Курсовая: Основы конструирования - текст курсовой. 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

Курсовая

Основы конструирования

Банк рефератов / Технологии

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Курсовая работа
Язык курсовой: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Архив Zip, 173 kb, скачать бесплатно
Заказать
Узнать стоимость написания уникальной курсовой работы

Узнайте стоимость написания уникальной работы

Московский инженерно– физический институт (Технический универ ситет ) Отделение № 2 Кафедра ОИД Расчетно– пояснительная записка по курсовому проекту по курсу “ Основы конструирования ” Выполнил …………………….. Принял Усольцев С.Н. Новоуральск – 1996 – СОДЕРЖА НИЕ 1. Выбор кинематической схемы редуктора 5 2. Проектировочный расчет зубчатых передач 7 2.1. Расчет первой ступени 7 2.1.1. Расчет геометрических параметров 7 2.1.2. Расчет сил , действующих в зацеплении 9 2.1.3. Подбор подшипников 9 2.2. Расчет второй ступени 10 2.3. Расчет третьей ступени 11 2.4. Расчет четвертой ступени 13 3. Проверочный расчет четвертой ступени 14 4. Проверочный расчет наиболее нагруженног о выходного вала 18 5. Проверочный расчет шлицевого соединения 19 6. Проверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного выходного вала 20 7. Тепловой расчет редуктора 21 8. Расчет параметров корпусной детали 22 9. Литература 24 Рис .1 Рис . 2 Рис . 3 1. Выбор кинематической схемы редуктора Рассмотрим три возможные кинематические схемы редуктора , приведенные соответственно на рис .1, 2 и 3, отвечающие требованиям задания на проектирование и выберем наиболее подходящую , руков одствуясь такими критериями , как стоимость , собираемость , ремонтопригодность , долговечность , плавность работы и т.д. Рассчитаем кинематические параметры редукторов по нижеуказанным соотношениям и занесем результаты расчетов в табл . 1. Все формулы и соотнош ения взяты из [3] . Величина крутящего момента Т ВЫХ на выходном вале : , где T ЗАД – величина выходного крутящего момента , Нм ; – коэффициент полезного действия передачи. Крутящий момент на промежуточном вале Т рассчитывается по формуле : , где Т ПРЕД – крутящий момент на предыдущем вале ; u – передаточное отношение с предыдущего вала на расчетный. Мощность Р , передаваемая валом , определяется к ак : Р =Т , где – угловая скорость вращения вала. Минимально необходимый диаметр вала d может быть рассчитан следующим образом : , где [ ] =(0.025 0.03) В – максимально допускаемое напряжение на изги б , МПа . Для стали 40Х В =600 при ТО– улучшение. Общий КПД редуктора рассчитывается перемножением всех валов и передач. Таблица 1 Наименование характеристики Схема 1 Схема 2 Схема 3 Передаточ ное отношение u 12 3.15 3 . 15 11.11 u 23 3.55 3.55 2.8 u 34 2.8 – 3.15 u 45 3.15 5 – u 56 – 3.15 – u 14 – 6.3 – Частота вращения вала n 1 , об /мин 1000 1000 1000 n 2 320 320 90 n 3 90 90 32 n 4 32 159 10 n 5 10 32 – n 6 – 10 – Крутящий момент на валу 1, Нм 146 143 137 2 437 300 1517 3 1506 1010 1349 4 1322 278 4040 5 4040 1349 6 – 4040 Мощность , передаваемая валом 1, Вт 15303 15024 14445 2 14660 10032 14299 3 14201 9519 4522 4 4430 4632 4230 5 4230 4522 – 6 – 291 – Минимальный диаметр вала 1, м м 34 34 34 2 50 44 75 3 75 65 71 4 71 42 103 5 103 71 – 6 – 103 – Общий КПД редуктора 0.84 0.81 0.66 Наружный диаметр шестерни d 1 , мм 73 60 90 Наружный диаметр колеса D 2 , мм 200 190 327 d 2 60 56 90 D 3 210 200 254 d 3 90 – 90 D 4 254 378 283 d 4 90 65 – D 5 283 325 – d 5 – 90 – D 6 – 283 – Длина редуктора , мм 730 650 400 ширина 560 650 700 высота 330 650 400 Вывод : выбираем схему 1, как обладающую многими преимуществами по сравнению со схемами 2 и 3, например : высокий КПД , умеренные габаритн ые размеры , сравнительно высокую технологичность изготовления (собираемость ), смазываемость т.д. 2. Проектировочный расчет зубчатых передач Беря за основу данные табл .1 и с помощью [2] , мы рассчитаем геометрические параметры всех ступеней редуктора. 2.1. Расчет первой ступени 2.1.1. Расчет геометрических параметров Первая ступень состоит из конической зубчатой передачи с круговы ми зубьями . Материал передачи выберем следующий : · шестерня– ст . 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =900 МПа , =270 МПа. · колесо– ст . 40Х с закалкой ТВЧ с охватом дна впадины =850 МПа , =265 МПа. Выберем для проектировочного расчета угол наклона зубьев =35 . Определим допускаемое контактное напряжение , соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений N HE : , гд е K HL =1.1 – коэффициент долговечности ; =900 МПа – допускаемое контактное напряжение , соответствующее базовому числу циклов N H0 перемены напряжений для материала ст . 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины. НР =900 МПа. Далее , учитывая : , где НР 1 =900 МПа– характеристика материала шестерни ; НР 2 =850 МПа– характеристика материала колеса , получим : =787 МПа. Согласно [2], воспользуемся следующей формулой для расчета диаметра основной окружности шестерни конической передачи d E1 : , где К d =835 – коэффициент , учитывающий геометрические параметры конической передачи ; K be =0.3 – коэффициент ширины зубчатого венца , так как U>3; K H =1.15 – коэффициент , учитывающий распредел ение нагрузки по ширине венца конического колеса ; принимаем согласно [2] таб . 7.2. при условии значения параметра =0.6, =63 мм. Рассчитаем внешнее конусное расстояние R e : , где 1 =arctg(U)=17.6 – угол заборного конуса шестерни. =104 мм. Вычислим модуль передачи m te : , где z 1 =16 – принятое согласно [2] количество зубьев шестерни. m te =63/16=4.5 мм. Для обеспечения прочности по изгибу определим минимально допустимый средний нормальный модуль m nm : , где K m =10 – для колес с круговыми зубьями ; K F =1.24 – коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса ; принимаем согласно [2] таб . 7.2. при условии значения параметра =0.6; – коэффициент , учитывающий форму зуба ; рассчитывается по формуле : , где Y F1 =3.9 – принимается по таб . 7.1. при z 1 =14; x 1 =0.012 – коэффициент изменения толщины зуба у шестерни ; принимается по таб . 7.3. при круговых зубьях. =3.9; bd =0.63 – коэффициент ширины зубчатого венца ; вычисляется по соотношению : ; Fp =270 МПа– допускаемое напряжение изгиба , соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений N HE ; рассчитаем согласно : , где K FL =1; =270 – допускаемое напряжение при расчете на выносливость , соответствующее числу циклов перемены напряжений N F0 для ст . 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины ; =2.88 3 мм. Проверка на соответствие величины модулей передачи : , – практически тождество. Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи : , где d ae1 – внешний диаметр вершин зубьев шестерни ; h ae1 – внешняя высота головки зуба. d ae1 =73 мм. Сделав аналогичные расчеты для колеса , получим : d ae2 =200 мм. Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубье в шестерни В 1 : , В 1 =97 мм. Все параметры передачи первой ступени занесем в табл . 2. Таблица 2 Параметр Значение Тип Коническая с круговым зубом d ae1 73 мм d ae2 200 мм R e 107 мм B 1 97 мм z 1 16 z 2 44 2.1.2. Расчет сил , действующих в зацеплении Окружная сила : , =4634 н. Радиальная сила на шестерни : , где знак в зацеплении взят из табл . 7.8 при условии вращении шестерни по часовой стрелки и правом направлении линии наклона зубьев. =13000 н. Осевая сила на шестерни : , где знак выбран при аналогичных условиях. =7960. Расчет для колеса : , =8186 н. , =12910 н. 2.1.3. Подбор подшипников Выберем ориентировочно однорядные роликоподшипники средней широкой серии . Для расчета экв ивалентной нагрузки воспользуемся схемой расчета , представленной в [2]. Пусть : , где F s – осевая сила , возникающая в подшипнике в результате действия радиальной нагрузки ; =5700 н. Тогда согласно таблице 11.3 имеем : , где F a1 – осевая нагрузка в удаленном подшипнике ; F a2 – осевая нагрузка в подшипнике , ближайшем к шестерне ; F a1 =5700 н ; F a2 =5700+12910=18700 н. Рассчитаем эквивалентную нагрузку Р : , где V=1 – коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце ; Х– коэффициент осевой нагрузки ; Y – коэффициент радиальной нагрузки ; K =1.5 – коэффициент безопасности ; K Т =1 – температурный коэффициент ; F r – радиальная нагрузка , действующая на один подшипник ; при условии разнесенности опор можно предполагать , что вся радиальная нагрузка действует на один подшипник. F x – осевая нагрузка. =51000 н. Следует взять подшипник 7606 со следующими характеристиками : d=30мм– посадочный диаметр ; D=90 мм– наружный диаметр ; T=26.25 мм– габаритная ширина подшипника ; T=21 мм– ширина внутреннего кольца подшипника ; С 0 =51000 н– грузоподъем ность достаточна. Для второй опоры выберем роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А. 2.2. Расчет второй ступени Вторая ступень состоит из косозубо й цилиндрической передачи с углом наклона зубьев =15 . Материал передачи выберем следующий : · шестерня– ст . 40Х , нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием ; =1100 МПа , =300 МПа. · колесо– ст . 40Х , нитроцементация с последующей закалкой и шлифование м ; =1050 МПа , =295 МПа. Произведем расчет диаметра основной окружности шестерни d w1 , пользуясь формулой [2] 6.2: , гд е K d =675 – коэффициент для косозубых колес ; K H =1.27 – учитывает распределение нагрузки по ширине венца , взят из табл . 6.3; bd =1 – учитывает ширину зубчатого венца , табл . 6.3; НР =967 МПа– предельно допускаемое напряжение по контактным напряжением для выбранного материала ; 60 мм. Рассчитаем минимально необходимый модуль по : 1. контактной прочности m: m=d w1 cos /z 1 , где z 1 =17 – число зубьев шестерни. m=60 cos15/17=3.5; 2. по напряжениям изгиба : , где K m =11.2 для колес ; K F =1.24 – коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса , табл . 6.3; Y F1 =3.9 – принимается по таб . 7.1. при z 1 =17; bd =1 – коэффициент ширины зубчатого венца , табл . 6.3; Fp =300 МПа– допускаемое напряжение изгиба, =3 .5 мм. Межосевое расстояние a w : , a w =140 мм. d 2 =210 мм. z 2 =59. Параметры передачи занесем в табл . 3. Таблица 3 Параметр Значение d 1 60 d 2 210 b w 60 z 1 17 z 2 59 Силы , действующие в зацеплении : F t =15000 н– окружная сила ; F R =5500 н– радиальная сила ; F Х =5000 н– осевая сила. Подшипники назначим : два одинарных конических роликоподшипника 7512 и роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32 206 А. 2.3. Расчет третьей ступени Расчет будет производиться аналогично расчету ступени один , поэтому описание некоторых коэффициентов и параметров будут опущены. Выберем для проектировочного расчета угол наклона зубьев =35 . Материал передачи выберем следующий : · шестерня– ст . 40Х , нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием ; =1100 МПа , =300 МПа. · колесо– ст . 40Х , нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием ; =1050 МПа , =295 МПа. Согласно [2], воспользуемся следующей форм улой для расчета диаметра основной окружности шестерни конической передачи d E1 : , где U=2.8 – передаточное отношение ; T 1 =496 нм– крутящий момент на шестерне ; К d =835 – коэффициент , учитывающий геометрические параметры конической передачи ; K be =0.3 – коэффициент ширины зубчатого венца ; K H =1.15 – коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса ; принимаем согл асно [2] таб . 7.2. при условии значения параметра =0.6 =90 мм. Рассчитаем внешнее конусное расстояние R e : , где 1 =arctg(U)=19.6 – угол заборного конуса шестер ни. мм. Вычислим модуль передачи m te : , где z 1 =20 – приня тое согласно [2] количество зубьев шестерни. m te =90/20=4.5 мм. Для обеспечения прочности по изгибу определим минимально допустимый средний нормальный модуль m nm : , где K m =10 – для колес с круговыми зубьями ; K F =1.24 – коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ко нического колеса ; принимаем согласно [2] таб . 7.2. при условии значения параметра =0.6 – коэффициент , учитывающий форму зуба ; рассчитывается по формуле : , где Y F1 =3.87 – принимается по таб . 7.1. при z 1 =20; x 1 =0.012 – коэффициент изменения толщины зуба у шестерни ; принимается по таб . 7.3. при круговых зубьях. =3.96; bd =0.63 – коэффициент ширины зубчатого венца ; вычисляется по соотношению : ; Fp =330 МПа– допускаемое напряжение изгиба , соответствующ ее эквивалентному числу циклов перемены напряжений N HE ; рассчитаем согласно : , где K FL =1.1 – коэффициент долговечности ; =300 – допускаемое напряжение при расчете на выносливость , соответствующее числу циклов перемены напряжений N F0 для ст . 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна впадины ; =2 мм. Проверка на соответствие величины модулей передачи : , – примерно совпадает. Определим необходимые для чертежа геометрические параметры передачи : , где d ae2 – внешний диаметр вершин зубьев шестерни ; h ae2 – внешняя высота головки зуба. d ae2 =254 мм. z 2 =56 – число зубьев колеса . Расчет сил в зацеплении производится по алгоритму пункта 3.3.3. Все параметры передачи третьей ступени занесем в табл . 4. Таблица 4 Пар аметр Значение Тип Коническая с круговым зубом d ae1 90 мм d ae2 2 54 мм R e 1 34 мм B 1 125 мм z 1 20 z 2 56 Подшипники назначим : два одинарных конических роликоподшипника 7512 и роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А. 2.4. Расчет четвертой ступени Четвертая ступень состоит из косозубой цилиндрической передачи с углом наклона зубьев =15 . Материал передачи выберем следующий : · шестерня– ст . 40Х , нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием ; =1100 МПа , =300 МПа. · колесо– ст . 40Х , нитроцементация с последующей закалкой и шлифованием ; =1050 МПа , =295 МПа. Произведем расчет диаметра основной окружности шестерни d w1 , пользуясь формулой [2] 6.2.: , где K d =675 – коэффициент для косозубых колес ; K H =1.27 – учитывает распределение нагрузки по ширине венца ; bd =1 – учитывает ширину зуб чатого венца ; НР =967 МПа– предельно допускаемое напряжение по контактным напряжением для выбранного материала. 90 мм. Рассчитаем минимально необходимый модуль по : 1.контактной прочности m: m=d w1 cos /z 1 , где z 1 =17 – число зубьев шестерни. m=90 cos15/17=4.5; 2.по напряжениям изгиба : , где K m =11.2 для косозубых колес ; K F =1.24 – коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса ; Y F1 =3.71 – п ринимается по таб . 7.1. при z 1 =20; bd =1 – коэффициент ширины зубчатого венца ; Fp =320 МПа– допускаемое напряжение изгиба, =4.5 мм. Некоторые геометрические параметры. Межосевое расстояние a w : , a w =200 мм ; d 2 =283 мм ; z 2 =54. Параметры передачи занесем в табл . 3. Таблица 3 Параметр Значение d 1 90 мм d 2 283 мм b w 90 мм z 1 17 z 2 54 Силы в зацеплении : F t =30000 н ; F r =11000 н ; F x =8000 н. 3. Проверочный расчет четвертой ступени Расчет максимальных контактных напряжений в передаче произведем по формуле : , где Z H =1.71 – коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев с огласно таб . 6.10; Z M =274 – коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес ; принимаем по таб . 6.4; Z =0.79 – коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий ; вычислим по формуле : , где =1.41 – коэффициент торцевого перекрытия . 0.625. Далее , вычислим удельную окружную силу w Ht : , где F t =30000 н– окружная сила ; b w =90 – ширина зубча того венца ; К Н =1.05 – из табл . 6.11 при 8 степени точности ; К Н =1.37 – из табл . 6.3 при bd =1 и твердости рабочих поверхностей НВ >350; К Н v – коэффициент , учитывающий дина мическую нагрузку : , где w Hv – удельная окружная сила , н /мм ; , где H =0.004 – коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба , определяется по табл . 6.12; g 0 =61 – коэффициент , учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса , прин имаем по табл . 6.13; v=0.14 м /с – окружная скорость передачи ; а w =200 мм– межосевое расстояние. 68; =1.15; 440; =796<[ ]=967 МПа. Выполним расчет на изгибную выносливость зубьев . Действующие напряжения изгиба : , где Y F =3.71 – коэффициент формы зуба , пр инимается по таб . 6.7; Y =1 – коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев ; Y =0.892 – коэффициент , учитывающий наклон зубьев : , Далее , вычислим удельную окружную силу w Ft : , где К F – коэффициент , учитывающий распределение наг рузки между зубьями ; определяется по формуле : К F =1/ , К F =1.05; К F =1.57 – из табл . 6.3 при bd =1 и твердости рабочих поверхностей НВ >350; К Fv – коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку : , где w Fv – удельная окружная сила , н /мм ; , где H =0.006 – коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба ; 206; =1.63; 462; =330<[ F ]=330 МПа. Проверим при действии максимальной нагрузки . На контактную прочность : , где Н =967 МПа ; T 1max /T 1 =1.2 – отношение пускового момента к рабочему– взято из [1]; Нр max – максимально допустимая нагрузка ; Нр max =40HRC, Нр max =2000 МПа. 2000. На изгибную прочность : , где F =320 МПа ; Fр max – максимально допустимая нагрузка– для цементованных зубьев : Fр max =2 Fmax , FР max =640 МПа. 640. Рис . 4 4. Проверочный расчет наиболее нагруженного выходного вала Согласно проектировочному расчету , примем d=100 мм . Схема сил , действующих на вал , при ведена на рис . 4 . F t =30000 н ; F r =11000 н ; F а =8000 н. Максимальный крутящий момент Т max : Т max =4040 нм. Максимальный изгибной момент М max : , 1650 нм. Коэффициент запаса прочности вала s: , где s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ; рассчитывается по формуле : , где -1 =473 МПа– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба ; для углеродистых конструкционных сталей определяется по формуле -1 =0.43 в , k =1.7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений , взят по табл . 8.7 [1]; =0.7 – масштабный коэффициент для нормальных напряжений , определяется по табл . 8.8; =0.9 – коэффициент , учитывающий влияние шероховатости поверхности ; R a =2.5 мкм . v =16 МПа– максимальное напряжение изгиба ; ; m = – среднее напряжение цикла нормальных напряжений ; рассчитаем по формуле , m =1 МПа ; =0.5 – для легированных цементованных закаленных сталей ; =10; s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ; рассчитывается по формуле : , где -1 =224 МПа– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба ; для углеродистых конструкционных сталей определяется по формуле - 1 =0.58 -1 , k =1.5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений , взят по табл . 8.7 [1]; =0.59 – масштабный коэффициент для нормальны х напряжений , определяется по табл . 8.8; =0.9 – коэффициент , учитывающий влияние шероховатости поверхности ; R a =2.5 мкм . v = m =10 МПа – максимальное напряжение изгиб а ; рассчитывается по формуле : , =0.5 – для легированных цементованных закаленных сталей ; =7. =5.79 – неприемлемо . После пересчета на меньший диаметр получаем : d=65 мм , для которого s=1.59. 5. Проверочный расчет шлицевого соединения Выполним расчет выполним по формуле [1] для эвольвентного шлицевого соединения : , где Т =4040 нм– передаваемый крутящий момент ; z=22 – число зубьев ; А см =2 10 -4 м 2 – расчетная поверхность смятия согласно формуле : А см =0.8 m l, где m=3 мм– модуль эвольвентного зацепления ; l=90 мм– длина зацепления ; R ср =32.5 мм– средний радиус ; [ см ]=120 МПа– при спокойной нагрузке и неподвижном соединении ; – верно . 6. Проверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного выходного вала Проектируем подшипники согласно величине посадочного диаметра . Вследствие использования в редукторе зубчатых передач со значительными осевыми наг рузками будем использовать однорядные роликоподшипники легкой серии. Эквивалентная нагрузка Р : , где V=1 – коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце ; Х– коэффициент осевой нагрузки ; Y – коэффициент радиальной нагрузки ; K =1.5 – коэффициент безопасности ; K Т =1 – температурный коэффициент ; F r – радиальная нагрузка действующая на один подшипник , учитывая симметричность расположения опор и F r =11000; F x – осевая нагрузка. Расчет производим согласно [4]. Предполагаем , что будем использовать однорядные роликоподшипни ки легкой серии . Эквивалентная нагрузка Р рассчитывается по соотношению , взятому для данного типа подшипников : , где F r =5500 н– радиальная нагрузка действующая на один подшипник , учитывая симметричность расположения опор и F r =11000; F x =8000 н– осевая нагрузка. Р =(0.4 1 5500+1.91 8000)=26200 н. Данное соотношение справедливо при : F a /(V F r )>e, где e=0.31 – характеристика подшипника. 5500/8000>0.31. Принимаем подшипник 7214 легкой серии со следующими характеристиками : d=70 мм– посадочный диаметр ; D=125 мм– внешний диаметр наружных колец ; T=26.25 мм– г абаритная ширина подшипника ; T=21 мм– ширина внутреннего кольца подшипника ; С 0 =82000>26200 н– грузоподъемность превышает необходимый минимум в 3 раза. 7. Тепловой расчет редуктора Согласно [3], тепловой расчет редуктора необходимо проводить в случае употребления червячной передачи или низкого общего КПД редуктора . Условие работы редуктора без перегрева [3]: , где t м – температура масла ; t в =20 С– температура окружающей среды ; Р =12200 Вт– подводимая мощность ; k t =17 Вт /(м 2 С ) – коэффициент теплопередачи редуктора ; А =1.5 м 2 – площадь теплоотдачи редуктора ; t=60 С– допускаемый перепад температур между маслом и окружающим воздухом. – достигается. Объем масла , необходимый в редукторе , рассчитаем по ориентировочному соотношению 0.5 литра на 1 кВт передаваемой мощности– общий объем масляной ванны примем равным 5 литрам. Вязкость масла определяется по рис .19.1 при рассчитанном значении следующего параметра : , где Н HV = 2 000 – твердость по Виккерсу ; Н =796 МПа– максимальные контактные напряжения ; v=0.14 м /с– окружная скорость в зацеплении. =120. Тогда =75 10 6 м 2 /с– назначение повышенной вязкости масла связано с применением роликовых подшипников и невысокими окружными скоростями. Выберем масло индустриальное И– 70Ас температурой застывания – 10 С. 8. Расчет параметров корпусной детали Для расчета воспользуемся алгоритмом , приведенном в таб . 17.1 [3] . Толщ ина стенок корпуса определяется по соотношению : , где Т тих – максимальный крутящий момент на тихоходном валу. 8.9 мм . Но , учитывая трудности при отливке подобных заготовок , рассчитаем следующую величину N: , где L, B, H – длина , высота и ширина отливки. 0.78 – что согласно рис .17.1 [3] при исполнении отливки из чугуна СЧ 15 – 32 соответствует 10 мм . Выбираем =10 мм. Толщина фундаментных лап h: , где d – диаметр фундаментных болтов ; , 25 мм ; h=1 .5 25=37.5 мм. 9. Литература 1. Курсовое проектирование деталей машин /С.А . Чернавский— М .: Машино строение , 1984. 2. Расчет и проектирование деталей машин /К.П . Жуков— М .: Машиностроение , 1978. 3. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н . Кудрявцев– Л .: Машиностроение , 1983. 4. Подшипники качения . Справочник– каталог ./Под редакцией В.Н . Нарышкина— М .: М ашиностроение , 1984.
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
— Вась, я беременна от тебя.
— Как? Мы же даже не спали?
— Я сама в шоке!!!
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

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