Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Министерство образования

Российской Федерации


Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г. В. Плеханова (технический университет)


Курсовой проект

По дисциплине

Прикладная механика

Тема

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование


Автор

Сметанина А. И.

Техническое задание


2. Исходные данные к проекту: Вариант I-7, N=4кВт, n=600об/мин, К=1,5 Т=20000 прямозубая, вертикальная компановка

2. Содержание пояснительной записки: Полный расчёт на прочность с детальными пояснениями

3. Перечень графического материала: 1 лист формата А1, 3 вида, отдельные еобходимые узлы.

4. Срок законченной работы 28.05.2008г.

Аннотация


В курсовом проекте выполнен расчёт, и на основе его спроектирован одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор, предназначенный для понижения угловых скоростей и увеличения крутящего момента и имеющий широкое применение в горной промышленности.

При проектировании редуктора были приняты следующие конструктивные решения: корпус редуктора составлен из трёх частей и отливается из чугуна марки СЧ 15-32 , что позволяет получить сложные геометрические формы корпусных деталей, быстроходный вал спроектирован как вал-шестерня. Пояснительная записка выполнена в объёме 62 страниц, дополнена 4-мя иллюстрациями. К пояснительной записке прилагается один сборочный чертёж формата А1 и спецификация к сборочному чертежу в объёме трех листов.

Оглавление


Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

2.2 Определение параметров передачи

2.3 Определение основных размеров зубчатой пары

2.4 Определение окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

2.5 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев

2.6Ориентировочный расчет валов

2.7 Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

2.8 Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов

2.9 Первый этап эскизной компоновки редуктора

2.10 Проверка прочности валов

2.11 Второй этап эскизной компоновки редуктора

2.12 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

2.13 Подбор подшипников

2.14 Уточненный расчет валов

2.15 Определение массы редуктор

3. Вычерчивание редуктора

4. Посадки основных деталей

5. Смазка зубчатых колес, подшипников. Выбор сорта масла

Список использованных источников

Приложения

Введение


Во всех отраслях промышленности производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень промышленности в большей степени определяется уровнем машиностроения. Современные машины многократно превышают производительность физического и умственного труда человека. В данном курсовом проекте нашли надлежащее отражение основные, связанные с конструированием одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора, производственные проблемы и соответствующие решения:

1. Повышение надёжности и ресурса редуктора, достигаемое путём обеспечения его необходимого технического уровня, применения деталей и узлов, надёжных и долговечных по своей природе.

2. Уменьшение материалоёмкости конструкции путём её оптимизации, выбора оптимальных материалов.

3. Уменьшение энергозатрат путём обеспечения совершенного трения и повышения КПД редуктора.

В курсовом проекте реализуются основные принципы диалектики.

В соответствии с принципом детерминизма, т.е. всеобщей закономерной связи всех явлений, осуществляется переход от условных и независимых расчётов деталей редуктора к расчётам по истинным критериям работоспособности и к расчётам как элементам единой системы.

В соответствии с филосовскими категориями необходимость и случайность, все рассмотренные в курсовом проекте явления, позволяющие их удовлетворительное описание детерминистическими зависимостями, рассчитаны с помощью этих зависимостей. Вместе с тем применялись вероятностные расчёты для учёта таких недостаточно определённых и изученных факторов, как ресурсы деталей, интенсивность изнашивания, механические характеристики материалов.

В курсовом проекте закон диалектики - переход количественных изменений в качесвенные - очень ярко иллюстрируются основным критерием прочности - сопротивлением усталости.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет


1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рис.1).


Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование


Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование


Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеРасчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование


Рис.1


2. Определяем КПД редуктора. По источнику [3, с. 304] общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, КПД смазки и определяется по формуле


η = η12 η2 η 3 (1)


где η 1 – КПД одной пары подшипников;

η 2 – КПД одной пары зубчатых колес;

η 3 – КПД смазки;


Принимая ориентировочно для одной пары подшипников η 1 = 0,99, для одной

пары зубчатых колес η 2 = 0,98,КПД смазки η3=0,98, получаем общий КПД редуктора


η = 0,992 ·0,98·0,98=0,94


3. Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:


P1 = P2 / η, (2 )


где P2 – мощность на тихоходном валу, кВт;

η – КПД редуктора;

P1 – требуемая мощность электродвигателя, кВт.

Тогда по формуле (2) получаем


P1 =4 /0,94 = 4,2 κВт.


4. Выбираем электродвигатель. Согласно рекомендациям [3, табл. П61], принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А132М6У3, для которого n1 = 960 мин –1 – расчетная частота вращения; PЭ = 5,5кВт.

5. По формуле [3, стр.23] определяем передаточное отношение редуктора:


i = n1 / n2 , (3)


где n1 – частота вращения ведущего (быстроходного) вала, мин -1;

n2 – частота вращения ведомого (тихоходного) вала, мин –1.

Тогда по формуле (3) получаем

i = 960 / 600 = 1,6 = u


6. Вычисляем вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора [3, стр.22] по формуле


T1 = 9,55P1 / n1, (4)


где P1 - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

n1 – частота вращения ведущего вала, мин –1.


T1 = 9,55·4,2·103 /960 = 41,8Н·м.

2. Расчет редуктора


2.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений


1.Согласно рекомендациям [3, стр.304,табл. П21 и П28], назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: нормализация – для колеса, улучшение – для шестерни.

2. Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, стр. 97]


σНР = σ0НРKHL, (5)


где σ0НР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

KHL – коэффициент циклической долговечности.

Допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе определяется по формуле


σFP = σ0FРKFL, (6)

где σ0FР – допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе, МПа;

KFL– коэффициент циклической долговечности.

Принимаем [3, табл. П28] для стали 45, нормализация, твердость рабочих поверхностей НВ180…200: допускаемое контактное напряжение σ0НР = 420 МПа; база испытаний напряжений, соответствующая длительному пределу выносливости NHO = 107; допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе σ0FР = 110 МПа для реверсивной передачи; база испытаний напряжений NFO = 4·106 – для колеса.

Назначая ресурс передачи tч = 20000ч, находим число циклов перемены напряжений [3, с.97] по формуле


NHЕ = NFЕ = 60 tч n2, (7)


где NHЕ, NFЕ – относительное эквивалентное число циклов напряжения;

tч – наработка передачи в часах;

n2 – частота вращения тихоходного вала, мин –1.

Тогда по формуле (7) получаем


NHЕ = NFЕ = 60· 20000·600 = 72·107


Так как NHЕ > NHO и NFЕ > NFO, то значения коэффициентов долговечности KHL = 1 и KFL = 1.

Допускаемые напряжения определяются по формулам (5) и (6):

для колеса


σ′′НР = 420∙1 = 420 МПа;

σ′′ FP = 110∙1 = 110 МПа;


для шестерни


σ′НР = 600∙1 = 600 МПа;

σ′ FP = 130∙1 = 130 МПа.

2.2 Определение параметров передачи


1.Параметры зубчатой передачи начнем определять с вычисления межосевого расстояния [3, с.92]. Межосевое расстояние определяем по формуле


aw = Ka (u + 1) Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование, (8)


где T1 – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м;

u – передаточное отношение редуктора;

σHP – допускаемое напряжение на контактную выносливость зубьев колеса, МПа.


Находим значения коэффициентов: Ка = 4950Па1/ 3 – для стальных прямозубых колес по [3, табл. П22]; коэффициенты ширины зубчатых колес ψba = 0,4 по [3, с.95]; ψbд определяем согласно рекомендациям [3, с.96] по формуле


ψbд = 0,5 ψba(u + 1), (9)


где u – передаточное отношение редуктора.

Подставляя числовые значения в формулу (9), получаем


ψbд = 0,5·0,4(1,6+1) = 0,52.

Согласно рекомендациям [3,табл. П25] коэффициент распределения нагрузки

по ширине венца KHβ = 1,02. Подставляем числовые значения в формулу (8) и определяем межосевое расстояние

aw = 4950(1,6 +1) Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование =

=12870·Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование= 0,093 м.


По СТ СЭВ 229 – 75 [3, с.302] принимаем aw = 90мм.

2. Определяем нормальный модуль при известном межосевом расстоянии из соотношения по [3, с. 93 ]


mn = (0,01…0,02) aw, (10)


где aw – межосевое расстояние, мм.

Тогда по формуле (10) получаем

mn = (0,01…0,02)∙90 = 0,9…1,8 мм.


По СТ СЭВ 310 – 76 принимаем mn = 1,5 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса по [3, с.91]. Межосевое расстояние связано с числом зубьев шестерни следующим соотношением


aw = 0,5mn z1(u + 1), (11)


где aw – межосевое расстояние, мм;

mn – модуль, мм;

u – передаточное число;

z1 – число зубьев шестерни;


Выразив из формулы (11) число зубьев шестерни, получим:


z1 = 2 aw /[ mn (u + 1)] (12)

По формуле (12) определяем число зубьев шестерни


z1 = 2· 90/[1,5∙ (1,6 +1)] = 46,1.


Принимаем z1 = 46. Тогда, согласно рекомендациям [3, с. 305], определяем число зубьев колеса по формуле


z2 = u · z1, (13)


где u – передаточное число;

z1 – число зубьев шестерни.


Подставляем числовые значения в формулу (13) и определяем число зубьев колеса


z2 = 1,6 · 46 = 73,6;

принимаем z2 = 74.


4. Уточняем передаточное число, выразив его из формулы (13)


u = z2 / z1 (14)

u = 74 / 46 = 1,6 – стандартное.


Уточняем частоту вращения, выразив ее из формулы (3)


n2 = n1 /i (15)

n2 = 960/1,6 = 600 мин –1.


Определяем угловую скорость тихоходного (ведомого) вала по формуле


ω2 = π n2/30, (16)


где n2 – частота вращения тихоходного вала, мин –1.

Тогда по формуле (16) получаем


ω2 = 3,14∙ 600/30 = 62,8 c-1.


2.3 Определение основных размеров зубчатой пары


Согласно рекомендациям [3, с.108], вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и диаметры впадин зубчатого колеса и шестерни.

1. Делительный диаметр определяется по формуле


d = mt z, (17)


где mt –окружной модуль косозубой передачи, мм;

z – число зубьев зубчатого колеса или шестерни.

Подставляем числовые значения в формулу (17) и определяем делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса:


d1 = 1,5∙46 = 69 мм;

d2 = 1,5∙74 = 111 мм.


2.Определяем диаметры вершин зубьев зубчатого колеса и шестерни по формуле


dа = d + 2 mn, (18)


где d – делительный диаметр зубчатого колеса или шестерни, мм;

mn – нормальный модуль , мм.


Подставляем числовые значения в формулу (18) и определяем диаметры вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса:


dа1 = 69 + 2∙1,5 = 72 мм;

dа2 = 111 + 2∙1,5 = 114 мм.


3. Определяем диаметры впадин зубчатого колеса и шестерни по формуле


df = d – 2,5 mn, (19)


где d – делительный диаметр зубчатого колеса или шестерни, мм;

mn – нормальный модуль прямозубой передачи , мм.


Подставляем числовые значения в формулу (19) и определяем диаметры впадин шестерни и зубчатого колеса:


df 1 = 69 – 2,5∙1,5 = 65,25 мм;

df 2 = 111 – 2,5∙1,5 = 107,25 мм.


4. Согласно рекомендациям [3, с. 108], уточняем межосевое расстояние по формуле


aw = 0,5(d1 + d2) , (20)

где d1 – делительный диаметр шестерни, мм;

d2 – делительный диаметр колеса, мм.


Тогда подставляя числовые значения в формулу (20) получаем


aw = 0,5(69+111) = 90 мм.


5. Согласно рекомендациям [3, с. 306], определяем ширину венца зубчатых колес по формуле


b = ψba ∙ aw, (21)


где ψba – коэффициент ширины зубчатых колес;

aw – межосевое расстояние, мм.


Тогда подставляя значения ψba и aw в формулу (21) определяем ширину венца зубчатых колес


b = 0,4 ∙ 90 = 36 мм,

принимаем b1 = 39 мм для шестерни, b2 = 36 мм для колеса.


2.4 Определение окружной скорости и сил, действующих в зацеплении


1. Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи. Согласно рекомендациям [3, с. 306], окружную скорость определяем по формуле


υ = π n1d1/60, (22)

где n1 – частота вращения быстроходного вала, мин -1;

d1 – делительный диаметр щестерни , м.

Подставляем числовые значения в формулу (22) и определяем окружную скорость


υ = 3,14 · 960∙69∙10 –3 / 60 = 3,4 м/с.


Источник [3, табл. 2] рекомендует 9-ю степень точности передачи: υ < 4 м/с, однако для уменьшения динамической нагрузки на зубья принимаем 8-ю степень точности..

2. Вычисляем силы, действующие в зацеплении по [3, с. 306].Окружная сила, изгибающая зуб определяется по формуле


Ft = P1 / υ, (23)


где P1 – мощность электродвигателя, кВт;

υ – окружная скорость, м/с.


Тогда по формуле (23) получаем


Ft = P1 / υ = 41,8 · 103 / 3,4 = 1,2· 103 Н.

Осевая сила, согласно рекомендациям [3, с. 109], определяется по формуле


Fа = Ft tgβ, (24)


где Ft – окружная сила, Н;

β – угол наклона линии зуба.


Тогда по формуле (24) получаем


Fа = 1,2 · 103 ∙ tg 0○ = 0 Н.


Определяем радиальную (распорную) силу по формуле


Fr = Ft tgα (25)


где Ft – окружная сила, Н;

α – угол профиля (зацепления).


Тогда по формуле (25) получаем


Fr = 1,2 · 103 ∙ tg 20○ = 1,2 · 103 · 0,364 = 0,4·103 Н


2.5 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев


1. Проверяем рабочие контактные напряжения по формуле


σН = ZН · ZМ · ZЕ· Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование < σНР , (26)

где ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (ZН = 1,76 по [3, табл. 3]);

ZМ – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес (ZМ = 274 · 103 Па1/2 по [3, табл. П22]);

ZЕ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

КН – коэффициент нагрузки;

Ft – окружная сила, Н;

u – передаточное число;

d – делительный диаметр шестерни, мм;

b – ширина венца зубчатого колеса, мм;

σНР – допускаемое контактное напряжение, МПа (σНР = 420МПа).

Согласно [3, стр.96] коэффициент ZЕ, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле


ZЕ = Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование, (27)


где Еα – коэффициент торцового перекрытия, определяется по формуле


Еα = [1,88 – 3,2∙ (1/ z1 + 1/ z2)] ∙ cosβ, (28)


где z1 – число зубьев шестерни;

z2 – число зубьев зубчатого колеса.


Подставляем числовые значения в формулу (28) и определяем коэффициент торцового перекрытия


Еα = [1,88 – 3,2∙ (1/ 46 +1/ 74)] ∙ cos0○ = 1,77.

Подставляем значение коэффициента торцового перекрытия в формулу (27)


ZЕ = Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование= 0,86


Коэффициент нагрузки определяем по формуле


KH = KH β· KH υ, (29)


где KH β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (KHβ = 1,02 по [3, табл. П25]);

KHυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (KHυ = 1,13 по [3, табл. П26]).


Подставляем коэффициенты KHυ, KHβ в формулу (29) и находим коэффициент нагрузки


KH = 1,02 · 1,13 = 1,15.


По формуле (26) проверяем контактную выносливость зубьев:


σН = 1,76·274·103·0, 86·Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование= 393·106 Па < σНР = 420Мпа.


2. Проводим проверочный расчет зубьев на их выносливость при изгибе. Согласно рекомендациям [3, с. 307], выносливость зубьев по напряжениям изгиба

проверим по уравнению


σF = Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование< σFР (30)


где YF – коэффициент формы зубьев;

KF – коэффициент нагрузки;

Ft – окружная сила, Н;

b – ширина венца зубчатого колеса, мм;

mn – нормальный модуль, мм;

σFP – допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе, Мпа.

(σFP =110 Мпа).

Коэффициент нагрузки определяем по формуле


KF = KF β· KFυ (31)


где K F β – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (K F β = 1,04 по [3, табл. П25]);

KFυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; для прямозубых колес (KFυ = 1,26 по [3, табл.П26];

Следовательно, подставляем коэффициенты KFυ, KFβ в формулу (31) и находим коэффициент нагрузки


KF = 1,04 · 1,26= 1,31.


Согласно рекомендациям [3, с. 110], вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса по формуле

zυ= z/cos3β, (32)


где z – число зубьев шестерни (z1) или колеса (z2);

β – угол наклона линии зуба.

Тогда по формуле (34) получаем


z′υ= 46/cos3(0) = 46;

z′′υ= 74/ cos3(0) = 74.


Согласно рекомендациям [3, табл. П27], интерполируя, определяем коэффициент формы зуба шестерни Y′F = 3,52 при z′υ = 46 и колеса Y′′F = 3,72

при z′′υ= 74.

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:


σ′FP /Y′F = 130/3,52 = 36,9 МПа,

σ′′FP / Y′′F = 110/3,72 = 29,56 МПа.


Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнить для зубьев колеса.

По формуле (30) проверяем выносливость зубьев при изгибе:


σF = Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование = Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование108 МПа < σFP = 110 МПа.


2.6 Ориентировочный расчет валов


Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям: [τК] = 20…40 МПа. Согласно рекомендациям [3, с. 307], принимаем [τК]' = 25 МПа для стали 45 (при df1 = 65,25мм целесообразно изготовить быстроходный вал вместе с шестерней) и [τК]'' = 20 МПа для стали 35, которую назначаем для изготовления тихоходного вала.

1. Согласно рекомендациям [3, с. 194], для ведущего (быстроходного) вала редуктора уравнение прочности записывается в виде


τК = Т/WР < [τК]', (33)

где Т – крутящий момент на быстроходном валу, Н∙м;

WР – полярный момент сопротивления круглого сечения вала, м3;

[τК]' - допускаемое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали, МПа.

Полярный момент сопротивления круглого сечения вала определяется по формуле


WР = π d 3 /16, (34)


где d – диаметр вала, мм.

Следовательно, уравнение прочности (33) имеет вид


τК = Т/WР = 16 Т1 /( π d 3) < [τК]'. (35)


Тогда для быстроходного вала редуктора при [τК]' = 25 МПа из уравнения прочности (35) получаем


Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектированиеd = Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование2,04∙10-2 м.


Согласно рекомендациям [3, с. 196], в соответствии с рядом Rα 40 (СТ СЭВ 514 – 77) принимаем dВ1 = 24 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d1'

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту
Нужна помощь в написании работы?
Мы - биржа профессиональных авторов (преподавателей и доцентов вузов). Пишем статьи РИНЦ, ВАК, Scopus. Помогаем в публикации. Правки вносим бесплатно.

Похожие рефераты: