Курсовая работа: Проектирование главного редуктора вертолета

⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Министерство образования Российской Федерации
Самарский Государственный Аэрокосмический Университет
Кафедра основ конструирования машин
К курсовому проекту по проектированию главного редуктора вертолета
Частота вращения выходного вала 210 об/мин;
Частота вращения входного вала 1600 об/мин;
Расстояние от плоскости подвески до несущего винта 650 мм;
Привод работает спокойно без толчков и вибраций. Режим нагружения нулевой.
Пояснительная записка к курсовому проекту по проектированию зубчатых передач.
Стр.40, рис.1, приложения, исп. источники 3.
Коническая передача, цилиндрическая передача, крутящий момент, контактное напряжение, напряжение изгиба, коэффициент запаса, передаточное число, межосевое расстояние, вал, гайка, подшипник.
Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Обоснована целесообразность использования цилиндрических колёс.
1. Описание редуктора и принципа его работы
2. Кинематический и энергетический расчет редуктора
2.1 Разбивка общего передаточного отношения
2.2 Определение частот вращения валов
2.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах
2.4 Определение крутящих моментов на валах
3.1 Определение допускаемых контактных напряжений
3.2 Определение допускаемых напряжении изгиба
3.3 Определение основных габаритов передачи для второй ступени
3.4 Проверка передачи по контактной прочности
3.5 Проверка прочности при изгибе для второй ступени
3.6 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
4. Проверка на статическую прочность при перегрузке
5. Предварительное определение диаметров валов
6. Предварительный подбор подшипников
7. Определение усилий в зацеплениях
7.1. Определение усилий в зацеплениях на первой передаче
7.2. Определение усилий в зацеплениях на второй передаче
7.3 Определение реакций в опорах валов
7.3.1 Проверочный расчет валов на выносливость
7.4. Расчёт долговечности подшипников качения
Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.
К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.
Зубчатые передачи в современной промышленности имеют важные значения. Благодаря высокому КПД они широко применяются в технике В данной работе произведен расчет, необходимый для того, чтобы спроектировать редуктор вертолёта.
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента и поэтому её значение весьма существенно. Изучение основ конструирования (проектирования) начинают с конструирования простейших узлов машин - приводов, редукторов. Опыт и знания, приобретенные студентом при конструировании этих узлов машин, являются основой для его дальнейшей конструкторской работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
В данной работе рассматривается главный редуктор вертолета. Входная коническая ступень. Вторая ступень - цилиндрическая. Редуктор предназначен для понижения оборотов и повышения крутящего момента на валах.
Общее передаточное число определяем по формуле
где U 1
- передаточное число первой ступени, U 2
- передаточное число второй ступени.
В двухступенчатом цилиндрическом редукторе для рациональной разбивки передаточных чисел рекомендуется эмпирическая зависимость .
Частоты вращения входного и выходного валов заданы
Определяем частоту вращения промежуточного вала исходя из передаточного отношения
Для выбранного передаточного отношения
Принимаем КПД для цилиндрической передачи передачи , для конической передачи . Мощность на валах определяется по формуле:
- мощность на предыдущем валу, кВт,
Для выходного вала задана мощность Р =130 кВт.
Исходя из этого условия, определяем мощности на остальных валах:
Определение крутящих моментов на всех валах редуктора производится по формуле:
n - обороты вала, мин -1,
После подстановки получим:
Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле
- базовый предел контактной выносливости, МПа,
коэффициент безопасности по контактным напряжениям,
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
где N H
0

- базовое число циклов напряжений,
N
HE

- расчетное число циклов нагружений.
Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле:
С - число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса.
Принимаем для цилиндрической передачи С=1.
Зубчатые колеса изготовляются из стали 12ХН4А с термообработкой зубьев цементацией на глубин (1,0. .1,2) мм. При этом твердость поверхности составит 58. .63 HRC. Принимаем HRC=59.
Предел контактной выносливости поверхности зуба по /2/
Коэффициент безопасности S н = 1,2.
Базовое число циклов нагружений при HRC³ 56 принимаем
Рассчитаем число циклов для первой и второй ступени
Расчетное число циклов для шестерни
Коэффициент долговечности для шестерни
Коэффициент долговечности для колеса
Допускаемые контактные напряжения для шестерни
Допускаемые контактные напряжения для колеса
В качестве допускаемых контактных напряжений для передачи принимаем наименьшее значение 1206,877МПа.
Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле
- базовый предел выносливости по изгибу, МПа,
- коэффициент безопасности по напряжениям изгиба,
- коэффициент, учитывающий условия нагружения.
Для одностороннего нагружения зуба принимаем
Коэффициент долговечности определяем по формуле
- расчетное число циклов нагружений.
Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле
Базовый предел выносливости по изгибу принимаем = 800 МПа.
Базовое число циклов нагружений будет .
Расчетное число циклов нагружений для шестерни
Расчетное число циклов нагружений для колеса
Коэффициент долговечности для шестерни
Коэффициент долговечности для шестерни
Принимаем значения этих коэффициентов равными единице.
Допускаемое напряжение для шестерни и колеса
где - коэффициент ширины венца относительно межцентрового расстояния.
Принимаем K=1,3, y ba
= 0,3. Округляем до а w
=227,69 мм.
Определяем рабочую ширину венца. y ba
= 0,3. т.к. шестерня расположена не симметрично относительно опор, а твердость поверхности зубьев НВ>350.
Округляем модуль до ближайшего значения по ГОСТу: принимаем m
= 6 мм.
Определяем число зубьев для шестерни
Округляем значение до ближайшего целого числа. Принимаем z 1
= 19.
Определяем диаметр делительной окружности шестерни
Определяем окружную скорость шестерни
Определяем коэффициент ширины зубчатого венца относительного делительного диаметра шестерни
Контактное напряжение в зубьях находится в допустимых пределах.
где Y F
3
=3,875, b w
3
=b w
+1=69+1=70 мм.
где Y F
4
=3,61, b w
4
=b w
=70 мм.
Приведенные расчеты показывают, что напряжение изгиба меньше допустимых значений.
Определяем межосевое расстояние. Делительное межосевое расстояние вычисляется по формуле
Исходя из условий, получаем, что =231 мм.
Толщина зубьев по окружности вершин
Толщина зуба по начальной окружности
Найдем максимальное напряжения изгиба при перегрузке
Для полного расчета вала на прочность необходимо знать изгибающие и крутящие моменты, действующие на вал. В данный момент расчета неизвестны изгибающие моменты. Для приближенного расчёта валов считаем, что они нагружены только крутящими моментами. При этом допускаемые напряжения кручения принимаем заниженными.
Исходя из условия прочности вала только на кручение
где b = d o
¤ d - коэффициент пустотелости.
Примем b = 0,8, [ t ] = 65 Мпа для входного вала
Примем b = 0,75, [ t ] = 75 Мпа для промежуточного вала
Примем b = 0,75, [ t ] = 75 Мпа для выходного вала
Принимаем диаметры валов из условий установки подшипников качения: d 1
= 45 мм, d 2
= 60 мм, d 3
= 85 мм.
Опоры входного вала-шестерни нагружены осевой и радиальной силой. Устанавливаем подшипники шариковый радиально-упорный с разрезным внутреннем кольцом №176311 и роликовый радиальный №2111.
Для промежуточного вала устанавливаем подшипники конические радиально-упорные подшипники №7212.
Опоры третьего вала воспринимают большие радиальные и осевые нагрузки от несущего винта и зубчатого колеса, поэтому устанавливаем конические роликовые подшипники. По посадочному месту (d = 85 мм) предварительно принимаем роликовые конические подшипники №7217.
Окружная сила F t1
= 2 ∙ T 1/
d 1
, где T 1
- максимальный момент на шестерне, Н ∙ м;
Радиальная сила Fr 1
=Ft ∙ tg (a) ∙соsδ 1
, для стандартного угла a = 20° tg (a) = 0,36397, cos δ 1=
0,9257.
Fr 1
=15,69∙0,36397∙0,9257=5,286 кН.
Fа 1
=15.69∙0.36397∙0.3782=2,159 кН
Окружная сила F t3
= 2 ´ T 2/
d 3
, где T 3
- максимальный момент на шестерне, Н ∙ м;
Радиальная сила Fr 3
=Ft 3
´ tg (a) (для стандартного угла a = 20° tg (a) = 0,364.
Упрощенно представим вал в виде балки нагруженной осевыми, окружными и радиальными силами, действующими в зацеплениях. Расчёт ведётся исходя из уравнений равновесия балки. Реакции опор определяем из уравнений статического равновесия: сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю. Входной вал: находим реакции опор. Схема нагружения в вертикальной плоскости.
∑ М
Ав
=0, R
Вв
∙0,064+0,130-F r
∙0.019=0, R
Вв
= 0,456 кН,
∑ М
Вв
=0, R
Ав
∙0,064+0,130- F
r
∙ (0,064-0,019) =0, R
Ав
= 5,742 кН.
Схема нагружения в горизонтальной плоскости.
∑ М
Аг
=0, R
Вг
∙0,064-F t
∙0,019=0, R
Вг
= 4,658 кН,
∑ М
Вг
=0, R
Аг
∙0,064 - F
t
∙ (0,064-0,019) =0, R
Аг
=11,031 кН.
Осевая реакция А
= F
a.
. Определяем изгибающие моменты.
М
'
В1
= R
Ав
∙0,019=0,109 кН∙м, М
'' В1
= - R
Вв
∙ (0,064-0,019) =0,021 кН∙м,
Находим амплитуду приведенного момента
Схема нагружения в вертикальной плоскости.
∑ М
Ав
=0, R
Вв
∙0,273-0,764- F
r2
∙0,168+ F
r3
∙0,086=0, R
Вв
= 0,437 кН,
∑ М
Вв
=0, R
Ав
∙0,273-0,764- F
r3
0,187+ F r
2
∙0,105=0, R
Ав
= 11,89 кН.
Схема нагружения в горизонтальной плоскости.
∑ М
Аг
=0, R
Вг
∙0,273-F t
2
∙0,168+ F t
3
∙0,187=0, R
Вг
= 2,88 кН,
∑ М
Вг
=0, R
Аг
∙0,273+F t
2
∙0,105 - F t
3
∙0,187=0, R
Аг
=21,23 кН.
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах.
М
'' В2
= - R
Вв
(0,086+0,082) - F
r3
∙0,082=0,81 кН∙м,
Находим амплитуду приведенного момента
Схема нагружения в вертикальной плоскости.
∑ М
Ав
=0, R
Вв
∙0,282+ F
н
∙ (0,282+0,597) - F
r4
∙0,095=0, R
Вв
= 3,63 кН,
∑ М
Вв
=0, R
Ав
∙0,282+ F
н
∙0,597- F
r4
∙ (0,282-0,095) =0, R
Ав
= 10,46 кН.
Схема нагружения в горизонтальной плоскости.
∑ М
Аг
=0, R
Вг
∙0,282- F
t4
∙0,095=0, R
Вг
= 13,41 кН,
∑ М
Вг
=0, R
Аг
∙0,282 - F
t4
∙ (0,282-0,095) =0, R
Аг
=26,39 кН.
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах,
Находим амплитуду приведенного момента
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шестерня.
К
σ
=2,5, где К
σ -
эффективный коэффициент концентрации напряжений.
Определяем допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность
При проектировочном расчете запас усталостной прочности принимаем равным S
=2
Допускаемое напряжение при расчете на усталостную прочность
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочность
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шлицы К
σ
=2,5.
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения напряженная посадка ступицы на вал К
σ
=4,5
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шестерня К
σ
=2,5.
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочность по шлицам
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочность по шестерне
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность по шлицам
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность по напряженной посадки ступицы на вал
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность по шестерне
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения шлицы К
σ
=2,5.
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения напряженная посадка ступицы на вал К
σ
=4,5
Проверяем опасное сечение концентратор напряжения напряженная посадка кольца подшипника на вал К
σ
=4,5
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочность по шлицам
Определяем диаметр вала из расчета на статическую прочность по кольцу подшипника
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность по шлицам
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность по напряженной посадки ступицы на вал
Определяем диаметр вала из расчета на усталостную прочность по кольцу подшипника
Проверяем запас прочности по приделу выносливости в сечение где концентратор напряжения является шестерня
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу К
σ
=1,735 по кручению К
τ
=1,59
Значение масштабных факторов по изгибу ε σ
=0,62 по кручению ε τ
=0,74, d=120 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии цикла при кручении принимаем ψ τ
=0,15
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Так как действующая нагрузка неподвижна относительно корпуса, дисбалансная нагрузка отсутствует, а осевую нагрузку в следствии малости не принимаем в расчет, средние напряжение цикла можно принять равным нулю, т.е. σ ср
=0. Определяем запас усталостной прочности по шестерне.
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Проверяем сечение где концентратор напряжений является галтель R=
2 мм d
1
=55 мм, d
2=
61мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу К
σ
=1,735 по кручению К
τ
=2,21
Значение масштабных факторов по изгибу ε σ
=0,7 по кручению ε τ
=0,76, d=55 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Определяем в этом сечение запас статической прочности по пределу текучести: минимальное напряжение изгиба
Коэффициенты запаса прочности составляют:
Проверяем сечение где концентратором напряжений является шлицы
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу К
σ
=1,75 по кручению К
τ
=1,6
Значение масштабных факторов по изгибу ε σ
=0,67 по кручению ε τ
=0,74, d=65 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии цикла при кручении принимаем ψ τ
=0,15
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Проверяем сечение где концентратором напряжений является напрессованное зубчатое колесо
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу к
σ
/ε σ
=3,98 по кручению к
τ
/ε τ
=2,83
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Проверяем сечение где концентратором напряжений является шестерня
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу К
σ
=1,75 по кручению К
τ
=1,6
Значение масштабных факторов по изгибу ε σ
=0,64 по кручению ε τ
=0,72, d=100 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии цикла при кручении принимаем ψ τ
=0,15
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Проверяем сечение где концентратор напряжений является галтель R=
1,5 мм d
1
=65 мм, d
2=
114мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу К
σ
=3 по кручению К
τ
=2,5
Значение масштабных факторов по изгибу ε σ
=0,67 по кручению ε τ
=0,74, d=65 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Что меньше допускаемого. Применяем в качестве упрочняющей технологии дробеструйную обработку, что повысит придел выносливости на 70%. S=1,7∙S=2.85
Определяем в этом сечение запас статической прочности по пределу текучести: минимальное напряжение изгиба
Коэффициенты запаса прочности составляют:
Проверяем сечение где концентратором напряжений является шлицы
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу К
σ
=1,75 по кручению К
τ
=1,6
Значение масштабных факторов по изгибу ε σ
=0,64 по кручению ε τ
=0,72, d=86 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8.
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии цикла при кручении принимаем ψ τ
=0,15
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Проверяем сечение где концентратором напряжений является напрессованное зубчатое колесо. Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу к
σ
/ε σ
=3,98 по кручению к
τ
/ε τ
=2,83
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Проверяем сечение где концентратором напряжений является напрессованное кольцо подшипника
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу к
σ
/ε σ
=4,1 по кручению к
τ
/ε τ
=3
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=1
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Проверяем сечение где концентратор напряжений является галтель R=
2 мм d
1
=92 мм, d
2=
100мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации принимаем по изгибу К
σ
=2,66 по кручению К
τ
=2,4
Значение масштабных факторов по изгибу ε σ
=0,64 по кручению ε τ
=0,72, d=92 мм.
Значение коэффициента чистоты поверхности ε n
=0,8
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Номинальное (средние) напряжение кручения
Определяем коэффициент запаса прочности при изгибе
Определяем коэффициент запаса при кручение
Запас прочности по усталости в данном сечение
Определяем в этом сечение запас статической прочности по пределу текучести: минимальное напряжение изгиба
Коэффициенты запаса прочности составляют:
Все опасные сечения были проверены на выносливость


.

Кинетический коэффициент V=1, т.к в каждом случае вращается внутреннее кольцо, а наружное неподвижно относительно приложенной нагрузки;
Коэффициент безопасности K d
= 1,2;
Опора 176311 шарикоподшипник радиально - упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=65000 Н, статическая С 0
=52600 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем более качественную подшипниковую сталь электрошлакового переплава, которая повысит грузоподъёмность подшипника на 20%.
Значит устанавливаем окончательно подшипник 176311.
Опора 2111 роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=32000 Н, статическая С 0
=24020 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Расчет долговечности подшипников промежуточного вала
Опора 7212 конический роликоподшипник радиально - упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=72200 Н, статическая С 0
=58400 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Чтобы повысить ресурс подшипника применяем: более качественную подшипниковую сталь двойного (электрошлакового + вакуумно - дугового) переплава, которая повысит грузоподъёмность подшипника на 50%.
Значит устанавливаем окончательно подшипник 7212 из стали двойного (электрошлакового + вакуумно-дугового) переплава.
Опора 7212 конический роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=72200 Н, статическая С 0
=58400 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
В целях унификации окончательно устанавливаем подшипник 7212
Расчет долговечности подшипников выходного вала
Опора 7217 конический роликоподшипник радиально - упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=109000 Н, статическая С 0
=91400 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Значит устанавливаем окончательно подшипник 7217.
Опора 7217 конический роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=109000 Н, статическая С 0
=91400 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
В целях унификации окончательно устанавливаем подшипник 7212
Шлицевые соединения рассчитываются на напряжения смятия:
Где R
- средний радиус шлицев; f
- коэффициент высоты профиля; i
=0,8 для шлицев воспринимающих нагрузку; L
- длина шлицев.
Допускаемое напряжение смятия [ σ
см
] =100 МПа.
Модуль m
=2 мм; число зубьев Z
=22; L
=45 мм.
Модуль m
=2 мм; число зубьев Z
=32; L
=65 мм
Модуль m
=3 мм; число зубьев Z
=29; L
=68 мм
Модуль m
=3 мм; число зубьев Z
=22; L
=70 мм
Для смазывания зубчатых передач, подшипников качения, шлицевых соединений применяем циркуляционную систему смазки. Масло из поддона редуктора поступает по системе каналов к точкам смазывания ответственных узлов подшипников и зубчатых колес охлаждая и защищая от разрушения, горячие масло сливается обратно в поддон где охлаждается до нужной температуры после чего процесс повторяется. В качестве смазочного материала выбираем минеральное масло МН-7,5У ГОСТ 17748-72 которое наилучшим образом подходит под наши требования.
В качестве уплотнительных устройств применяем манжетные уплотнения из-за их надежности.
В данной работе произведён расчёт конической и цилиндрической зубчатых передач редуктора вертолёта. Выбран материал для зубчатых колёс и определены допускаемые напряжения. Определены геометрические параметры зубчатых передач. Выполнены кинематический и энергетический расчёты редуктора. Проведена проверка прочности зубчатых передач по контактным и изгибным напряжениям. Выполнена проверка на статическую прочность при перегрузке. Проведен подбор и расчет подшипников на долговечность, проектировочный и проверочные расчеты валов, расчет шлицевых соединений, резьбовых, продумана система смазки, уплотнения.
1. “Оси, валы и опоры качения" А.М. Циприн, М.И. Курушин, Е.П. Жильников. Куйбышев, КуАИ, 1976.
2. ”Подшипники качения" Справочник-каталог. Под. ред.В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского.М., Машиностроение, 1984.
3. ”Конструирование узлов и деталей машин" П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. М., Выс. шк., 1985
4. ”Курсовое проектирование деталей машин" В.Н. Кудрявцев и др., Л., Машиностроение, 1984.
5. ”Расчёт на прочность цилиндрической зубчатой передачи с использованием ЭВМ “ Электроника ДЗ-28 ".
6. ”Курсовое проектирование по деталям машин для авиационных специальностей".
7. “Расчет соединения вал-ступица ", Метод. указания.

Название: Проектирование главного редуктора вертолета
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 01:55:11 29 октября 2009 Похожие работы
Просмотров: 887
Комментариев: 16
Оценило: 3 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Проектирование главного редуктора вертолета
Машинное Обучение Диссертация
Солоухин Черные Доски Сочинение
Практическая Работа Производные Элементарных Функций
Доклад: Мазай, Филип
Дипломная работа по теме Анализ состояния делопроизводства и поиск путей его совершенствования
Реферат по теме Общение - золото и самое полезное ископаемое Интернет!
Контрольная работа по теме Экологическая оценка деятельности промышленного предприятия
Реферат: Особенности внешнего и внутреннего аудита
Произведения Для Сочинения На Тему Совесть
Курсовая работа по теме Особенности социальной адаптации детей на примере МСУ СО 'Социально-реабилитационный центр для несовершеннолетних' п. Дубровка
Способы Презентации Научных Данных Реферат
Доклад: Смешение любви и секса во взаимоотношениях
Курсовая работа по теме Формирование коммуникативных навыков через развитие взаимоотношений в сюжетно-ролевой игре
Реферат: Фискальная политика и ее роль в государственном регулировании экономики
Курсовая работа по теме Інфляція: сутність, типи, наслідки та шляхи подолання
Гидротехнический бетон
Экология Крыма Реферат
Реферат: Culture As Nature Essay Research Paper 346
Доклад: Ответственность государства за вред, причиненный гражданам - жертвам терроризма
Реферат: Формы государства
Дипломная работа: Тайны масонства
Реферат: Внутрифирменные стандарты деятельности - необходимость и преимущества внедрения
Статья: Сущность феномена музыки в метафизике А. Шопенгауэра