Розрахунок та визначення взаємозамінності нарізних сполучень - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Розрахунок та визначення взаємозамінності нарізних сполучень

Система кращих чисел як теоретична база й основа стандартизації на сучасному етапі. Особливості застосування кращих чисел, критерії їх оцінювання, вимоги до рядів. Визначення посадок гладких сполук. Вибір і розрахунок насадок кілець підшипників кочення.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
"Розрахунок та визначення взаємозамінності нарізних сполучень"
На сучасному етапі розвитку науки й техніки стандартизація глибоко проникнула в усі області життя, як на виробництві, так і в побуті. Стандартизація ґрунтується на сучасні техніки й практичного досвіду й визначає основу не тільки сьогодення, але й майбутнього розвитку й повинна здійснюватися нерозривно із процесом.
Основні призначення стандартів - нормативно-технічне забезпечення заходів щодо науково-технічного й торгово-економічного співробітництва, подальшому розвитку економічної інтеграції.
Необхідність розширення масштабів робіт зі стандартизації викликається, у частками, збільшенням поставок спеціалізованої машинобудівної продукції. Спеціалізація виробництва як у межах однієї країни, так і в межах регіону вимагає проведення робіт зі стандартизації в області взаємозамінності деталей, складальних одиниць і агрегатів; і зокрема застосування й удосконалювання єдиної системи стандартів на допуски й насадки.
Розроблена система допусків і насадок включає безліч стандартів, у тому числі, на допуски й насадки гладких сполук, допуски різьблень і зубчастих передач, шпонкових і шліцевих сполук. Тому що ці сполуки переважають, зазначені стандарти є базою для розробки інших стандартів в області взаємозамінності. Тому підготовка сучасного інженера включає освоєння широкого кола питань, зв'язаних зі стандартизацією.
Курс «метрологія, стандартизація, кваліметрія» є логічним завершенням циклу загально технічних курсів теорій машин і механізмів, технології матеріалів, опір матеріалів, деталей машин. Якщо інші курси є теоретичною основою проектування машин і механізмів, то даний курс розглядає питання забезпечення точності геометричних параметрів, як необхідна умова взаємозамінності й таких найважливіших показників якості, як надійність довговічності. Отримані при вивченні курсу знання закріплюються в ході вивчення спеціальних дисциплін, у процесі курсового й дипломного проектування.
Кожний вид продукції характеризується параметрами, кількісно вираженими конкретними числами. Наприклад: автомобіль вантажопідйомністю 8 т, електродвигун потужністю 100 до Вт, вал діаметром 50 мм. Значення параметра визначається або шляхом розрахунків, або призначаються з конструктивних міркувань. При цьому числові характеристики параметрів можуть приймати самі різні значення. Без обмеження застосовуваних числових характеристик уніфікація й стандартизація параметрів були б неможливі. Крім того, досвід стандартизації показав, що послідовності чисел, що характеризують параметри об'єктів, не повинні бути випадковими, а повинні являти собою ряди, утворені за математичними законами. Це дозволить погодити між собою як геометричні розміри, так і параметри, що характеризують потужність, продуктивність, вантажопідйомність, міцність.
Завдання ця вирішується встановленням рядів кращих чисел при виборі числових значень параметрів у розрахунках, проектуванні, складанні різних технічних документів. Система кращих чисел є теоретичною базою й основою стандартизації. Застосування кращих чисел дозволяє уніфікувати розміри й параметри продукції в масштабах усього народного господарства країни й міжнародному масштабі. Про важливість взаємозв'язку параметрів окремих видів продукції свідчить приклад організації країнами - членами СЕВ контейнерних перевезень водним, залізничним і автомобільним транспортом, при яких зазначені параметри контейнерів, судів, залізничних платформ, автомобільних кузовів, транспортних пристроїв у місцях перевантажень контейнерів.
Ряди кращих чисел повинні відповідати наступним вимогам: бути нескінченними як убік малих, так і убік більших розмірів, включати одиницю й всі десятикратні значення будь-якого члена, бути простими й запам'ятовуватися легко.
У початковий період стандартизації одержали поширення ряди, виражені арифметичними прогресіями, але істотним недоліком арифметичної прогресії є її відносна нерівномірність. При постійній абсолютній різниці відносна різниця між членами арифметичного ряду 1, 2, 3,… 10 для чисел 1 і 2 становить 200%, а для чисел 9 і 10 усього 11%.
У зв'язку із цим пізніше стали застосовувати східчасто - арифметичні ряди, наприклад, ряди стандартних різьблень: 1 - 1,1 - 1,2 - 1,4 - 1,6 - 1,8 - 2,0 - 2,2 - 2,5 - 3,0 - 3,5 - 4,0 - 4,5 - … - 145 - 150 - 155 - 160 - 165 - …е1, у яких різниці зростають зі збільшенням абсолютного розміру й відповідно рівні 0,1; 0,2; 0,5; 5.
Проте застосування арифметичної прогресії в більшості випадків не доцільно й тому знаходять обмежене поширення.
Більшою мірою задовольняють вимогам стандартизації геометричні прогресії, у яких відносна різниця між будь-якими злитими числами ряду є постійною. Геометрична прогресія характеризується тим, що відношення двох суміжних членів завжди постійна й дорівнює знаменнику прогресії
1 - 1,25 - 1,6 - 2,0 - 2,5 - 3,15 - 4 - …
У наведених рядах знаменники відповідно рівні 2; 1,25; 10.
Геометричні прогресії володіють рядом коштовних властивостей, які дають підставу використовувати їх для побудови рядів кращих чисел.
У геометричній прогресії, що має в числі членів одиницю кожний її член (Ni) визначається з вираження.
Необхідно мати на увазі, що порядковий номер одиниці у всіх рядах дорівнює
У перші властивості геометричної прогресії були використані в 1877-1879 р. офіцером французького інженерного корпуса Ф. Ренаром при розробці системи характеристик бавовняних канатів, які виготовлялися б заздалегідь незалежно від місця застосування. За основу був узятий канат, один метр якого мав масу аm. Знаменник прогресії був обраний з таким розрахунком, щоб кожний п'ятий член ряду давав десятикратне збільшення, тобто
Числовий ряд виглядав у такий спосіб:
а; 1,5849а; 2,5119а; 3,9811а; 6,3096а; 10а.
Після округлення: 1; 1,6; 2,5; 4; 6,3; 10.
Із цього ряд, умовно позначеного як ряд R5, були згодом утворені ряди R10, R20, R40; знаменники, що мають відповідно:;
Не завжди є необхідність використовувати всі числа того або іншого ряду. Стандартом допускається застосовувати похідні ряди, одержувані з основних або додаткового шляхом відбору кожного другого, третього, четвертого або n члена ряду.
Частота ряду в кожному конкретному випадку повинна бути заснована технічно й економічно. Звуження ряду веде до збільшення серійності, а отже зниженню трудомісткості й собівартості, але може викликати зайві витрати при експлуатації.
2. Вибір і розрахунок посадок для гладких сполук
Завдання: накреслити вузол, позначити позиціями деталі кута або пронумерувати їх. Підібрати по аналогіях з обґрунтуванням стандартні посадки для всіх сполучень вузла. Зробити розрахунок цих посадок.
а) обід колеса, позиція 1 - гальмовий барабан, позиція 5;
б) кришка, позиція 10 - обід колеса, позиція 1;
в) корпус, позиція 11 - втулка, позиція 12;
г) втулка, позиція 12 - регулювальний важіль, позиція 7.
Сполука: обід колеса - гальмовий барабан.
Торцеві поверхні обода колеса й гальмового барабана служать для сполуки за допомогою болтів, тому вимоги до їхньої точності мінімальні. У сполуці по внутрішньому діаметрі гальмового барабана з маточиною для зручності складання необхідно щоб посадка була із зазором, але на розмір зазору обід колеса може бути зміщений при складанні. Тому що дві цих суперечливих умови задовольнити не можна застосовують перехідні посадки [3 с. 111]
За ДСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відносини
Отвору: D max = 230,072; D min = 230, 00
Вала: d max = 230,023; d min = 229,977.
N max = d max - D min = 230,023 - 230,000 = 0,023.
S max = D max - d min = 230,072 - 229,977 = 0,095.
Радіальне відхилення кришки від осі отвору обода колеса виникає при складанні в межах посадкового зазору. Щоб обмежити радіальний зсув кришки, поле допуску поверхні за ДСТ 18512 - 73 задають h8 [3 с. 100]. Після допуску отвору обода колеса дано в завданні на складальному кресленні й дорівнює Р7.
За ДСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відносини Ш180
Отвору: D max = 179,964; D min = 179,924;
Вала: d max = 180,000; d min = 179,937
S max = D max - d min = 179,964 - 179,937 = 0,027;
N max = d max - D min = 180,000 - 179,924 = 0,076.
Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великому натягу ускладнюється складання деталей і ніяких експлуатаційних достоїнств така посадка не володіє. Зі складального креслення видно, що втулка не обертається, виходить, вона встановлена в корпус із натягом. Отже, що підходить посадкою є [3 С. 90]
За ДСТ 25346 - 89 приймаємо граничні зношений Ш40
Отвору: D max = 40,025; D min = 40,000;
Вала: d max = 40,042; d min = 40,026;
N min = d min - D max = 40,026 - 40,025 = 0,001;
N max = d max - D min = 40,042 - 40,000 = 0,042.
Сполука: втулка - регулювальний важіль.
Посадки втулок повинні мати мінімальний зазор або мінімальний натяг. При великому зазорі втулка за своїми показниками перетворюється в кільце. При великому натягу ускладнюється складання деталей і ніякими експлуатаційними достоїнствами така посадка не володіє. Зі складального креслення видно, що у втулці обертається регулювальний важіль, значить у сполуці втулка, - регулювальний важіль є зазор, отже, що підходить посадкою є [3 с. 90].
За ДСТ 25346 - 89 приймаємо граничні відхилення.
Отвору: D max = 38,016; D min = 38,000;
Вала: d max = 38,000; d min = 37,989;
S max = D max - d min = 38,016 - 37,989 = 0, 027;
S min = D min - d max = 38,000 - 38,000 = 0,000.
2.2 Розрахунок і вибір посадки з натягом
Завдання: розрахувати й вибрати посадку для нерухливої сполуки з урахуванням вихідних даних. У розрахунку врахувати вплив шорсткості поверхні на надійність сполуки.
Посадки з натягом застосовуються в нероз'ємних сполуках, причому відносна нерухомість деталей, що сполучаються, досягається за рахунок пружних деформацій, що виникають при запресовуванні. Натяг у нерухливій посадці повинен бути таким щоб, з одного боку, гарантувати відносну нерухомість вала й отвору, а з іншої сторони не викликати руйнування деталей при їхній сполуці. Виходячи із цих умов, ведуть розрахунок і вибір нерухливої посадки.
Обчислюємо значення тиску в сполуці
Розрахувати тиск, необхідне для передачі заданого навантаження можна визначити найменший натяг, здатний передати зазначену вище навантаження
де Е и Е - модулі пружності матеріалу отвору й матеріалу вала, Па
З і З - коефіцієнти, обумовлені по формулах:
- внутрішній діаметр порожнього охоплюваного вала, м
, - коефіцієнт Пуассона для матеріалу вала й матеріалу отвору (для сталі - 0,3) [1 c. 112]
N min = 25505599,85*0,08*( +)=0,000034979
При запресовуванні вала в отвір нерівності поверхонь зрізуються й мнуть, що зменшує дійсний натяг у сполуці. Уважають, що зрізання й зминання при запресовуванні становить 60% від їхньої висоти. Тоді розрахунковий натяг для вибору нерухливої посадки можна знайти по формулі [1 с. 212]
R, R - висота нерівностей по 10 крапкам отвору й вала
Знаходимо, що умові Nmin.cт?Nраз. задовольняє посадка ,
Мінімальний натяг 45 напівтемний. Перевіряємо цю посадку за умовою міцності деталі, що охоплює. Щоб перевірити деталі на міцність, треба обчислити напруги, які виникають у них при найбільшому для обраній посадці натягу
Ці напруги для деталей будуть відповідно рівні
Якщо ці напруги менше границі текучості матеріалу, значить посадка обрана правильно [1 с. 212]
напруги деталей будуть відповідно рівні:
Границя текучості Gт=883 µпа й Gp? Lim =5 мкм
Вибираємо засобу виміру для внутрішнього виміру обода колеса під підшипник. Посадка в цьому місці Ш180Р7
По таблиці 7 стандарту ДЕРЖСТАНДАРТ8.051-81 залежно від квалітету точності й діаметра вибираємо припустиму погрішність виміру=0,0012. Інструменти, що рекомендуються для виміру перебувають у пунктах: 6а*, 11*, 12.
6а* - Нутромер індикаторний при заміні звітного пристрою вимірювальною голівкою із ціною розподілу 0,001 або 0,002 мм, температурний режим 2С, шорсткість поверхні отвору Rа=1,25 мкм, ?Lim =7,5 напівтемний.
11* - Мікроскоп інструментальний. температурний режим 5 С ?Lim = 7 мки.
12 - Мікроскоп універсальний вимірювальний при використанні штрихової голівки, температурний режим 1 С ?Lim =7напівтемний.
Вибираємо для даного розміру нутромер індикаторний, як найбільш доступний засіб виміру. Основна умова виконується, т.е.:?=12 мкм>? Lim=7,5 напівтемний.
Результат вибору засобів виміру зводимо в таблицю
Найменування засобу виміру, метрологічні показання, умови виміру
Мікрометр гладкий з величиною розподілу 0,01 мм
Нутромер індикаторний із ціною розподілу 0,001 або 0,002 мм, Rа=1,25 мкм
3. Взаємозамінність стандартних сполук
3.1 Вибір і розрахунок насадок кілець підшипників кочення
Завдання: Для заданого на складальному кресленні підшипника №7124 вибрати й розрахувати насадки для зовнішнього й внутрішнього кілець із обґрунтуванням. Накреслити умовні зображення підшипникового вузла, шейки вала й гнізда для кільце з розміщенням розмірів, і погрішностей форми й розташування.
По стандарті ДЕРЖСТАНДАРТ 333-79 вибираємо розміри підшипника.
Аналізуючи конструкцію й роботу вузла доходимо висновку, що внутрішнє кільце встановлене на нерухливому конусі й не обертається. Зовнішнє кільце обертається разом з маточиною, отже випробовує циркуляційний тип навантаження. Для циркуляційного навантаження кільця насадку вибираємо по інтенсивного радіального навантаження на посадковій поверхні.
R - розрахункова радіальна реакція опори, виміряється в Н.
Кп - коефіцієнт перевантаження; з огляду на, що трактор працює в тяжких умовах з перевантаженнями, приймаємо Кп рівне 1,8.
F - коефіцієнт враховуючий ступінь ослаблення посадкового натягу при порожньому валу (F = від 1 до3); приймаємо F = рівне 2.
Fa - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження (при наявності осьового навантаження)
Fa = 1…2, при відсутності Fa = 1, приймаємо Fa = 2.
За рекомендацією [1, стор. 215] приймаємо поле допуску отвору
Замість навантаженого внутрішнього кільця посадки вибираємо без рекомендації [3, с. 223] з урахуванням умов роботи, частоти обертання й конструкції корпуса; приймаємо д6 посадка Ш120
Розрахуємо ці посадки й накреслимо схеми розташування полів допуску посадки кілець підшипника з маточиною колеса й кожухом півосі.
Визначаємо граничні розміри отвору й вала:
N max = d max - D min = 180 - 179,924 = 0,076 мм
N min = d min - D max = 179,985 - 179,964 = 0,021 мм
Визначимо граничні розміри отвору й вала:
Smax = Dmax - dmin = 120 - 119,196 = 0,034 мм
Smin = Dmin - dmax = 119,988 - 119,988 = 0,000 мм
3.2 Вибір і розрахунок посадок шпонкового сполук
Завдання: Для шпонкової сполуки з номінальним діаметром 60 мм призначити посадки з пазом вала й пазом втулки, розрахувати ці посадки, накреслити поперечні перерізи вала й маточини з поперечними пазами.
По стандартах ДЕРЖСТАНДАРТ 23360 - 78 приймаємо розміри елементів шпонкової сполуки:
за рекомендацією навчального посібника. [3, с. 57] приймаємо поля допусків шпонкової сполуки. Поле допуску ширини шпонки приймаємо h9, поле допуску ширини шпонкового паза приймаємо Р9. Точність ширини шпонкового паза приймаємо Р9.
Визначаємо граничні розміри отвору й вала:
Nmax = dmax - Dmin = 18,000 - 17,949 = 0,051 мм
Nmin = dmin - Dmax = 17,985 - 17,964 = 0,021 мм
3.3 Взаємозамінність шліцевих сполук
Завдання: для шліцевої сполуки шестірні - корпус півосі вибрати метод центрування, призначити посадки по діаметрі, що центрує, і бічним сторонам.
По стандарті ДЕРЖСТАНДАРТ 1139 80 підбираємо шліцеву сполуку середньої серії (10*72*82).
Призначаємо метод центрування по внутрішньому діаметрі тому що ця сполука перебуває в приводному мосту трактора, а трактор працює з перевантаженнями. Сполука нерухливе, обертання реверсивне.
Вибір посадок робимо по стандарті ДЕРЖСТАНДАРТ 1139 80. Приймаємо посадку по діаметрі, що центрує, 72 по бічних сторонах, тоді умовне зображення сполуки:
Визначимо граничні розміри отвору й вала:
Smax = Dmax - dmin = 72,046 - 71,954 = 0,092 мм
Smin = Dmin - dmax = 72,000 - 72,000 = 0,000 мм
3.4 Взаємозамінність нарізних сполучень
Завдання: Для нарізного сполучення кришка складального креслення прийняти розміри нарізного сполучення й уточнити по стандарті. Призначити крок різьблення, середній діаметр і внутрішній діаметр різьблення. Визначити граничні відхилення на параметри різьблення. Накреслити профіль зовнішнього й внутрішнього різьблення.
З огляду на масштаб складального креслення приймаємо для болтів утримуючу кришку різьблення М10.
З огляду на, що дане різьблення втримує від осьового зсуву осі сателітів це різьблення є відповідальної, тому приймаємо різьблення із дрібним кроком Р=1 мм, тоді різьблення буде мати вигляд М12 1 за ДСТ8724-81
По стандарті ДЕРЖСТАНДАРТ24705-81 визначаємо середні й внутрішні діаметри
За ДСТ16093-81 призначаємо ступеня точності й поля допусків різьблення. Приймаємо точність внутрішнього різьблення по 6 ступеню, а для зовнішньої по 8 ступеню. Поля допусків приймаємо для внутрішнього різьблення - Н, для зовнішньої. одержуємо нарізне сполучення М12 1*.
Середній діаметр:D =11.350Н6 (+0,150)
Внутрішній діаметр:D =10,917Н6 (+0,236)
Smin=EJ-es=0.000 - (-0.026)=0.026 мм
Smax=EJ-es=0.150 - (-0.206)=0,356 мм
4.1 Розрахунок методом максимум-мінімум
а) по складальному кресленню виявляємо замикаюча ланка і його назва. Замикаюча ланка Б?=18±0,5. Цей зазор між торцем куточка й пластиною.
б) виявляємо тридцятимільйонні ланки
Б1=3±0,25 - товщина стопорного кільця
Б4=30 - відстань від торця куточка до площини канавки
в) становимо схему розмірного ланцюга:
г) визначимо правильність складання схеми розмірного ланцюга
де Б - номінальне значення замикаючої ланки
- сума номінальних розмірів ланок, що збільшують
- сума номінальних розмірів ланок, що зменшують
д) визначаємо коефіцієнти точності розмірного ланцюга, точність ланок:
- сума допусків ланок з відомими допусками
- сума допусків ланок точності яких невідомі
Визначаємо коефіцієнти точності по таблиці [1 с. 182]. Приймаємо точність ланок YT12 для якого d=160.
е) призначаємо граничні відхилення на розміри тридцятимільйонних ланок за наступним правилом:
1) якщо розмір охоплюваний, то відхилення позначаються як для основного вала.
2) якщо розмір що охоплює, то відхилення позначаються як для основного отвору. EY=0, ES-Позитивно
3) якщо розмір не можна віднести до першого або другого випадку, те
допуск ділиться навпіл зі знаками «+» або» -». До таких розмірів ставляться розміри уступів, глибини й т. п.
ж) визначаємо правильність призначених допусків:
Тому що умова не виконується, уводимо коригувальну ланку й визначаємо для нього нові граничні відхилення [1 с. 238] формула 94. Як коригувальна ланка призначаємо ланку Б3 т.к. його допуск можна збільшити на 180 напівтемний. Цей розмір простій у виготовленні й зручний для зміни.
ES =-0,250-0,100 - (-0,600) - 0=+0,25
Робимо повторну перевірку, що показує, що умова виконується:
4.2 Розрахунок розмірного ланцюга імовірнісним методом
а) по складальному кресленню виявляємо замикаюча ланка і його назва.
Замикаюча ланка Б=18±0,6 - зазор між торцем куточка й пластиною.
б) виявляємо тридцятимільйонні ланки
Б1=3±0,250 - товщина стопорного кільця
Б4=30 - відстань від торця куточка до площини канавки стопорного кільця
в) становимо схему розмірного ланцюга: Б1; Б2; Б3 - ланки, що збільшують
г) визначимо правильність складання схеми розмірного ланцюга
де Б - номінальне значення замикаючої ланки
- сума номінальних розмірів ланок, що збільшують
- сума номінальних розмірів ланок, що зменшують
де Б - номінальне значення замикаючої ланки
- сума номінальних розмірів ланок, що збільшують
- сума номінальних розмірів ланок, що зменшують
д) визначаємо коефіцієнти точності розмірного ланцюга, точність ланок:
де - коефіцієнт тридцятимільйонних ланок
- коефіцієнт ризику замикаючих ланок
, - для закону нормального розподілу рівні 3
П - коефіцієнт точності, а=478,6 визначаємо квалітет точності для тридцятимільйонних ланок.
Приймаємо YT14, для якого а=400 [1 с. 182]
Робимо перевірку, правильності призначення допусків:
Т ?894,9<1200 умова виконується, виходить, рішення правильно.
1. Сірий І.С. Взаємозамінність, стандартизація й технічні виміри - К., 2006
2. Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. Конструювання вузлів і деталей машин - К., 2002
3. Дунаєв П.Ф., Леліков О.П., Варламова Л.П.: «Допуски й посадки. Обґрунтування вибору» - К., 2004
4. Дунаєв П.Ф., Леліков О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. - К., 2000
5. Методичні вказівки. Вибір універсальних засобів виміру лінійних розмірів до 500 мм - К., 2007
6. Анурьєв В.І Довідник конструктора-машинобудівника. Видання п'яте, тім 1. - К., 2006
Використання галузевих стандартів. Види і система сертифікації. Суть і принцип комплексної стандартизації. Основні поняття про доступи і посадки. Розрахунок та вибір посадок гладких циліндричних з'єднань з зазором. Вибір посадок підшипників кочення. курсовая работа [80,7 K], добавлен 04.07.2010
Призначення посадок з коротким обґрунтування. Розрахунок нерухомої посадки. Розрахунок та вибір посадок підшипників кочення. Визначення виконавчих граничних розмірів гладких калібрів і контркалібрів. Параметри для забезпечення якості зубчатого колеса. курсовая работа [624,6 K], добавлен 08.04.2014
Виконання завдань на розрахунок натягів і зазорів, контроль розміру, вибір посадки кілець підшипника. Методи центрування посадки шлицевого з'єднання. Розрахунок розмірного ланцюга, граничних відхилень нарізних сполучень. Визначення шпонкового з'єднання. курсовая работа [2,5 M], добавлен 26.03.2011
Опис вузла кулісного механізму комбінованого верстата. Розрахунок посадки із зазором для підшипника ковзання та гладких циліндричних з'єднань. Визначення розмірів калібрів для контролю вала та отвору. Вибір відхилень для різьбових та шліцьових деталей. курсовая работа [135,0 K], добавлен 04.07.2010
Схема розташування полів допусків. Розрахунок граничних і виконавчих розмірів калібрів для контролю отвору й вала з'єднання. Розрахунок підшипників кочення і нарізних сполучень. Схема розмірного ланцюга із вказівками. Основні параметри зубчастого колеса. курсовая работа [393,5 K], добавлен 21.12.2010
Аналіз роботи чотирьохступінчастого редуктора. Обґрунтування призначення посадки з зазором. Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів. Розрахунок посадок для підшипників кочення. Вибір посадок для шпонкових з’єднань. курсовая работа [1,7 M], добавлен 09.10.2011
Розрахунок гладкої циліндричної сполуки 2-шестірня-вал. Визначення калібрів для контролю гладких циліндричних сполук. Вибір нормальної геометричної точності. Розрахунок підшипникової сполуки 7-підшипник-корпус і 8-підшипник-вал, шпонкової сполуки. курсовая работа [674,5 K], добавлен 21.12.2010
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Розрахунок та визначення взаємозамінності нарізних сполучень курсовая работа. Производство и технологии.
Контрольная работа: Деятельность надзорной инстанции
Реферат: Домарев
Сочинение На Тему Мое Село 4 Класс
Доклад по теме Семейство кошачьих
Учебное пособие: Патофизиология дыхания
Реферат: Химическая промышленность мира
Реферат: Фразеологические единицы, характеризующие человека. Скачать бесплатно и без регистрации
Практическая Работа 5 По Химии
Курсовая работа: Наследование по законодательству РФ
Реферат: Охрана производственных сточных вод и утилизация осадков. Скачать бесплатно и без регистрации
Контрольная работа по теме Формы недобросовестной конкуренции
О Чем Расскажет Осенний Листок Сочинение
Общество Потребления Реалии 21 Века Эссе
Курсовая работа по теме Анализ документов как метод социологического исследования
Реферат: Теория ожиданий
Реферат По Детским Болезням
Нелетальное Оружие Реферат Бжд
Светильник Эсс 80.100 Rw
Реферат по теме Организации тяглого населения в Московском государстве в XVI веке
Курсовая работа по теме Воспитание патриотических чувств
Проблемы учета неопределенности в принятии управленческих решений - Менеджмент и трудовые отношения курсовая работа
Шляхи розвитку інтересу до математики у розумово відсталих дітей - Педагогика курсовая работа
Строение и жизнедеятельность амебы - Биология и естествознание реферат