , где КН - коэфф ициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба ; КН - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями ; КН V - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс 1 Проверку кон тактных напряжений выполним по формуле : Проверка зубье в на выносливо сть по напряжениям изги ба 1 , где коэффициент нагрузок , где К F - коэффиц иент концентрации нагрузки ; К FV - коэффициент динамичности Y - коэффиц иент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев : для шестерн и для колеса При этих значениях ZV выбираем YF 1 = 3.976, YF 2 = 3.6 Для шестерни отношение для колеса Дальнейший расч ёт ведём для зубьев шестерни , т.к . полученн ое отношение для него меньше. Проверяем зуб колеса 3 . Разработка эскизно й компоновки. 3. 1 Предварит ельный расчёт валов редуктора. Расчёт выпол няем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям Крутящие моменты в поперечных сечениях валов : ведущего Тк 1=Т 1=9000 Нм ведомого Тк 2=Т 2=24000 Нм Диаметр выходного конца вала d в 1 (см . рис . 3) определяем при допускаемом на пряжении к =25 МПа 1 диаметр под подшипниками примем d п 1=17 мм ; диамет р под шестерней d к 1=20 мм. Диаметр выходного конца вала d в 2 (см . рис . 4) при допускаемом напряжении к =25 МПа диаметр под подшипниками примем d п 2=20 мм ; диамет р под зубчатым колесом d к 2=25 мм. 3. 2 Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня Сравнительно небольшие размеры шестерни п о отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу (см . рис . 3). Длина посадочного участка l ст b =20 мм Колесо его размеры d ае 2=101.1 мм ; b =20 мм диаметр ступицы d ст 1.6* d к 2=1.6*25=40 мм ; длина ступицы l ст = (1.2 1.5)* d к 2=1.5*25=37.5 мм l ст = 35 мм толщина обода 0 =(3 4) * m =1.3*(3 4)=5 мм рис 2. Коническое зубчатое толщина диска С =(0,1 0,17)* R е =7 мм колесо 3. 3 Kонструктивные ра змеры корпуса редуктора толщина стенок корпуса и крышки = 0,05* R е +1=3,65 мм ; при нимаем = 5 мм 1=0,04* R е +1=3,12 мм ; принимаем 1 = 5 мм толщина фланцев (поясов ) корпуса и кры шки : верхнего пояса корпуса и пояса крышки b = 1,5* =1,5*5=7,5 мм b 1=1,5* 1=1,5*5=7,5 мм нижнего п ояса крышки р =2,35* =2,35*5=11,75 мм ; принимаем р =12 мм Диаметры болтов : фундаментальных d 1=0,055* R 1+12=12 , 3 мм ; прини маем фундаментальные болты с резьбой М 12 болтов , крепящих крышку к корпусу у подшипника, d 2=(0,7 0,5)* d 1 d 1=(0,7 0,5)*12,3=8,6 6,15 мм ; принимаем болты с резьбой М 8 болтов , соединяющих крышку с корпусом , d 3=(0,7 0,5)* d 1 d 3=6 7,2 мм ; принимае м болты с резьбой М 6 3.4 Компоновка редуктора Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала . Намечаем положение вертикальной осевой линии - оси ведо мого вала . Из точки пересечения проводим п од 1 = 20 осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 53 мм. Конструктивно оформляем по найденным в ыше размерам шестерню и колесо . Вычерчиваем их в зацеплении . Подшипники валов рас положим стаканах . Предварительно намечаем для валов роли коподшипники конические однорядные . Учитывая небо льшие размеры редуктора принимаем лёгкую сери ю подшипников Услов ное обозначение подшипника d мм D мм B м м C кН Co кН 7203 17 40 12 14.0 9.0 7204 20 47 14 21.0 13.0 Наносим габариты подшипников ведущего вал а , наметив предварительно внутреннюю стенку к орпуса на расстоянии 10 мм от торца шестерн и и отложив зазор между стенкой корпуса и центром подшипника 10 мм (для размещен ия мазеудерживающего кольца ). Второй подшипник размещаем на расстоянии от первого равном 2.5* d в 1=2,5*13=32.5 мм 2 , где d в 1 - диаметр выходного конца ведущег о вала. Размещаем подшипники ведомого вала , на метив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10 мм от торца ступицы коле са и отложив расстояние между стенкой кор пуса и центром подшипника 10 мм. Замером определяем расстояния a 1=30 мм ; a2= 48 мм ; a 3=33 мм ; a4= 64 мм 4. Проверка долговечности подшипников. Ведущий вал Расчётная схема a 1=30 мм а 2=48 мм Р r 1=203.5 Н Pa 1=74 Н P =1678.3 Н Определение реакций опор в вертикальной плоскости рис . 3 Расчётная схема ведущего вала . Проверка : Определение реакций опор в горизонтальной плоскости Проверка : Определение эквивалентных нагрузок 3 , где X , Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно ; Kv - коэффициент учитывающий вращение кол ец подшипников ; Fr - радиальная нагрузка , Н ; КБ - коэффициент безопасности ; Кт - температурный коэффициент , где Н i , Vi - реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях со отве тственно , Н Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников 1 здесь для подшипников 7203 параметр осевого нагружения e = 0.31 В нашем случае S 1 S 2; Fa 0 , тогда Pa 1= S 1=706.2 H Pa2=S1+Pa=271+74=345 H X=0.4 Y=1.97 Расчётная долговечность , млн . об. Расчётная долговечность , ч , где n = 1500 частота вращения ведущего вала. Расчёт ведо мого вала Определение реакций опор в вертикальной плоскости рис . 4 Расчётная схема ведомого вала. Проверка : Определение ре акций опор в горизонтальной плоскости. Проверка : Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников В нашем случае S1 S2; Fa 0 , тогда Pa1=S1=63 H Pa2=S1+Pa1=63+203.5=266.5 H Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипник и 7204 , то долговечность определим для более нагруженного подшипника. , п о этому осев ую нагрузку следует учиты вать. Эквивалентная нагрузка P э =0.4*515.7+1.67*266.5=0.7 кН Расчётная долговечность , млн . об . 1 Расчётная долговечность , ч здесь n = 536 об /мин - частота вращения ведомого вала Полученная долговечность более требуемой . Подшипники приемлемы. 5. Уточнённ ый расчёт валов. Нормальные н апряжения от изгиба изменяются по симметрично му циклу , а касательные от кручения по пульсирующему 5.1 Выбор материала вала Предварительно примем углеродистую сталь обычного качества , Ст 5, для которой предел временного сопротивлен ия b =500 Мпа 5. 2 Определение изгибающих моментов Ведущий вал У ведущего вала определять коэффициент запаса прочнос ти в нескольких сечениях нецелесообразно , достаточно выбрать одно сечение с наимен ьшим коэффициентом запаса , а именно сечение в месте посадки подшипника , ближайшего к шестерне (см . Рис .3). В этом опасном сечени и действуют максимальные изгибающие моменты M y и Mx и крутящий момент Mz = Т 2. Концентрация напряжений вызвана н апрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал. a 1=14 мм ; а 2=48 мм Р r =203,5 Н ; Ра =74 Н ; Р =1678,3 Н V а =308,5 Н ; V в =105 Н ; H а =2727,2 Н ; H в =1048,9 Н ; Ma =10,582 Н *м Построение эпюры М y (рис . 5) 0 y a1 My=-Pa*x+Ma; y=0 My=Ma y=a1 My=- Pr*a+Ma = -50 , 468 Н *м 0 y a2 My=-V в *y = -50 , 468 Н *м Построен ие эпюры М x (рис . 5) 0 x a1 Mx=-P*x 0 x a2 Mx=-H в *x x=0 Mx=0 x=a1 Mx=- P*a1=-50 , 349 Н *м x=0 Mx=0 р ис . 5 Эпюры моментов x=a2 Mx=- H в *a2=-50 , 349 Н *м Ведомый вал а 3 =33 мм ; а 4 =64 мм Р r =74 Н ; Ра =203,5 Н ; Р =595,5 Н V а =133,4 Н ; V в =-59,4 Н ; H а =393,9 Н ; H в =202 Н ; Ma =82,0105 Н * м Построение эпюры М y (рис . 6) 0 y a3 My=V в *y y=0 My=0 y=a3 My=Va*a3=44 , 022 Н *м 0 y a4 My=V в *y y=0 My=0 y=a4 My=Va*a4=-38 , 016 Н *м П остроение эпюры М x (рис . 6) 0 x a3 Mx=-Ha*x x=0 Mx=0 x=a3 Mx=- Ha*a3=-129 , 657 Н *м 0 x a4 Mx=-H в *x x=0 Mx=0 рис . 6 Эпюры моментов x=a4 Mx=- H в *a4=-129 , 657 Н *м 5.3 Определение суммарного изгибающего м омента в опасном сечении 5.4 Определение осевого момента сопротив лен ия сечения 1 5.5 Амплитуда нормальных напряжений 1 5.6 Определение полярного момента сопрот ивления 5.7 Определение амплитуды касательно го напряжения 5.9 Определение коэффициентов запасов пр очности 8.1 по нормальному напряжению ,где v - амплитуда нор мальных напряжений ; К - эффективный коэффициент концентрац ии нормальных напряжений ; - масш табный фактор для нормальных напряжений ; - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности = 0.97 0.9 8.2 по касательному напряжению , где -1 - предел выносливости стали при симметр ичном цикле кручения ; k - коэффициент концентрации напряжений ; - масштабный фактор ; - амплиту да касательных напряжений , МПа ; - коэффициент , учитывающий влияние шероховатости поверхности ; - коэффициент асимметрии цикла ; m - среднее значение амплитуды касательных напряжений , МПа. 5.10 Определение общего коэффициента з апаса прочности 6. Выбор типа крепления вала на колесе . Расчёт соединений. 6.1 Выбор материала В качестве материала шпонки примем сталь углеродистую обыкновенного качества Ст 6, для которой допу скаемое напряжение на смятие см =70 100 МПа , допускаемое напряже ние на срез ср =0,6* см =42 Мпа 6.2 Геометрические размеры шпонки b=5 мм ; h=5 мм ; t1=3 . 0 мм ; t2=2 . 3 мм ; l ш = l ст 2-(5 10)=28 мм , где l ст 2 - длина ступицы , мм l ш - длина шпонки , мм шпонка 5 5 28 ГОСТ 23360-78 6.3 Проверка шпонки на смятие , где Т 3 - крутящий момент на вал у С , Н *м (таблица 2); d к - диаметр вала под колесо , мм ; h - высота шпонки , мм ; b - ширина шпонки , мм ; l ш - длина шпонки , мм возьмём с закруглёнными кон цами lp=28-5=23 мм берём 20 мм 6. 4 Проверка шпонки на срез 7. Выбор и анализ посадок 7.1 Выбираем посадки Примем посад ки согласно таблице 4 таблица 4 Р аспорная втулка на вал Торцевые крышки на ПК Внутренние кольца ПК на вал ы На ружные кольца ПК в корпусе Уп лотнения на валы Выполним анали з посадки Н 7/ m6 7.2 Определе ние предельных отклонений отверстий на колесе D=25 (Н 7) ES=+21 мкм EI=0 мкм 7.3 Определение предельных отклонений ва ла d=25 (m6 ) es=+21 мкм ei=+8 мкм 7.4 Определение max значения натяга Nmax=es-EI=21-0=21 мкм 7.5 Определение max значения зазора Smax = ES-ei = 21-8=13 мкм 7.6 Определение допусков 7.6. 1. на отверстие Т D=ES=EI=21-0=21 мкм 7.6.2 на вал Т d=es-ei=21-8=13 мкм 7.7 Определение предельных размеров Dmax=D+ES=25+0.021=25.021 мм Dmin=D+EI= 15 мм dmax=d+es=25+0.021=25.021 мм dmin=d+ei=25+0.008=25.008 мм 7.8 Построим схему д опусков 8. Выбор муфт . Выбор уплотнений. 8.1 Выбор муфты Возьмём муфту упругую втулочно-пальциевую (МУВП ). Эта муфта является наиболее распростран ённой муфтой с неметаллическими упругими элем ентами - резиной ; обладает хорошей эластичностью , демпфир ующей электроизоляционной способностью 8.1.1 Вращающий момент на валу электродвигателя 8.1.2 При ударной нагру з ке принимаем коэффициент режима работы муфты К =4 8.1.3 Расчётный вращающий момент 8.1.4 По нормали МН -2096-64 выбираем муфту М УВП -16 (см . табл . 5) таблица 5 d , мм D , мм L , мм D1 , мм z d п, мм l п , мм l в , мм Мрас Н *м ,. рад /с 13 90 84 58 4 10 19 15 31.4 660 8.1.5 Проверяем пальц ы на изгиб 8.1.6 Проверяем резиновые втулки на смятие Выбранная муфта удовлетворяет условию про чности 8.2 Выбор уплотнений Выберем упло тнение подшипников качения в зависимости от окружной скорости валов. Ведущий вал , где - угловая скорость ведущего вала , рад /с ; d - ди аметр выходного конца ведущего вала , мм Так как 1 < 2 м /с , то примем войлочное уплотнение по ГОСТ 6308- 71, со следующими параметрами d в 1 d D b D1 d1 b1 b2 13 12 21 2.5 22 14 2 3.0 Ведомый вал , где - угловая скорость ведомого вала , рад /с ; d - ди аметр выходного конца ведомого вала , мм 2 < 2 м /с , приним аем войлочное уплотнение со следующими параме трам и : d в 1 d D b D1 d1 b1 b2 17 16 25 3 26 18 2 .5 3.2 9. Выбор смазки редуктора и подш ипников. 9.1 Выберем смазку для редуктора Окружная скорос ть = 5 м /с . Так как < 10 м /с , то примем картерную см азку . Колесо погружа ем в масло на высоту зуба. Определим объём масляной ванны V =(0.5 0.8)* N н , гд е N н - н оминальная мощность двигателя , Вт V =(0.5 0.8)*1.5=0.75 1.2 л При средней скорости = 5 м /с , вязкость должна быть 28*10-6 м /с Принимаем масло индустриальное И -30А п о ГОСТ 20799-75 9.2 Выберем смазку подш ипников качения Критерием выбор а смазки являе тся k (млн.об ./мин .) k = d п *n , где d п - диаметр вала под подшипники , мм ; n - частота вращения вала , об /мин k1 = d п 1 *n 1 = = млн.об ./мин. K2 = d п 2 *n 2 = = млн.об ./мин Полученные значения k не превышают 300000 млн.об ./мин ., поэтому применяем пластичную смазку У С -2 по ГОСТ 1033-73, которая закладывается в подш ипниковые камеры при монтаже. 10. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрыва ют маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора , начиная с узлов валов : на ведущий вал насаживают мазеудержива ющие кольца и устанавливают роликоподшипники , предварительно нагретые в масле до 80-100 С ; в ведомый вал закладывают шпонку 5 5 28 и напрессовы вают зубчатое колесо до упора в бурт вала ; затем надевают распорную втулку , мазеуде рживающие кольца и устанавливают подш ипни ки , предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора , регулируют зубчатое зацеп ление и надевают крышку корпуса , покрывая предварительно поверхности стыка крышки и кор пуса спиртовым лаком . Для центровки устанав ливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов ; затягивают болты , к репящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку , ставят крышки подшипников с комплектом металлических проклад ок ; регулируют тепловой зазор . Перед уста новкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения , пропитанные горячим ма слом . Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокру чиваться от руки ) и закрепляют крышки винт ами. Затем ввёртывают пробку маслоспускно го отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель. Собранный редуктор обкатывают и подвер гают испытанию на стенде по программе , уст анавливаемой техническими условиями. 11. Список испо льзованной литературы 1. Анурьев В.И . - Справочн ик конструктора - машиностроителя : в 3-х томах . Том 3 - М .: Машиностроение , 1980. - 398 с. 2. Анурьев В.И . - Справочн ик конструктора - машиностроителя : в 3-х томах . Том 1 - М .: Машиностроение , 1979. - 483 с. 3. Дунаев П .Ф ., Ле ликов О.П . - Детали машин . Курсовое проектирован ие . - Высшая школа , 1990. - 523 с. 4. Чернавский С.А . - Курсо вое проектирование деталей машин . - М .: Машиност роение , 1988. - 416 .с
1Архитектура и строительство
2Астрономия, авиация, космонавтика
 
3Безопасность жизнедеятельности
4Биология
 
5Военная кафедра, гражданская оборона
 
6География, экономическая география
7Геология и геодезия
8Государственное регулирование и налоги
 
9Естествознание
 
10Журналистика
 
11Законодательство и право
12Адвокатура
13Административное право
14Арбитражное процессуальное право
15Банковское право
16Государство и право
17Гражданское право и процесс
18Жилищное право
19Законодательство зарубежных стран
20Земельное право
21Конституционное право
22Конституционное право зарубежных стран
23Международное право
24Муниципальное право
25Налоговое право
26Римское право
27Семейное право
28Таможенное право
29Трудовое право
30Уголовное право и процесс
31Финансовое право
32Хозяйственное право
33Экологическое право
34Юриспруденция
 
35Иностранные языки
36Информатика, информационные технологии
37Базы данных
38Компьютерные сети
39Программирование
40Искусство и культура
41Краеведение
42Культурология
43Музыка
44История
45Биографии
46Историческая личность
47Литература
 
48Маркетинг и реклама
49Математика
50Медицина и здоровье
51Менеджмент
52Антикризисное управление
53Делопроизводство и документооборот
54Логистика
 
55Педагогика
56Политология
57Правоохранительные органы
58Криминалистика и криминология
59Прочее
60Психология
61Юридическая психология
 
62Радиоэлектроника
63Религия
 
64Сельское хозяйство и землепользование
65Социология
66Страхование
 
67Технологии
68Материаловедение
69Машиностроение
70Металлургия
71Транспорт
72Туризм
 
73Физика
74Физкультура и спорт
75Философия
 
76Химия
 
77Экология, охрана природы
78Экономика и финансы
79Анализ хозяйственной деятельности
80Банковское дело и кредитование
81Биржевое дело
82Бухгалтерский учет и аудит
83История экономических учений
84Международные отношения
85Предпринимательство, бизнес, микроэкономика
86Финансы
87Ценные бумаги и фондовый рынок
88Экономика предприятия
89Экономико-математическое моделирование
90Экономическая теория

 Анекдоты - это почти как рефераты, только короткие и смешные Следующий
Азербайджанский пловец на Олимпиаде занял... двести фунтов стерлингов.
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

Банк рефератов - РефератБанк.ру
© РефератБанк, 2002 - 2016
Рейтинг@Mail.ru