Определение потребной мощности электродвигателя и его подбор

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

к проведению лабораторной работы

“Расчет силовых элементов технологического оборудования ”

для студентов специальности 2301 “Сервис и техническая эксплуатация САТТО”, дневной и заочной форм обучения по дисциплине

“Технологические процессы и оборудование ТО и ремонта САТТО”

г. Тюмень 2002 г.

ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Эффективность использования автотранспортных средств зависит от совершенства организации перевозочного процесса и свой­ства автомобилей сохранять в определенных пределах значения параметров, характеризующих их способность выполнять требуемые функции. В процессе эксплуатации автомобиля появляются различные неисправности, которые снижают эффективность его использо­вания. Для предупреждения появления дефектов и своевременного та устранения автомобиль подвергают техническому обслуживанию и ремонту. Удельные затраты на ТО и ремонт за срок службы автомобиля в несколько раз превышают затраты на его изготовле­ние. Особенно велика трудоемкость этих работ. Радикальным сред­ством сокращения затрат на ТО и ремонт автомобилей является применение наиболее совершенного оборудования и приспособлений* Основы расчета силовых элементов, необходимых при проектирова­нии оборудования рассмотрены в настоящих методических указа­ниях.

Определение потребной мощности электродвигателя и его подбор

Расчет привода начинают о составления кинематической схемой определения общего КПД общего передаточного числа привода, выбора электродвигателя в разбивки общего передаточного числа по отдельным ступеням,

Двигатель является одним из основных элементом любой машины или механизма От типа двигателя, его мощности частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики механизма.

Требуемая мощность электродвигателя определяется как

где N' - мощность на исполнительном валу (приводном валу) машины или приспособления

η- общий коэффициент полезного действия привода равный произведению частных к.п.д., т.е.

η=η_1*η_{2* *}η_n

Значение к.п.д. для передач различных видов приведены в табл. I.I; этими данными можно использования как ориентировочными для предварительной оценки к.п.д. проектируемого привода. Трение в опорах снижает величину используемой мощности, это учитывается введением условного к.п.д. подшипников; для одной пары подшипников качения η=0,99-0,995; для одной пары подшипников скольжения η = 0,98-0,99 в зависимости от условий смазки.

В приводных механизмах лебёдок кранов и подъёмников, учитывают дополнительные потери в блоках, обусловленные трением в подшипниках и жесткостью канатов; для неподвижного блока η_б = Q,94-0,96; для подвижного блока η_б=0,97-0,98.

Мощность на приводном валу определяют по проектной нагруз­ке. Если нагрузка задана тяговым усилием Р (Н) (например, для транспортера иликонвейера) мощность при установившемся режи­ме, определяют как

N’=P_*V (1.2)

где Р в ньютонах, V - линейная скорость в м/с.

Если известен момент М_р на приводном валу /н*м/ угловая скорость в радианах ω_р, то

N’=М_р*ω_р (1.3)

Перед выбором электродвигателя по каталогу полученную мощность следует перевести в киловаты

При известной величине момента статического сопротивления (момента, создаваемого проектной нагрузкой) навалу исполнительного механизма требуемая статистическая мощность электродвигателя может быть определена как:

(1.4)

где общее передаточное числомеханизма;

M’_ст - момент, создаваемый проектной нагрузкойна исполнительном

(приводном) валу. н*м;

n - частота вращения электродвигателя мин^-1;

n₁ - частота вращения исполнительного (приводного) вала мин^-1;

1.1. Формулы для выбора мощности электродвигателей насоса, компрессора, подъемных механизмов

Насосы

Расчетная мощность двигателя для привода центробежного или поршневого насоса:

кВт (1.5)

где γ - удельный вес перекачиваемой жидкости, т/м³;

Q - производительность насоса, м³

ΔH- падение напора в магистрали, м;

Н - напор (сумма высот всасывания и нагнетания), м;

η_мос - к.п.д. насоса, указываемых в каталогах (0.6-0,9);

η_пер -к.п.д. передачи между двигателем и насосом. Учитывая случайные, неподдающиеся учету перегрузки приводимогодвигателем насоса выбираемая мощность двигателя дода­на превышать расчетную мощность на следующие величины в процентах:

КОМПРЕССОРЫ

Мощность на валу двигателя центробежного компрессора:

(кВт) (1.6)

где Q - производительность компрессора,м³;

А _И - изотермичекая работа (кГм) сжатия I м³ газа до аб­солютного давление р (абсолютное давление равно избыточному плюс I атм),

А_A - адиабатическая работа (кГм) сжатия I м³ газа до аб­солютного давления р,

η - средняя величина индикаторного изотермического и адиабатического КПД с учетом механической передачи от двигателя (0,62 - 0,8).

Величины А_A и А_И для воздуха в зависимости от конечного давлений сжатия берутся по таблице:

ПОДЪЁМНЫЕ МЕХАНИЗМЫ

Мощность двигателя подъемного крана при подъеме груза:

кВт (1.7)

Где: G - вес поднимаемого груза, кг

η - к.п.д. подъемного механизма;

G_U - вес захватывающего приспособления, кг:

V - скорость подъема м/сек.

В настоящеевремя для привода машин широко используетсятрехфазные коротко замкнутые асинхронные двигатели серии А2 к А02 мощностью от 0,6 до 100 кВт ГОСТ 13059-68 и серии 4А мощностью от 0,06 до 400 кВт ГОСТ 1923-74. (Указатель ГОСТов СССР 1980 г. Эдектродвигатель. Группа E-61) Двигатели серии 4А по сравнению с двигателями серии A2 и А02 имеют меньший вес, меньшие габаритные размеры, меньше высоты оси вращения.

Тип электродвигателя выбирают в зависимости от условий эксплуатации Для привода машин, не предъявляющих специальных требований и пусковым характеристикам, скольжению и т.д. -применяют двигатели А2, А02, 4А.

Для привода машин имеющих большую нагрузку при пуске (повышенное трение, значительные инерционные нагрузки и т.п.) и сравнительно стабильную нагрузку при установившемся режиме;

например, для плунжерных насосов, компрессоров, конвейеров, шнеков, шлифовальных станков применяют двигатели АОП2, 4АР. Двигатели АОС2, 4АС применяют для привода машин, имеющих большие маховые массы и неравномерную - пульсирующую или ударную нагрузку, и для машин с частыми пусками и реверсом, например, для ковочных машин, молотов, ножниц, поршневых компрессоров, небольших лебедок.

При расчете механических передач следует исходить не из номинальной мощности электродвигателя, а из требуемой, кото-рую на самом деле будет развивать электродвигатель при установившемся режиме работы.

Шкала мощностей и скоростей вращения двигателейсерии 4А приведена в таблице 1.2.

Обозначения типа двигателя, например, 4АА90 В8 расшифровывается следующимобразом:

4 - номер серии; А - вид двигателя (асинхронный);

Н - защищенный IP23 (для закрытых двигателей, обозначение не

дается); А - алюминивая станина и щиты;

(X - алюминиевая станина и чугунные плиты; если станина и щиты чугунные, то никакого обозначения не дается);

90 - высота оси вращения,мм;

А6В - длина сердечника (дается в случае, когда на одном уста­новочном размере предусмотрены две мощности);

8 - число подов,

По способу защиты от воздействия окружающей среды двига­тели изготовляют следующих исполнений:

Закрытое обдуваемое (IP44) - внутрь электродвигателя не могут попасть посторонние тела диаметром 1 мм или более, а через кожух вентилятора диаметром 12,5 мм и более; вода разбрызгиваемая из любого направления не может оказать на него вредного воздействия;

Защищенное (IP23) - внутрь электродвигателя не могут попасть посторонние тела диаметром 12,5 мм и более; вода, падающая в виде дождя под углом равным или меньше 60° в вертикали, не оказывает вредного воздействия.

По способу монтажа двигатели изготовляются следующих исполнений;

M100- со станиной на лапках;

М200 - со станиной на лапках и флянцевым щитом,

М300 - с флянцевым щитом и станиной без лап,

Двигатели защищённого исполнения (4АН) изготовляются только для горизонтальной установки (исполнение M101).

Электрические модификации двигателей серии 4А, т.е. двигатели с повышенным пусковым моментом и с повышенным сколъжением в обозначении имеют первой букву Р, второй букву С после буквы отображающей вид двигателя, т.е. 4АР160 или 4АС71А2УЗ.

Таблица 1.1

Значение к.п.д. механических передач (без учета потерь в подшипниках)

II. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРО И ПНЕВМОЦИЛИНДРОВ

2.1. Расчет основных параметров гидро и пневмоцилиндров

Прочностной расчет элементов испольнительного устройства гидро в пневмоцилиндра начинается после того как решён вопрос о применении того или иного типа привода. Последнее связано с оценкой конкретных уодовий его работы, анализом средств реализации, учитывая, что при этом даны значения полезной нагрузки.Основными расчетными параметрами силовых гидро и пневмоцилиндров являются рабочее давление и внутренний диаметр цилиндра. Внутренний диаметр цилиндра определяют из полезной нагрузки (необходимое усилие на штоке) и рабочего давления.

Внутренние диаметры цилиндров, диаметр штока, ряд давлений и ход поршня (плунжера) упорядочены ГОСТом 6540-68 и 14063-68. [1]

Определение расчетного значения внутреннего диаметра цилиндра.

Для пневмоцилиндров и гидроцилиндров одностороннего действия требуемый внутренний диаметр определяют из ооотношения:

P=P_P*S*η-Q (2.1)

где Р_р - давление рабочей жидкости или воздуха нагнетаемого в цилиндр;

Р - необходимое усилие на штоке (полезная нагрузка);

S - рабочая площадь поршня (плунжера);

η - к.п.д. привода, зависящий от потерь на трение и от утечки воздуха или рабочей жидкости, при расчетах принимается: для пневмоцидиндров η =0,8-0,85

для гидроцилиндров η =0,93

Q - сопротивление пружины (при наличии последней) Для штоковых гидроцилиндров двухстороннего действия тре­буемый внутренний диаметр определяют из соотношений:

а) при подаче жидкости в бесштоковую полость цилиндра с одно­сторонним штоком

P= (D²(P_P-P_СЛ)+d²*P_СЛ) (2.2)

б) при подаче жидкости в штоковую полость с односторонним штоком

P= (D²(P_P-P_СЛ)-d²*P_СЛ) (2.3)

в) для любой полости гидроциливдра с двухсторонним штоком

P= (D²- d²)*(P_P-P_СЛ) (2.4)

где D - внутренний диаметр цилиндра;

d -диаметр штока d=β*D

Коэффициент β приведен в таблице 2.1

Р_р - давление рабочей жидкости нагнетаемой в цилиндр Р_р=0.8*P_Н

P_Н - давление создаваемое насосом;

P_СЛ - давление жидкости сливающейся из цилиндра.

Таблица 2.1

Расчётное значение диаметра округлять до ближайшего по ряду диаметров цилиндров.

Основные детали гидро и пневмоцилиндров: цилиндр (гильза), шток, поршень, сквозная и глухая крышки. При назначении основных размеров необходимо учитывать, что отношение длины цилиндра к его диаметру следует принимать не более 20. Верхний предел хода поршня ограничивается 10 диаметрами цилиндра. Это ограничение обусловлено расчетом силового цилиндра на продольный изгиб соместно с сжатием под действием усилия разви­ваемого гидроцилиндром при Р=200 кг/са^, а также технологиоя изготовления.

2.2. Расчёт на протность гильзи

Тощина стенок гильзы (стенок цилиндра) назначается из условия работы её на разрыв, а именно:

h≥ (2.5)

где, Р_Р - давление рабочей жидкости или воздуха, нагнетаемых в цилиндр;

[σ] - допустимое напряжение растяжения материала гильзы.

После назначения толщины стенки гильзы производят проверочный расчёт принятой конструкции. Исходными данными для расчёта являются: D - внутренний диаметр цилиндра, P_P - рабочее давление в цилиндре,L- длина цилиндра, h - принятая толщина стенок цилиндра, прочностные характеристики материала цилиндра (модуль упругости Е, коэффициент Пуассона ν, допустимое напряжение материала за растяжение [σ]. При уточнении напряженного состояния гильзы определяют расчетную схему. В зависимости от соотношения геометрических размеров цилиндра (гильзы), последние подразделяют на толстостенные цилиндры, расчетный случай 1, и тонкостенные цилиндры, они же тонкостенные оболочки, расчетный случай 2. В случае, если "толщина стенок цилиндра больше одной десятой его среднего радиуса" [3] -цилиндр считается толстостенным, в противном случае он считается как тонкостенная оболочка. Итак, при h/D≥1/20 напряженное состояние гильзы определяется по формуле для толстостенных цилиндров гл. 15 [3]

Расчет толстостенных цилиндров (расчётная схема 1)

Максимальное тангециальное (окружное) напряжение на внутренней поверхности составит:

σ_θmax= (2.6)

Условие прочности (третья теория прочности):

≤[σ] (2.7)

где r₁ - внутренний радиус цилиндра

r₂ - наружный радиус цилиндра

или

расчёт тонкостенных цилиндров (расчетная схема 2)

Расчет тонкостенных цилиндров производится как расчёт тонкостенных оболочек. Данный расчёт в полном объеме представлен в справочнике Биргер М.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. "Расчет на прочность деталей машин". [4] Напряженное состояние цилиндрической оболочки определяют тaкиe компоненты как;

σ_UX - нормальные напряжения изгиба в поперечном сечении;

σ_θ - нормальные напряжения в поперечном сечении;

τ - касательное налряжение в поперечном сечении. Поперечное сечение - сечение перпендикулярное оси цилиндра. Вычисление вышеназванных напряжений производятся по формулам:

σ_UX=

σ_θ= υ* σ_UX (2.8)

τ=

гдо ω_x- функция радиадьного перемещения точек срединной

поверхности,

M(x)- расчетный изгибающий момент в поперечном сечении.

ω_x и M(x) - функции определяемые в зависимость от соотношений геометрических размеров оболочки, т.е., гильзы, конструкции крышек, поршня и способов крепления или соединений крашен с гильзой. При расчете оболочек различают оболочки короткие и длинные. Для длинной оболочки l≥1.691 , в противном случае оболочка считается короткой.

Условные названия элементов гидро я пневмоцилиндров, используемые в расчетах.

"Жёсткая крышка" и "жёсткий поршень" - крышка рабочей полости цилиндра и поршень будем считать жёсткими, еслиих толщина (для поршня это суммарная толщина) соизмерима с внутренним диаметром цилиндра.

Наиболее часто встречаемый конструкции поршня дают основание расценивать данную конструкцию как жесткую. Деформируемая крышка - крышка, толщина которой мала по сравнению с диаметром. Такая крышка может быть выполнена как одно целое с гильзой, либо имеет фланцевое соединение с последней.

Расчет штока цилиндра

В зависимости от того, какие функции выполняет исполнительный орган, шток цилиндра может работать либо на растяжение либо на сжатие.

Условие прочности штока при работе на растяжение

< [σ] (2.9)

где F - площадь наименьшего поперечного сеченая штока. При работе штока на сжатие определяющим является расчет на устойчивость.

Расчет сжатого стержня на устойчивость.

Гибкость стержня:

λ (2.10)

где l - длнна стержня;

К - коэффициент приведения длины, зависящий от способа. закрепления.концов;

К=0,5 - оба конца заделаны;

К=0,7 - один конец заделан, второй закреплен шарнирно;

К=l,0 - оба конца на шарнирах;

К=2,0 - один конец заделан, другой свободен;

i - минимальный радиус инерции поперечного оотения штока

Y_min- минимальный момент инерции поперечного сечения штока;

F - площадь поперечного сечения штока.

Приближенно для сплошного круглого сечения штока, для кольцевого . D диаметр сплошного поперечного сечения штока, d₁ и d₂ - внешний и внутренний диаметр кольцевого сечения штока.

Величина гибкости λ не должна превышать допустимой предельной величины, а именно [λ] =150 – 200 [5]

При λ≤40 (короткие стержни), проверка на устойчивость не производится. Условие прочности;

≤[σ]

В этом случае формула Эйлера для определения критической силы не приемлима. При 40 < λ < 200 несущая способность стержня оценивается по условию устойчивости. Последняя учитывает возможность бокового выпучивания стержня, которое обусловлено экоцентричным приложением сжимавших сил при отклонении оси стержня от прямолинейного направления, что имеет место в реальньх конотрукциях. Условие устойчивости:

≤[σ] (2,12)

где φ - коэффициент уменьшения основного допускаемого напряжения, зависит от гибкости Л и материала стержня. Численное значение данного коэффициента приведено в соответствующей литература, см. раздел "устойчивость стержней" [4.6]. Допускаемые нормальные напряжения при сжатии

[σ]=σ_m/n

где σ_m - предел текучести материала;

n - коэффициент запаса прочности, для стали обычно принимают равным п =1,6 см. стр.407 [4].

Величина критической силы по Эйлеру

N_КР=π^2*E*F/λ²

Обеспечиващий запас прочности N_КР/N>2

2.4. Расчет крышек цилиндра

Крышка цилиндра подлежит расчету, если отношение ее толщины к внутреннему диаметру цилиндра менее чем 0,1. В этом случае она может быть рассмотрена как круглая пластинка постоянного сечения, загруженная равномерно-распределено поперечной нагрузкой. Радиальные и кольцевые ребра крышки расчетом не учитываются (входят в запас прочности). Прочность конструкции оценивается по максимальным радиальным и окружным нормальным напряжениям. Последние не должны превышать допускаемые напряжения материала крышки на растяжение. Оценке подлежит и жесткость конструкции крышки. Жесткость оценивается по величине максимальног прогиба и угла поворота. Компонента напряженного состояния круглой пластинки, загруженной равномерно -распределённой поперечной нагрузкой определяются по формуле:

Нормальное напряжения;

σ_max=K_σ (2.13)

где i =r₁*θ

макскмальный прогиб

ω_max=K_ω (2.14)

максимальный угол поворота сечения

σ - нормальные напряжения, действующие вдоль радиуса.

r - текущий радиус (начало полярной системы координат расположено в центра круглой пластинки), a σ_θ - окружные нормальные напряжения. Значения коэффициентов K_σ K_ω K_φ определяют в зависимости от способа соединения крышки с гильзой. Расчетные значения данных коэффициентов для сплошной и кольцевой круглой пластинки приведены в таблице ниже.

Глухая крышка. Глухая, крышка расчитывается как сплошная пласгинка

а) фланцевом соединении крышки с гильзой данная пластинка считается свободно-опертой по наружному контуру. Расчетная схема представлена на Рис.2.3а. В центре такой пластинки возникают максимальные нормальные радиальные и окружныа напряжения, а также максимальный прогиб. Численное значение вышназванных коэффициентов составит:

Kσ_i=Kσ_θ =-1.238, K_ω=0.696

Максимальный угол поворота сечения имеет место в сечении стыка

крышки с гильзой, а соотвествующий коэффициент равен K_φ=1.050

а) б)

рис. 2,3 Расчетные схемы глухой крышки а)при наличии фланцевого соединения; б) жесткое соединение (крышка с гильзой выполнена как идное целое)

Влияние болтов фланцевого соединения не учитывается. б) при жестком соединении крышки с гильзой, что имеет место в том случае, если крышка с гильзой выполнена как одно целое, пластина считается жесткозаделанной, см.Рис.2.3б. Максимальные наяряжения нормальныерадиальные определяются в сечении заделки.

a) б)

Рис. 2.4. расчетные схемы сквозной крышки а) приналичии фланцевого соединения б) жёсткое соединение (крышка с гильзой выполнена как одно целое)

Коэффициент Kσ_i равен 0,750. Максимальный прогиб находится в центре пластины, величина коэффициента K_ω =0,171

Сквозная крышка. Сквозная крышка пневмо или гидроцилиндра рассматривается как кольцевая пластинка свободно-опёртая по наружному диаметру, в случае фланцевого соединения ее с гильзой см.Рис.2.4а, либо жесткозащемлённый по наружному контуру, в данном случае выполнена с гильзой как одно целое, см.Рис.2.4б

а) Фланцевое соединение. Определению подлежат максимальные окружные напряяения на контуре отверстия крышки (внутренний контур кольца), и величина прогиба в этом же сечении. Значение соответствующих коэффициентов в зависимости от соотношения диаметра отверстия к диаметру цилиндра приведены в табл.2.2.

Таблица 2.2.

Жесткое соединение. Определению подлежат окружные напряжения. величина прогиба на контуре отверстия, а также радиальные напряжения в сечении заделки, т.е. на наружном контуре кольца. Значения соответсгвующих коэффициентов приведены в таблице 2.3.

Таблица 2.3.

Примечание: Нормальные напряжения со знаком минус - растягивающие, со знаком плюс - сжимающие.

2.5. Расчет резьбового соединения деталей гидро

или пневмоцилиндров

В конструкциях гидро и пневмоцилиндров нашла широкое применение метрическая резьба ГОСТ 9150-59 для соединения деталей. Ввиду специфики работы соединяемых деталей (динамической их нагруженности), а также наличия полых тонкостенных деталей предпочтительными являются резьбы с мелким шагом. В гидро и пневмоцилиндрах для станочных приспособлений самими ходовыми значениями шага резьбы являются 1,5 и 2 [1]

Основными конструктивными параметрами резьбы являются:

диаметр d, шаг резьбы S, высота профиля h и длина свинчивания l. Из конструктквных соображений в зависимости от размеров свинчиваемых детей назначают диаметр резьбы. По таблице ГОСТа - 9150-59 стр.183 [8]. В зависимости от диаметра подбирают резьбу, т.е. шаг резьбы и высоту профиля. Величину дпины свинчивания деталей назначают на основании следующих рекомендаций [ 7] стр.39:

для стальных детадей l=d

для чугунных деталей l=1.5d

Данные рекомендации основаны на выполнении условия обеспечения равноправности резьбы в соединяемых деталей, а также учёта сложности напряжённого состояния резьбы. В приложении к данному разделу представлена аналитическая зависимость между параметрами резьбы, материалом свинчиваемых деталей и длиной свинчивания.

Предлагаемое резьбовое соединение проверяется на прочность. Проверка на прочность резьбового соединения состоит из вычисления напряжений смятия на винтовой поверхности и напряжений среза витков резьбы. Итак, условия прочности имеют вид:

а) условие прочностирезьбы по напряжениям смятия

<[σ_СМ] (2.16)

б) условие прочности резьбы по напряжениям cpeзa.

<[τ_σ] для винта (2.17)

<[τ_r] для гайки т.е. для

другой свинчиваемой детали Обозначения используемые в формулах:

Р - расчетная осевая сила

h - высота профиля резьбы,

d₁- средний диаметр резьбы

d - внутренний диаметр резьбы

l - длина свинчивания деталей;

S - шаг резьбы;

d – внешний диаметр резьбы

Kσ и K_r - коэффициенты полноты резьбы, принимаемые для метрической

резьбы равными Кσ=К_r=0.87

K_m - коэффициент соединения, представлявщий собой величиву, зависящую от шага резьбы и отношений пределов прочности материалов соединяемых деталей при растяжении. Значения данного коэффициента приведены в табл.2.4

Таблица 2,4

Примечание: индекс "б" относится к детали выполняющей роль винта (болта), индекс "г" - к другой свинчиваемой детали, т.е. гайке.

[σ_СМ] [r_i] допускаемые напряжения прочности материалов свинчиваемых деталей соответственно на смятие ина срез.

Допускаемые непряжения представляет собой соответствующий предел прочности материала разделенныйна коэффициент запаса. Последний должен учитывать степень ответственности деталей надёжности материала и точность расчётных формул. При отсутствии подобных данных допускается использовать менее точный метод определения допускаемых напряжений, но широко используемый при проектировании, и именно - табличные значения допускаемых напряжений для некоторых видов стали и чугуна и на них ориентироваться. Taкжe таблицы представлены в достаточном объеме в справочнике конструктора-машиностроителя. [8]

Если материал обеих свинчиваемых деталей одинаков, то по напряжениям среза расчитывают только винт.

При невыполнении условий прочности меняют в возможных пределах основные параметры резьбы и производят расчет заново.

Приложение к данному разделу

Требуемую минимальную величину длина свинчивания деталей определяют из условий обеспечения равнопрочности резьбы и соединённых деталей. Данное условие имеет вид [1] стр.58.

l/d=0.41*1/K_M*σ_Вб/σ_ВГ (2.19)

где σ_ВБ σ_ВГ- пределы прочности материалов свинчиваемых деталей.

римским цифрами обозначен вид нагрузки:

I - статическая 2 - переменная действующая от нуля до максимума и от максимума

до нуля /пульсирущая/ Ш - знакопеременная /симетричная/ Н - нормализация; У - улучшение; Ц - цементация.

ЛИТЕРАТУРА

1. Анурьев Б.И. Справочник конструктора-машиностроителя. г.З.М., Машиностроение 1980г

2. Зависляк В.И. Современные приспособления к металлорежущим станкам, Машиз 1963г.

3. Псаренко Г.С, Яковлев А. П., В. В.Матвеев. Справочник по сопротивлению материалов. Киев, Наукова Думка 1975г,

4. Биргер И, A. Шорр Б.Ф., Г.Б.Иосилевич. Расчет на прочность деталей машин. Справочник М., Машиностроение 1979г.

5. Дейтес С,Д. Справочник по определению свободных длин элементов

стальных конструкций М., Проектстальконструкция 1963г. 6.Беляев h.m.(Сопротивление материалов, М.,, Наука 1976г. 9, Иванов М.Н.,, Детали машин М. Высшая школа 1976г. 8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя т.1. М.,

Поиск по сайту: