Деталі машин

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ РФ
Курганський державний університет
Кафедра «Деталі машин»
Контрольна робота
Завдання 6 Варіант 1
Дисципліна «Деталі машин»
Студент / Орлов О.С. /
Група ТС-2638с
Спеціальность_________________
Керівник __________________/ Крохмаль М.М. /
Комісія __________________/_____________/
__________________/_____________/
Дата захисту _________
Оцінка _________
Курган, 2009

Зміст
Завдання № 4
Завдання № 5
Завдання № 6
Додаток
Література

Завдання № 4
Розрахувати клиноременную передачу. Потужність на ведучому валу Р 1 = 10кВт, кутові швидкості шківів ω 1 = 77 з -1 і ω 2 = 20 с -1, режим роботи - спокійний, кут нахилу лінії центрів до горизонту 30 ▫. Режим роботи - тризмінний, навантаження - спокійна.
4.1. Передаточне число.
u = ω 1 / ω 2 = 77/20 = 3,85.
4.2. Вибір перерізу ременя.
За табл. 55 стор.87 / 2 / виберемо перетин D.
За табл. 56 і 57 стор.88 / 2 / вибираємо його характеристики:
W p = 27 мм, W = 32 мм, А = 1,38 мм 2, Т = 19 мм, d plmin = 315 мм, L p = 3150 - 15000 мм , M пм = 0,6 кг / м.
4.3 Діаметри шківів.
d p 1 = 1,1 * d plmin = 1,1 * 315 = 346,5 мм.
Приймемо за табл. 58 стор.89 / 2 / d p 1 = 355 мм.
d p 2 = u * d p 1 = 3,85 * 355 = 1367 мм. Приймемо за табл. 58 стор.89 / 2 / d p 2 = 1370 мм.
4.4 Уточнення передавального відносини з урахуванням відносного ковзання
ζ = 0,01.
u ф = d p 2 / [d p 1 * (1-ζ)] = 1370 / [355 * (1-0,01)] = 3,9.
4.5 Оцінка помилки передавального відношення.

(Uu ф / u) * 100% = (3,85-3,9 / 3,85) * 100% = 1,3% <5%.
4.6 Міжосьова відстань.
a min = 0,55 * (d p1 + d p2) + T = 0,55 * (d p1 + d p2) + T = 0,55 * (355 +1370) +19 = 968 мм.
a max = d p 1 + d p 2 = 355 +1370 = 1725 мм.
Приймемо а = 1000 мм.
4.7 Розрахункова довжина ременя.
L p = 2 * a + π * (d p1 + d p2) / 2 + (d p2-d p1) 2 / 4a == 2 * 1000 + π * (355 +1370) / 2 + (1370-355) 2 / 4 * 1000 = 4967 мм.
Приймемо L p = 5000 мм.
4.8 Уточнене міжосьова відстань.
а = 0,25 * {(L p-x) + [(L p-x) 2-2y] 0,5} = 0,25 * {(5000-2710) + [(5000-2710) 2 -2 * 1030225] 0,5} = 1019 мм.
Тут x = π * (d p1 + d p2) / 2 = π * (355 +1370) / 2 = 2710; y = (d p2-d p1) 2 = (1370-355) 2 = 1030225.
Приймемо а = 1020 мм .
4.9 Кут обхвату.
α 1 = 180 -57 * (d p 2-d p 1) / a = 180 -57 * (1370-355) / 1020 = 123,3 ▫.
4.10 Коефіцієнти для визначення розрахункової потужності:
коефіцієнт довжини ременя по табл. 59 стор.91 / 2 /: З L = 0,98;
коефіцієнт режиму роботи з табл. 60 стр.92 / 2 /: З p = 1,4;
коефіцієнт кута обхвату по табл. 61 стр.92 / 2 /: З α = 0,82;
коефіцієнт числа ременів по табл. 62 стр.92 / 2 /: З z = 0,95.
4.11 Розрахункова потужність передається одним ременем.
Р р = Р о * З L * З p / С α = 8,29 * 0,98 * 1,4 / 0,9 = 12,6 кВт.
Тут Р о = 8,29 кВт - номінальна потужність по табл. 55 стор.87 / 2 /.
4.12 Число ременів.
Z = Р 1 / (Р р * З z) = 18 / (12,6 * 0,95) = 1,5. Приймемо Z = 2.
4.13 Швидкість ременя.
V = ω 1 * d р1 / 2000 = 77 * 355/2000 = 13,7 м / с.
4.14 Сила попереднього напруження галузі ременя.
F 0 = 850 * Р 1 * З р * З L / (Z * V * C α) + θ * V 2,
де θ - коефіцієнт, що враховує відцентрову силу по табл. 59 стор.91 / 2 / приймемо θ = 0,6.
F 0 = 850 * 18 * 1,4 * 0,98 / (2 * 13,7 * 0,82) +0,6 * 13,7 2 = 1050 Н = 1,05 кН.
4.15 Окружна сила
F t = P 1 * 1000 / V = 18 * 1000/13, 7 = 1300 Н = 1,3 кН.
4.16 Максимальна напруга у ремені
σ max = σ p + σ н,

де σ p = F 0 / А + F t / (2 * Z * A) + ρ * V 2 / 1000000 == 1050 / 4,76 +1300 / (2 * 2 * 4,76) + 1200 * 13, 7 2 / 1000000 = 3 МПа.
Тут ρ = 1200 кг / м 2.
σ н = 2 * (Е н * У) / d р1 = 2 * 678/355 = 4 МПа.
Тут твір (Е н * У) = 678 для ременя перерізу В.
σ max = 3 +4 = 7 МПа.
4.17 Сила, що діє на вали.
F в = 2 * F 0 * Z * sin (α 1 / 2) = 2 * 1,05 * 1 * sin (123, / 2) = 1,8 кН.
4.18 Робочий ресурс передачі.
L h = N оц * L p / (60 * π * d 1 * n 1) * (σ -1 / σ max) * C u,
де N оц - Цісла циклів, витримується ременем за стандартом, за табл. 63 стр.92 / 2 / N оц = 4,7 * 10 6;
σ -1 = 9 МПа - межа витривалості матеріалу ременя;
C u = 1,5 * (u) 1 / 3 -0,5 = 1,5 * (3,85) 1 / 3 -0,5 = 1,9 - коефіцієнт враховує передавальне відношення.
L h = 4,7 * 10 6 * 5000 / (60 * π * 355 * 735) * (9 / 7) * 1,9 = 614 ч.
Тут n 1 = 30 * ω 1 / π = ​​30 * 77 / π = ​​735 об. / хв. - Частота обертання провідного шківа.

Завдання № 5
Розрахувати черв'ячну передачу ручної талі. Вага вантажу, що піднімається F = 15 кН, зусилля робітника на тяговий ланцюг F р = 150 Н, діаметр тягового колеса D тк = 300 мм, діаметр зірочки D з = 120 мм, термін служби редуктора t h = 18000 ч. Режим роботи - короткочасний.
1. Кінематичний розрахунок редуктора.
1.1. Визначення загального ККД редуктора.
η = η ч * η п m,
де η год - ККД черв'ячної передачі (η ч = 0,7 ... 0,8, приймемо η ч = 0,7);
η п - ККД однієї пари підшипників кочення (η п = 0,99 ... 0,995, приймемо η з = 0,99);
m - число пар підшипників кочення (m = 2).
η про = 0,7 * 0,99 2 = 0,69.
1.2. Визначення частот обертання валів
n 1 = 60000 * V р / (π * D з) = 60000 * 1 / (π * 120) = 159 об. / хв.
Тут V р - швидкість руху вантажу. Приймемо V р = 1 м / с.
n 2 = n 1 / u = 159/32 = 5 об. / хв.
Тут u - передавальне відношення черв'ячної передачі. Приймемо u = 32.
Швидкість руху вантажу V г = π * D тк * n 2 / 60000 = π * 300 * 5 / 60 000 = 0,1 м / с.
1.3. Потужності на валах.
Р 2 = F * V г = 15 * 0,1 = 1,5 кВт.
Р 1 = Р 2 / η = 1,5 / 0,69 = 2,2 Вт

1.5. Визначення крутних моментів на валах.
Т 1 = 9550 * Р 1 / n 1 = 9550 * 1,5 / 159 = 90 Н * м.
Т 2 = 9550 * Р 2 / n 2 = 9550 * 2,2 / 5 = 4202 Н * м.
2. Розрахунок черв'ячної передачі
2.1. Вихідні дані для розрахунку.
a) Крутний момент на валу черв'ячного колеса Т 2 = 4202 Н * м;
b) Передаточне число u = 32;
c) частота обертання черв'яка n +1 = 159 об. / хв.
2.2. Визначення числа витків черв'яка і числа зубів черв'ячного колеса.
Виберемо з табл.25 стор.50 / 2 /: Z 1 = 1. Z 2 = u * Z 1 = 32 * 1 = 32.
2.3. Вибір матеріалу.
Визначимо очікувану швидкість ковзання
V I S = 4,5 * n 1 * Т 2 1 / 3 / 10 4 = 4,5 * 159 * 4202 1 / 3 / 10 4 = 1,2 м / с.
З урахуванням швидкості ковзання вибираємо з табл.26 стор.51 / 2 /:
для черв'яка - сталь 45, термообробка - покращення НВ350;
для черв'ячного колеса - чавун СЧ15, межа міцності σ в = 315 МПа.
2.4. Вибір допустимих напружень
Вибираємо з табл.27 стор.52 / 2 /: [σ H] 2 = 110 МПа.
2.5. Визначення попереднього значення коефіцієнта діаметра.
q I = 0,25 * Z 2 = 0,25 * 32 = 8.
2.6. Визначення орієнтовного міжосьової відстані.
a I w = 610 * (Т 2 * До β * До V / [σ Н] 2 2) 1 / 3,

де К β - коефіцієнт нерівномірності навантаження,
До V - коефіцієнт динамічного навантаження.
Для попереднього розрахунку приймемо До β * До V = 1,4.
a I w = 610 * (4202 * 1,4 / 110 2) 1 / 3 = 480 мм.
2.7. Попереднє значення модуля.
m I = 2 * a I / (Z 2 + q I) = 2 * 480 / (32 +8) = 24 мм.
Вибираємо з табл.28 стор.53 / 2 /: m = 20 мм, q = 8.
2.8. Міжосьова відстань.
а = m * (Z 2 + q) / 2 = 20 * (32 +8) / 2 = 400 мм.
Приймемо а w = 400 мм.
2.9. Коефіцієнт зміщення X = а w / m-0, 5 * (Z 2 + q) = 400/20-0, 5 * (32 +8) = 0.
2.10. Відхилення передавального числа.
Δu = | (uZ 2 / Z 1) / u | * 100% = | (32-32/1) / 32 | * 100% = 0 <5%.
2.11. Перевірочний розрахунок за контактним напруженням.
2.11.1. Кут підйому витка черв'яка.
γ = arctg (Z 1 / q) = arctg (1 / 8) = 7,1 о.
2.11.2. Швидкість відносного ковзання в полюсі зачеплення.
V S = π * d 1 * n 1 / (60000 * cosγ),
де d 1 = m * q = 20 * 8 = 160 мм.
V S = π * 160 * 159 / (60000 * cos7, 1) = 1,3 м / с.
2.11.3. Коефіцієнт динамічного навантаження.
Вибираємо з табл.29 стор.54 / 2 /: K V = 1 для ступеня точності 7.
2.11.4. Коефіцієнт нерівномірності навантаження.
До β = 1 + (Z 2 / θ) 3 * (1-X),
де θ = 72 - коефіцієнт деформації черв'яка, вибраний з табл.30 стор.55 / 2 /;
X - коефіцієнт, що враховує характер зміни навантаження (для постійного навантаження). X = 0.
До β = 1 + (32/72) 3 * (1-0,66) = 1,03.
2.11.5. Розрахункові контактні напруги.
σ Н 2 = 5300 * [{Z 2 / (q +2 * X) / a w} 3 * K β * K V * T 2] 0,5 / [Z 2 / (q +2 * X)] =
= 5300 * [{32 / (8 +2 * 0) / 400} 3 * 1,03 * 1 * 4202] 0,5 / [32 / (8 +2 * 0)] = 87 МПа <[σ H] 2 = 110 МПа.
2.12 .. Перевірочний розрахунок по напруженням вигину.
2.12.1. Еквівалентне число зубів колеса
Z V2 = Z 2 / cos 3 γ = 32/cos 3 7,1 = 33.
2.12.2. Коефіцієнт форми зуба.
Вибираємо з табл.31 стор.55 / 2 /: Y F 2 = 1,71.
2.12.3. Напруження згину в зубах черв'ячного колеса.
σ F2 = 1,5 * T 2 * Y F2 * K V * До β * cosγ * 1000 / (q * m 3 * Z 2) <[σ F],
F] - допустимі напруження згину.

F] = 0,08 * σ в = 0,08 * 315 = 25 МПа.
σ F2 = 1,5 * 1019 * 1,71 * 1 * 1,03 * cos7, 1 * 1000 / (8 * 20 3 * 32) = 8,2 МПа <[σ F] = 25 МПа.
2.13. Геометричний розрахунок передачі.
Діаметри ділильних кіл:
черв'яка - d 1 = m * q = 20 * 8 = 160 мм,
колеса - d 2 = m * Z 2 = 20 * 32 = 640 мм.
Діаметри кіл вершин:
черв'яка - d а1 = d 1 +2 * m = 160 +2 * 20 = 200 мм,
колеса - d а2 = d 2 +2 * m = 640 +2 * 20 = 680 мм.
Висота головки витків черв'яка: h f одна = 1,2 * m = 1,2 * 20 = 24 мм.
Діаметри кіл западин:
черв'яка - d f 1 = d 1 -2 * h f 1 = 160-2 * 24 = 112,
колеса - d f 2 = d 2 -2 * m * (1,2 + X) = 640-2 * 20 * (1,2 +0) = 592 мм.
Найбільший діаметр черв'ячного колеса:
d aW = d a 2 +6 * m / (Z 1 +2) = 680 +6 * 20 / (2 +2) = 710 мм.
Ширина вінця черв'ячного колеса: b 2 = 0,75 * d a 1 = 0,75 * 200 = 150 мм.
Радіус виїмки поверхні вершин зубів черв'ячного колеса:
R = 0,5 * d 1-m = 0,5 * 160-20 = 60 мм.
Перевірка міжосьової відстані:
a w = 0,5 * m * (q + Z 2 +2 * X) = 0,5 * 20 * (8 +32 +2 * 0) = 400 мм.
Довжина нарізаної частини черв'яка:

b 1 = (11 +0,06 * Z 2) * m = (11 +0,06 * 32) * 20 = 258,4 мм. Приймемо b 1 = 260 мм.
2.14. Дані для контролю взаємного положення різнойменних профілів черв'яка.
Ділильна товщина по хорді витка:
S a1 = 0,5 * π * m * cosγ = 0,5 * π * 20 * cos7, 1 = 31,2 мм.
Висота до хорди витка:
h a 1 = m +0,5 * S a 1 * tg [0,5 * arcsin (S a1 * sin 2 γ / d 1)] =
= 20 +0,5 * 31,2 * tg [0,5 * arcsin (31,2 * sin лютого 7,1 / 160)] = 20,02 мм.
2.15. Зусилля в зачепленні черв'ячної передачі.
2.15.1. Окружна сила черв'ячного колеса і осьова сила черв'яка
F t 2 = F a 1 = 2 * T 2 / d 2 = 2 * 4202 * 1000/640 = 13 * 1000 Н * м = 13 Н * мм.
2.15.2. Окружна сила черв'яка і осьова сила черв'ячного колеса
F t1 = F a2 = F t2 * tg (γ + ρ) = 13 * tg (7,1 +2,2) = 2,1 * 1000 Н * м = 2,1 Н * мм.
Тут ρ - кут тертя. Вибираємо з табл.34 стор.59 / 2 / ρ = 2,2.
2.15.3. Радіальні сили черв'ячного колеса і черв'яка
F r 2 = F r +1 = 0,37 * F t 2 = 0,37 * 13 = 4,8 * 1000 Н * м = 4,8 Н * мм.
2.16. Тепловий розрахунок черв'ячної передачі.
Для відкритих ручних черв'ячних передач тепловий розрахунок не потрібно.
2.17. Розрахунок черв'яка на жорсткість.
Стріла прогину і умова достатньої жорсткості:
f = L 3 * (F t1 2 + F r1 2) 0,5 / (48 * E * I пр) <[f],
де L - відстань між серединами опор черв'яка,
L = (0,9 ... 1,0) * d 2 = (0,9 ... 1,0) * 640 = (576 ... 640) мм, приймемо L = 640 мм;
E - модуль пружності сталі, Е = 2,1 * 10 5 МПа,
I пр - приведений момент інерції перерізу черв'яка,
I пр = π * d f1 4 * (0,375 +0,625 * d a1 / d f1) / 64 =
= Π * 112 4 * (0,375 +0,625 * 200/112) / 64 = 11,5 * 10 6 мм 4;
[F] - допустима стріла прогину, [f] = m/200 = 20/200 = 0,1 мм.
f = 640 3 * (13000 2 +4800 2) 0,5 / (48 * 2,1 * 10 5 * 11,5 * 10 6) = 0,03 мм <[f] = 0,1 мм.
Завдання № 6
За даними завдання № 5 розрахувати вал черв'ячного колеса редуктора і підібрати для нього за ГОСТом підшипники кочення. Відстанню між підшипниками задатися.
1. Проектний розрахунок.
Орієнтовний розрахунок валу проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням ([τ] кр = 20 МПа).
Діаметр вільного кінця вала:
d з = (Т / 0,2 [τ] кр) 1 / 3 = (4202 * 1000 / 0,2 * 20) 1 / 3 = 102 мм. Приймемо d с = 100 мм.

Діаметр валу під підшипниками приймемо d п = 110 мм.
Діаметр валу під колесом приймемо d к = 115 мм.
Діаметр буртика валу приймемо d б = 120 мм.
2. Перевірочний розрахунок.
Зусилля, що діють на вал:
F t = 13 кН, F r = 4,8 кН, F а = 2,1 кН, F = 15 кН, Т = 4202 кН * мм,
Приймемо, що нормальні напруження від вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні від крутіння - по отнулевому.
Визначимо реакції опор (див. малюнок 1).
Реакції опори А:
R Ax * 300 - F t * 150 = 0;
R Ax = F t / 2 = 13 / 2 = 6,5 кН;
R Ay * 300 - F r * 150 + F а 1 * d/2- F * 200 = 0;
R Ay = (F r * 150-F а 1 * d / 2 + F * 200) / 300 = (4,8 * 150 - 2,1 * 640 / 2 +15 * 200) / 300 = 10,2 кН ;
Реакції опори В:
R У x * 300 - F t * 150 = 0;
R У x = F t / 2 = 13 / 2 = 6,5 кН;
R У y * 300 - F * 500 + F r * 150 + F а1 * d / 2 = 0;
R У y = (F * 500-F r * 150-F а1 * d / 2) / 300 = (15 * 500-4,8 * 150-2,1 * 640 / 2) / 300 = 20,5 кН ;


Малюнок 1. Розрахункова схема вала
Перевірка:
ΣХ = 0; F t - R Ax-R У x = 0; 13-6,5-6,5 = 0;
ΣY = 0; F r - R Ay + R У y - F м = 0; 4,8-10,2 +20,5-15 = 0;
Умови рівноваги виконуються, отже розрахунок реакцій виконаний вірно.
Визначимо сумарний згинальний момент в місці посадки зубчастого колеса і в перетині посадки підшипника В.
М з = (М х 2 + М у 2) 1 / 2,
Де М х і М у - згинальні моменти в площинах х та у.

М хчк = R Ах * 100 = 6,5 * 150 = 975 кН * мм;
М УЧК = R Ау * 100 = 10,2 * 150 = 1530 кН * мм.
М счк = (975 2 +1530 ​​2) 1 / 2 = 1814 кН * мм.
М ХВ = 0;
М уВ = F * 200 = 15 * 200 = 3000 кН * мм.
М св = (3000 2 +0 2) 1 / 2 = 3000 кН * мм.
Небезпечним є перетин посадки підшипника В, тому що в ньому згинальний момент має більше значення, а діаметр - менше
де W - осьовий момент опору перерізу.
Осьовий момент опору небезпечногоперетину:
W = π * d 3 / 32 = π * 110 3 / 32 = 113 650 мм 3.
Полярний момент опору в небезпечному перерізу:
W к = π * d 3 / 16 = π * 110 3 / 16 = 227 300 мм 3.
Амплітуда нормальних напружень в небезпечному перерізі:
σ α = М с / W = 3000000/113650 = 26,4 МПа.
Умова міцності:
n = ((1 / n σ) 2 + (1 / n τ) 2) -0,5> [n],
де n σ і n τ - запаси міцності вала по нормальних і дотичних напруженнях;
[N] = 1,75 - дозволений запас міцності.
n σ = σ -1 / (до σ * σ α * ε σ -1 + ψ σ * σ m),
де σ -1 = 0,43 * σ в - межа витривалості матеріалу вала за нормальними напруженням при симетричному циклі (див. табл.1 стор.79 / 4 /).
σ -1 = 0,43 * 800 = 344 МПа.
до σ = 1,8 - ефективний коефіцієнт концентрації напруг,
ε σ -1 = 0,82 - коефіцієнт, що враховує діаметр валу;
ψ σ = 0,2 - коефіцієнт, що враховує асиметрію циклу для вуглецевих сталей;
σ m = F a / (π * d 2 / 2) = 2100 / (π * 105 2 / 2) = 0,1 МПа - середнє значення напруги, при навантаженні валу осьової сили.
n σ = 344 / (1,8 * 26,4 * 0,82 +0,2 * 0,1) = 8,8.
n τ = τ -1 / (до τ * τ α * ε τ -1 + ψ τ * τ m),
де τ 1 = 0,6 * σ -1 = 0,6 * 344 = 206,4 МПа - межа витривалості матеріалу валу по дотичним напруженням при симетричному циклі;
до τ = 1,7 - ефективний коефіцієнт концентрації напруг,
τ α = 0,5 * Т 2 / W к = 0,5 * 4202000/227300 = 9,2 МПа - амплітудне значення напруг;
ε τ 1 = 0,7 - коефіцієнт, що враховує діаметр валу;
ψ τ = 0,1 - коефіцієнт, що враховує асиметрію циклу для вуглецевих сталей;
σ m = 0,1 МПа.
n τ = 206,4 / (1,7 * 9,2 * 0,7 +0,1 * 0,1) = 18,8.
n = ((1 / 8, 8) 2 + (1 / 18, 8) 2) -0,5 = 8> [n] = 1,75.
Умова міцності виконується, отже, вал міцний.
3. Розрахунок підшипників кочення редуктора
На валу редуктора використані конічні роликопідшипники легкої серії 7226А ГОСТ 27365-87. Динамічна вантажопідйомність підшипників З = 660 кН, статистична вантажопідйомність С 0 = 600 кН, е = 0,435 (див. табл. 18.33 стор 319 / 1 /).
Визначимо сумарні радіальні реакції опор:
R А = (R Ах 2 + R А y 2) 0,5 = (6,5 2 +10,2 2) 0,5 = 12,1 кН.
R В = (R Вх 2 + R У y 2) 0,5 = (6,5 2 +20,5 2) 0,5 = 21,5 кН.
Еквівалентна навантаження:
Р екв = (V * X * R + Y * A) * До б * К т,
де Х = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив радіальної сили (обраний за співвідношенням F a / [V * R] = 2,1 / [1 * 12,1] = 0,17 <е = 0,435);
Y = 0 - коефіцієнт, що враховує вплив осьової сили;
V = 1 - коефіцієнт, що враховує, яке колесо обертається;
А - осьове навантаження.
А В = 0,83 * е * R В = 0,83 * 0,435 * 21,5 = 7,8 кН.
А А = А В + F a = 7,8 +2,1 = 9,9 кН.
К = 1 - коефіцієнт безпеки;
До т = 1 - температурний коефіцієнт.
Р Еквал = (1 * 1 * 8,6 +0 * 9,9) * 1 * 1 = 8,6 кН.
Р еквВ = (1 * 1 * 3,8 +0 * 7,8) * 1 * 1 = 3,8 кН.
Перевіримо підшипник А як найбільш навантажений на довговічність.
Довговічність підшипників:
L = (С / Р екв) m,
де m = 10 / 3 показник довговічності підшипників (для шарикопідшипників).
L = (660 / 8,6) 10 / 3 = 2 * 10 6 млн. об.
Довговічність підшипника в годинах:
L h = 10 6 * L/60 * n = 10 6 * 2 * 10 6 / 60 * 5 = 6,7 * 10 9 год
Довговічність підшипників більше 5000 годин, отже підшипники задовольняють умові довговічності.

Література
1. Дунаєв П.Ф. Льоліком О.П. Деталі машин. Курсове проектування: Учеб. посібник для машинобуд. технікумів. - М.: Вищ. шк., 1984. - 336 с., Іл.
2. Ратманов Е.В. Розрахунок механічних передач: Навчальний посібник. - Курган: Вид-во Курганського держ. ун-ту, 2007. - 115 с.
3. Цехновіч Л.І., Петриченко І.П. Атлас конструкцій редукторів: Учеб. посібник. - 2-е вид., Перераб. і доп. - К.: Вища шк. 1990. - 151 с.: Іл.
4. Чернін І.М. та ін Розрахунки деталей машин. Мінськ, «Вишейш. школа », 1974. 592 с, з іл.
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Контрольна робота
35.1кб. | скачати


Схожі роботи:
Шасі машин Планетарні трансмісії багатоцільових гусеничних та колісних машин
Оцінка машин
Конструювання машин
Стандартизація машин
Технологія машин
Система малих машин
Технологічний контроль машин
Хронологія обчислювальних машин
Надійність технологічних машин
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru