Студопедия.Орг Главная | Случайная страница | Контакты | Мы поможем в написании вашей работы!  
 

та частоти обертання

⇐ Предыдущая123456


В даному випадку це переріз А. Для порівняльного розрахунку визначаємо два перерізи – найбільш близький переріз О.

За призначеними перерізами визначаємо базову довжину L0, розрахунковий діаметр d1, та номінальну потужність P0 (див. табл. 5.1)

Таблиця 5.1 – Вибір номінальної потужності, що передається одним пасом

Позначення перерізу паса Діаметр меншого шківа d1,мм Номінальна потужність P0, кВт, за швидкістю паса V, м/с
         
О (Lo=1320 мм)   0,49 0,56 0,62 0,82 0,95 1,07 1,03 1,22 1,41 1,11 1,37 1,6 - 1,4 1,65

Закінчення таблиці 5.1

Позначення перерізу паса Діаметр меншого шківа d1,мм Номінальна потужність P0, кВт, за швидкістю паса V, м/с
         
А (Lo=1700 мм)   0,84 0,95 1,05 1,39 1,6 1,82 1,75 2,07 2,39 1,88 2,31 2,74 - 2,29 2,88
Б (Lo=2240 мм)   1,39 1,61 1,83 2,26 2,7 3,15 2,8 3,45 4,73 - 3,83 4,73 - - 4,88
B (Lo=3750 мм)   2,77 3,15 4,59 5,36 5,8 6,95 6,33 7,86 - 7,95

Будемо вести ліву колонку для перерізу О, а праву колонку для перерізу А.

L0 = 1320 мм L0 = 1700 мм
d1 = 71 мм d1 = 100 мм
Для визначення P0 для обох перерізів треба знайти швидкість пасів V = w1×d1 /2, (м/с)
V = 151,24·71·10-3/2 = 5,37 (м/с). V = 151,24·100·10-3/2=7,56 (м/с).
За даними табл. 5.1. маємо:
P0 = 0,56 кВт. P0 = 1,6 кВт.
5.2. Орієнтовну кількість пасів Zор визначають за формулою: Zор =1,2 × Р1 / Р0:
Zop =1,2·4,63/0,56 = 9,92 Zop = 1,2·4,63/1,6 = 3,47
беремо число пасів Zор = 10. беремо число пасів Zор = 4.
5.3. Визначаємо діаметр d2 веденого шківа: , де u – передаточне відношення; е – коефіцієнт пружного ковзання (е = 0,01…0,02), яким ми нехтуємо
Розмір діаметра шківа приймають з ряду стандартних чисел:
63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800
приймаємо:
5.4. Уточнюють передаточне відношення i частоту обертання веденого вала: u = d2/d1; n2 = n1/u; u = d2/d1
u = 180 / 71 = 2,54. u = 250 / 100=2,5.
5.5. Залежно від компонування приводу призначають розмір міжосьової відстані (приймати більше значення). Для клинових пасів:
Збільшення міжосьової відстані веде до зростання розмірів передачі i підвищення її вартості, а зменшення – до зниження кута обхвату i втомної довговічності паса. Орієнтовно беремо пасову відстань передачі:
5.6. Визначають довжину паса L, мм: L =2· Aw +0,5· p · (d1+d2)+(d2-d1)2/(4· Aw)
L = 2·360+0,5·3,14·(71+180)+(180- -71)2/(4·360) = 1122,32 (мм). L = 2·520+0,5·3,14(100+250)+(250- -100)2/(4·520) = 1600 (мм).
Добуте значення L узгоджують зі стандартним рядом довжин паса, мм:
400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1125, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500
Розрахункова довжина паса в залежності від типу його перерізу повинна знаходитися в межах:
О L = 400...2500 мм, А L = 560...4000 мм, Б L = 800...6300 мм, В L = 1800...10600 мм.
Ми приймаємо значення:
мм. мм.
5.7. Перевіримо частоту пробігу паса w: w = V/L<wmax = 10…20 с-1 значення L підставляємо у метрах:
L = 1,125 м w = 5,37/1,125 = 4,77 (c-1). L = 1,6 м w = 7,56/1,6 = 4,73 (c-1).
5.8. Кут обхвату меншого шківа , град.:
Якщо <120, то треба збільшити міжосьову відстань або застосувати натяжний ролик, який забезпечує компактність передачі.
5.9. Дійсна міжосьова відстань, яка відповідає вибраній довжині паса:
- для перерізу О:
- для перерізу А:
5.10. Розрахункова потужність Pр, яку може передати один пас: [ Pp ] =Po.Cα.Cl.Cu·Cp де – коефіцієнт, який враховує кут обхвату (табл. 5.2)    

Таблиця 5.2 – Значення коефіцієнту

Кут обхвату, α1              
Cα 0,62 0,83 0,89 0,92 0,95 0,98  

Cl – коефіцієнт, який враховує довжину паса (табл. 5.3).

Таблиця 5.3 – Значення коефіцієнту Cl

Lp/Lo 0,4 0,5 0,6 0,8   1,2 1,4 1,6  
Cl 0,82 0,86 0,89 0,95   1,04 1,07 0,1 0,15

Cu – коефіцієнт, що враховує передаточне відношення (табл. 5.4).

Таблиця 5.4 – Значення коефіцієнту Cu

u 2...3 4...6 >6
Cu 0,95 0,9 0,85

Cp – коефіцієнт, який враховує режим i тривалість роботи (табл. 5.5).

Таблиця 5.5 – Значення коефіцієнту Cp

Характер навантаження Назва машин Cp
Пускове навантаження до120% нормального – легкий режим роботи. Невеликі вентилятори, свердлильні верстати, стрічкові транспортери. 1,0
Пускове навантаження до 150% нормального, незначні коливання робочого навантаження – середній режим роботи. Поршневі насоси i компресори, пластинчаті транспортери. 1,1
Пускове навантаження до 200% нормального, значні коливання робочого навантаження – важкий режим роботи. Транспортери гвинтові i скребкові, елеватори. 1,2
Пускове навантаження до 300% нормального, ударне робоче навантаження. Підйомники, екскаватори, драги, дробарки. 1,3
; ; ; ; ; ; ; ;
5.11. Уточнюють кількість пасів Z: Z = P1 / ([Pp]·Сz), де P1 – потужність на ведучому валі, кВт; Сz – коефіцієнт, який враховує нерівномірність навантаження пасів (див. табл. 5.6):

Таблиця 5.6 – Значення коефіцієнту Cz

Zор 2...3 4...6 > 6
Cz 0,95 0,90 0,85
Z = 4,63/(0,49·0,85) = 11,12 Z = 4,63/(1,44·0,9) = 3,57,
беремо число пасів Z = 12 беремо число пасів Z = 5
(Z повинно бути менше 8).
5.12. Сила попереднього натягу одного паса Qo, H: де – H, – Вт, V – м/с.
. .
5.13. Силу тиску F на опори валів (підшипники), без урахування сили ваги пасів i шківів, знаходять за формулою: :
 
5.14. Масу пасів m (кг), обчислюють за формулою: , де – (м), q – маса 1 метра стандартного паса, кг/м. Для перерізу: О – q = 0,06 кг/м; А – q = 0,11 кг/м, Б – q = 0,18 кг/м, В – q = 0,3 кг/м.
(кг). (кг).
5.15. За таблицею 5.7 i поданими до неї формулами визначають основні параметри шківів. Малюють ескіз профілю канавок шківів клинопасової передачі (рис. 5.3). Зовнішній діаметр шківа: de = dp +2 b; ширина ободу шківа: , де dp – розрахунковий діаметр; b – висота канавки над шириною lр; Z – кількість пасів у передачі; е – відстань між осями канавок; f – відстань між віссю i торцем. Рисунок 5.3 – Профіль шківа

Таблиця 5.7 – Параметри профілю канавок i шківів клинопасових передач, які приймають залежно від перерізу паса (розміри параметрів, мм)

Переріз lp b h e f φ = 340 φ = 360 φ = 380 φ = 400
dp b1 dp b1 dp b1 dp b1
О 8,5 2,5 7,0     63...71   80...100 10,1 112...160 10,2 >180 0,3

Закінчення таблиці 5.7

Переріз lp b h e f φ = 340 φ = 360 φ = 380 φ = 400
dp b1 dp b1 dp b1 dp b1
A   3,3 8,7     90...112 13,1 125...160 13,3 180...400 13,4 >450 13,3
Б   4,2     12,5 125...160   180...224 17,2 250...500 17,4 >560 17,6
B   5,7 14,3 25,1   - - 200...315 22,9 355...630 23,1 >710 23,3
(мм). (мм).
Знаходимо ширину ободу шківа:
(мм). (мм).
5.16. Найсприятливіші результати працездатності дають передачі, в яких відношення: de2 / M = 8...12, де M – ширина ободу шківа:
de /M = 76 / 148 = 0,51. de /M = 106,6 / 65=1,64.
5.17. Визначають основні параметри шківів. Шківи пасових передач виготовляють зі сталі при V>30 м/с або з чавуну при V<30 м/с. Найпоширенішим матеріалом для виготовлення шківів є сірий чавун: СЧ 12 при V < 25 м/с, СЧ 15 при V < 30 м/с. Залежно від діаметра шківа його обід може з’єднуватись з маточиною суцільним диском або бути монолітним. При великих діаметрах застосовують конструкцію з одним або двома рядами спиць. Кількість спиць визначають за формулою: , де – діаметр шківа, мм.
. .
Якщо < 4, то обід з’єднують з маточиною диском, у якому для полегшення шківа вирiзанi отвори. Умовно приймають конструкції шківів для клинопасових передач: - при dp < 160 мм – монолітна; - при dp = 160...400 мм – дискова; - при dp > 400 мм – зі спицями.
5.18. Паси, підібрані за стандартом, мають середній ресурс: t = 2000 год. Розрахунковий ресурс пасів: , де =2,5 – при легкому, =0,5 – при важкому, = 0,25 – при дуже важкому режимах роботи; =1,0 – для районів з помірним кліматом, = 0,875 – для районів з холодним i дуже холодним кліматом.
Паси, розраховані за тяговою здатністю, звичайно задовольняють умові міцності σmax < [σ], тому перевірку паса на міцність можна не робити.
5.19. Дають умовні позначення.
Згідно з ГОСТ 1284.1–89 клинові паси виготовляють 7-ми різних за розмірами перерізів, які позначаються О(Z), А(A), Б(B), В(C), Г(D), Д(E), Е(ЕО). У дужках вказані значення, що застосовуються у міжнародній практиці. Існують кордтканинні (Т) і кордшнурові (Ш), які застосовують при важких умовах роботи.
Пас О(Z) – 1125 Т ГОСТ – 1284.1–89 пас перерізу О, L = 1125 мм, корд­тканинний. Пас А(А) – 1600 Т ГОСТ – 1284.1–89 пас перерізу А, L = 1600 мм, корд­тканинний.
     

Таблиця 5.8 – Табличний звіт розрахунків

Параметри клинопасової передачі Значення
1 варіант паса 2 варіант паса
Переріз паса О А
Колова швидкість паса, V м/с 5,37 7,56
Діаметр ведучого шківа d1, мм    
Діаметр веденого шківа d2, мм    
Довжина паса L, мм    
Частота пробігу паса w, с-1 4,77 4,73
Кут обхвату пасом меншого шківа, α1 162,74 163,56
Міжосьова відстань Aw, мм 361,36 519,84
Кількість пасів, Z    
Сила попереднього натягу одного паса Qo, H 62,36 134,21
Сила тиску на опори валiв F, H 1479,69 1062,65
Розрахунковий ресурс паса, tp, год.    

Висновок: найбільш оптимальним є пас перерізу А.

ВИХІДНІ ДАНІ ДО ПРАКТИЧНИХ ЗАНЯТЬ ДЛЯ

РОЗРАХУНКУ КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані Передостання цифра номера залікової книжки
                   
Потужність Р1, кВт.                    
Вихідні дані Остання цифра номера залікової книжки
                   
Частота обертання веду­чого шківа n1, об./хв.                    
Передаточне число u 4,0 3,5 3,0 2,5 2,0 4,0 3,5 3,0 2,5 2,0

КОНТРОЛЬНІ ПИТАННЯ

1. Запишіть формулу для визначення колової швидкості паса.

2. Що треба зробити, якщо кут обхвату менший за 1200.

3. Принцип розрахунку клинопасової передачі.

4. Як визначається міжосьова відстань, довжина паса, кут обхвату.

5. Як співвідносяться сили в гілках пасової передачі.


6. РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ РОЛИКОВОЇ ПЕРЕДАЧI

[1, с.390], [2, с.42], [3, с.92]

Вихідні дані (довільні):

- потужність Р1 = 6,5 кВт;

- частота обертання

n1 = 716,56 об./хв.;

- кутова швидкість с-1;

- передаточне число u = 2,4;

- обертовий момент Т1 =86,67 Н;

- передача горизонтальна;

- помірні зміни навантаження;

- передача нерегульована.

6.1. Знаходимо кількість зубців Z1 меншої (ведучої) зірочки

, . Приймаємо = = 25.

Поєднання непарного числа зубців меншої зірочки з парним числом ланок ланцюга забезпечує рiвномiрнiше спрацювання ланцюга i зубців зірочок.

6.2. Визначаємо кількість зубців більшої зірочки Z2

; . Приймаємо = 61.

Кількість зубців більшої зірочки для роликових ланцюгів Z2max < 120

6.3.Визначаємо крок ланцюга

Крок ланцюга t є основним параметром ланцюгової передачі. Ланцюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допускають значно менші частоти обертання меншої зірочки.

Таблиця 6.1 – Найбільші значення частоти обертання ведучої зірочки, n1max

Частота обертання, n1max, об./хв.              
Крок ланцюга t, мм, не більше 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,10 44,45

Вибираємо ланцюг із мінімально допустимим для заданого навантаження кроком. У проектному розрахунку орієнтовне значення кроку t, мм, однорядного роликового ланцюга визначаємо за формулою:

, де Т1 – Н·м; (мм).

Узгоджуючи одержане значення кроку із заданою частотою обертів, вибираємо однорядний або із зменшенням величини кроку – дво- чи трирядний ланцюг. Але багаторядні ланцюги дуже чутливі до неточності виготовлення та монтажу передачі. Їх застосовуємо, коли немає можливості використати однорядний ланцюг для заданих умов роботи.

За табл. 6.1. при частоті обертання n1 = 716,56 об/хв. значення кроку повинно бути не більше ніж 19,05 мм. До розрахунку вибираємо роликовий однорядний ланцюг ПР – 19,050 – 3180, для якого маємо (табл. 6.2):

- крок t = 19,050 мм;

- площа опорної поверхні шарніра Аоп =105 мм2;

- руйнівне навантаження Fрн = 31,8 кН;

- маса ланцюга q = 1,9 кг/м.

Таблиця 6.2 – Привідні ланцюги ПР (роликові однорядні)

Позначення ланцюга Крок ланцюга, t, мм Площа проекції опорної поверхні, Аоп, мм2 Руйнівне навантаження, Fрн, кН Маса 1 метра ланцюга, q, кг/м
ПР–12,700–900 ПР–12,700–1820 ПР–15,875–2270 ПР–19,050–3180 ПР–25,400–5670 ПР–31,750–8850 ПР–38,100–12700 ПР–44,450–17240 12,700 12,700 15,875 19,050 25,400 31,750 38,100 44,450 16,5 9,0 18,2 22,7 31,8 56,7 88,5 127,0 172,4 0,30 0,65 0,80 1,90 2,60 3,80 5,50 7,50

Таблиця 6.3 – Привідні ланцюги 2ПР (роликові дворядні)

Позначення ланцюга Крок ланцюга, t, мм Площа проекції опорної поверхні, Аоп, мм2 Руйнівне навантаження, Fрн, кН Маса 1 метра ланцюга, q, кг/м
2ПР–12,700–3180 2ПР–15,875–4540 2ПР–19,050–7200 2ПР–25,400–11340 2ПР–31,750–17700 2ПР–38,100–25400 2ПР–44,450–34480 12,700 15,875 19,050 25,400 31,750 38,100 44,450   31,8 45,4 72,0 113,4 177,0 254,0 344,8 1,4 1,9 3,5 5,0 7,3 11,0 14,4

Таблиця 6.4 – Привідні ланцюги 3ПР (роликові трирядні)

Позначення ланцюга Крок ланцюга, t, мм Площа проекції опорної поверхні, Аоп, мм2 Руйнівне навантаження, Fрн, кН Маса 1 метра ланцюга, q, кг/м
3ПР–12,700–900 3ПР–15,875–2270 3ПР–19,050–3180 3ПР–25,400–5670 3ПР–31,750–8850 3ПР–38,100–12700 3ПР–44,450–17240 12,700 15,875 19,050 25,400 31,750 38,100 44,450   45, 68,10 108,0 170,10 265,50 381,0 517,20 2,0 2,8 5,8 7,5 11,0 16,5 14,4

6.4. Визначаємо швидкість ланцюга (м/с):

(м/с).

6.5. З умови забезпечення кута обхвату ведучої зірочки (більше 1200) знаходимо оптимальну міжосьову відстань:

;

(мм).

6.6. Визначаємо кількість ланок ланцюга:

;

.

Щоб не застосовувати перехідної ланки із загнутими пластинами, приймаємо парну кількість ланок, тобто добуте значення округляємо до парного числа: W = 124.

6.7. Уточнюємо міжосьову відстань:

,

де ; ;

; ;

(мм).

При монтажі холоста (ведена) гілка ланцюга повинна провисати на , тобто добуте значення треба зменшити на 0,2..0,4%.

(мм).Приймаємо мм.

6.8. Визначаємо сили, що виникають у гілках ланцюга:

у веденій гілці ;

у ведучій гілці ,

де – відцентрова сила, Н; , q – маса 1 метра ланцюга, кг;

(Н),

– сила від провисання веденої гілки ланцюга, Н:

,

де – коефіцієнт кута нахилу лінії центрів зірочок до горизонтальної площини (табл. 6.5)

Таблиця 6.5 – Орієнтовне значення коефіцієнту кута нахилу лінії центрів зірочок до горизонтальної площини

Кут нахилу 00 200…500 500…700 800…900
  4...2 2...1,5  

– прискорення вільного падіння, = 9,81 м/с;

– міжосьова відстань, м

(Н);

(Н),

– колова сила, Н: ,

де – обертовий момент, Н/м; d 1 – ділильний діаметр зірочки – діаметри кола, на якому розташовані осi роликів, м:

;

;

6.9. Силу, що діє на вали та їх опори, визначаємо за формулою:

.

Без великої похибки можна вважати, що сила F спрямована по лінії центрів передачі: .

6.10. Вибраний ланцюг перевіряємо за середнім тиском p (МПа), в його шарнірах, який забезпечує їхню зносостійкість:

,

де – коефіцієнт навантаження:

,

де К 1 – динамічний коефіцієнт:

- при помірному навантаженні К 1= 1,0;

- при поштовхах К 1= 1,5;

К 2 – коефіцієнт змащування:

- при періодичному змащенні (V < 2 м/с) – К 2 = 1,5;

- при краплинному (V < 4 м/с) – К 2 = 1,0;

- при безперервному (V > 4 м/с) – К 2 = 0,5;

К 3 – коефіцієнт тривалості роботи:

- при однозмінній – К 3= 1,0;

- при двозмінній – К 3= 1,25;

- при тризмінній – К 3= 1,5.

К 4 – коефіцієнт довжини ланцюга:

- Aw < 30t – К4=1,2;

- Aw = (30...60)t – К4= 1,0;

- Aw > 60t – К4= 0,8;

К 5 – коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга:

- при регулюванні відтискними опорами – К 5 = 1,0;

- при регулюванні відтискними зірочками – К 5 = 1,1;

- для нерегульованої передачі – К 5 = 1,25;

К 6 – коефіцієнт кута нахилу лінії центрів зірочок передачі до горизонтальної площини:

- при куті нахилу 00...600 – К 6 = 1,0;

- при куті нахилу 600...900 – К 6 = 1,25;

– площа проекції опорної поверхні шарніра, мм2;

– коефіцієнт, що враховує кількість рядів ланцюга:

- для однорядного = 1,0;

- для дворядного = 1,7;

- для трирядного = 2,5;

[ p ] – допустимий тиск, MПа.

К 1= 1,0; К 2= 0,5; К 3= 1,25; К 4= 1,0; К 5= 1,25; К 6 = 1,0; = 1,0:

;

(МПа).

За табл. 6.6 приймаємо [ p ] = 20,6 МПа > 8,45; існує можливість зменшити крок.

Таблиця 6.6 – Значення допустимого тиску [p] для роликових ланцюгів

Частота обертання n1, об./хв. [ p ], МПа при Z1=15...30 i t, мм
12,7 – 15,875 19,05 – 25,40 31,75 – 38,10 44,45 – 50,80
  34,3 30,9 28,1 25,7 23,7 22,0 20,6 18,1 16,3 14,7 34,3 29,4 25,7 22,9 20,6 18,6 17,2 14,7 - - 34,3 28,1 23,7 20,6 18,1 16,3 14,7 - - - 34,3 25,7 20,6 17,2 14,7 - - - - -

6.11. Перевірка вибраного ланцюга на міцність

У відповідальних випадках можна перевірити вибраний ланцюг на міцність за коефіцієнтом запасу:

,

де – руйнівне навантаження (див. табл. 6.2-6.4);

К 1 – динамічний коефіцієнт (див. пункт 6.10);

[ s ] – допустимий коефіцієнт запасу міцності, значення якого зростає при збільшенні кутової швидкості меншої зірочки та кроку ланцюга (табл. 6.7)

Таблиця 6.7 – Допустимий коефіцієнт запасу міцності [s]

для роликових ланцюгів

Крок t, мм Частота обертання меншої зірочки n1, об./хв.
                 
12,700 15,875 19,050 25,400 31,750 38,100 44,450 50,800 7,1 7,2 7,2 7,3 7,4 7,5 7,6 7,7 7,3 7,4 7,5 7,6 7,8 8,0 8,1 8,3 7,6 7,8 8,0 8,3 8,6 8,9 9,2 9,5 7,9 8,2 8,4 8,9 9,4 9,8 10,3 10,8 8,2 8,6 8,9 9,5 10,2 10,8 11,4 12,0 8,5 8,9 9,4 10,2 11,0 11,8 12,5 - 8,8 9,3 9,7 10,8 11,8 12,7 - - 9,4 10,1 10,8 12,0 13,4 - - - 10,8 11,7 13,3 - - - -

;

s = 24,77 > [ s ] = 10,8.

Звичайно, ланцюги, вибрані з умови забезпечення зносостійкості, мають достатню міцність, тому перевірочний розрахунок на міцність можна не робити.

Таблиця 6.8 – Табличний звіт розрахунків

Параметр Значення
Кількість зубців зірочок: - ведучої Z1 - веденої Z2  
Позначення ланцюга ПР–19,050–3180
Колова швидкість, V, м/с 5,69
Кількість ланок ланцюга, W  
Міжосьова відстань Aw, мм  
Ділильні діаметри зірочок: - ведучої d1, мм - веденої d2, мм   152,40 373,53

Закінчення таблиці 6.8

ё

Параметр Значення
Діаметр вершин зубців: - ведучої da1, мм - веденої da2, мм   160,32 379,09
Сила, що діє на вали F, кН 1308,01
Tиск у шарнірах ланцюга: - діючий, р, МПа - допустимий, [ p ], МПа   8,45 20,6
Коефіцієнт запасу міцності: - діючий s - допустимий [ s ]   24,77 10,8

ВИХІДНІ ДАНІ ДО ПРАКТИЧНИХ ЗАНЯТЬ ДЛЯ

РОЗРАХУНКУ ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані Передостання цифра номера залікової книжки
                   
Потужність Р1, кВт                    
Вихідні дані Остання цифра номера залікової книжки
                   
Кутова швидкість ω1 рад/с.                    
Передаточне число u 2,0 2,4 2,6 2,8 3,0 3,2 3,4 3,6 3,8 4,0

Вид передачі – горизонтальна; передача нерегульована; навантаження помірні змінні.

Частота обертання: .

КОНТРОЛЬНІ ПИТАННЯ

1. У чому полягає перевірка ланцюга на міцність?

2. Які сили, що виникають у гілках ланцюга.

3. Як забезпечить рівномірне спрацювання ланцюга і зубців зірочок.

4. Що є основним параметром передачі. Як його визначити?

5. Чому для ланцюгів не роблять перевірочний розрахунок на міцність?


ЛІТЕРАТУРА

Основна література

1. Павлище В.Г. Основи конструювання та розрахунок деталей машин: Підручник. – К.: Вища школа, 1993. – 556 с.

2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учебное пособие для технических вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп. – Х.: Основа, 1991. – 276 с. (Є електронний варіант).

3. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин: Навч. посібник для техн. вузів. – Х.: Основа, 1996. – 256 с. (Є електронний варіант).

Додаткова література

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. – М.: Машиностроение, 1979. – 351 с.

2. Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование. М.: Высш. школа, 1990 – 421 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. – М.: Высш. школа, 1991 – 432 с.

4. Гузенков П.Г. Детали машин. Учебник для вузов. М.: Высш. школа, 1986 –352 с.

5. Фролов М.К. Детали машин. М.: Высш. школа, 1990 – 415 с.

6. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. К.: Высш. школа, 1990 – 287 с.

7. Пронин Б.А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи. М.: Машиностроение, 1967 – 404 с.

8. Кузин Н.А. Выбор и расчет подшипников качения. Минск: Технопринт, 2001 – 102 с.

9. Решетов Д.И. Детали машин. М.: Машиностроение, 1989 – 496 с.

10. Павлов Я.М. Детали машин. Учебник. Л.: Машиностроение, 1968 – 346 с.

11. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.И. и др. М.: Машиностроение, 1979 – 366 с.

12. Боков В.Н. и др. Детали машин. Атлас. Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1983 – 164 с.

13. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высш. школа, 1990 – 421 с.

14. Цехнович Л.І. Деталі машин. Збірник задач. К.: Вища школа, 1993 – 316 с.

15. Индустриальные смазочные материалы. Под ред. Кондакова Л.А. М.: Машиностроение, 1982 – 134 с.

16. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высш. школа, 2001 – 416 с.

17. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие под ред. Кудрявцева. М.: Машиностроение, 1984 – 400 с.

18. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. Учеб. пособие. М.: Высш. школа, 1980 – 428 с.

19. Підшипники кочення. Основні параметри, конструкції опор, змащування. Львів, 2001 – 136 с.

20. Сулима А.М. Поверхностный слой и эксплуатационные свойства деталей машин. М.: Машиностроение, 1988 – 240 с.

21. Гаевик Д.Т. Подшипниковые опоры современных машин. М.: Машиностроение, 1985 – 248 с.

22. Нарышкин В.Н. Подшипники качения. Каталог-справочник. М.: Машиностроение, 1984 – 280 с. (Є електронний варіант).

23. Приводы машин. Атлас конструкций в 5 ч. Ч. 1. Редукторы и мотор-редукторы. К.: Вища школа, 2001 – 455 с.

24. Кузьмин А.В. Расчет деталей машин. Справ. пособие. Минск: Высшая школа, 1986 – 400 с.

25. Снеговский Ф.П. Расчет и конструирование подшипников скольжения. К.: Техника, 1974 – 100 с.

26. Продан В.Д. Техника герметизации разъемных неподвижных соединений. М.: Машиностроение, 1991 – 160 с.

27. Светлицкий В.А. Упругие элементы машин. М.: Машиностроение, 1989 – 259 с.

28. Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. В 2-х кн. М.: Машиностроение, 1988. (Є електронний варіант).


ПЕРЕЛІК НАВЧАЛЬНИХ ВІДЕОФІЛЬМІВ З КУРСУ „ДЕТАЛІ МАШИН”

⇐ Предыдущая123456


Дата публикования: 2015-03-29; Прочитано: 381 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!

studopedia.org - Студопедия.Орг - 2014-2024 год. Студопедия не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования (0.06 с)...