close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Проектирование механизмов машинного агрегата двухпоршневого насоса двухстороннего действия

код для вставкиСкачать
Aвтор: Красовский Алексей Васильевич Примечание:Вариант N4 схема N7. Чертеж прилагается. Можно задать мне вопрос по мылу resqueсобакаya.ru 2008г., Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский Государственный университет водных коммуникаций, кафедра ТМ и ОДМ
МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Санкт-Петербургский государственный университет водных коммуникаций Кафедра ТМ и ОДМ Курсовой проект Проектирование механизмов машинного агрегата двухпоршневого насоса двухстороннего действия Специальность: 180400 “Электропривод и автоматика промышленных установок и технологических комплексов” Вариант N4 схема N7 Выполнил: Студент 3 курса ЗО фк-т ЭМп. Красовский А.В. Преподаватель: Галилеев С.М. Санкт-Петербург 2008 1. Данные для проектирования: 1. Объемная производительность насоса: Qт = 0.01 м^3/с; 2. Среднее постоянное удельное давление на поршень: Рср = 300 000 Па; 3. Частота вращения кривошипа: nкр = 280 об/мин; 4. Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна: λ
= 0.25; 5. Диаметр поршня: dп = 0.1 м; 6. Коэффициент неравномерности вращения кривошипа: δ
= 0.01; 7. Объемный коэффициент полезного действия насоса: ηоб = 0.8; 2. Метрический синтез кривошипно-ползунного механизма насоса. Определим подачу насоса: Qт 0.9:=
nкр 500:=
ηоб 0.9:=
=
q
60 Qт⋅
nкр ηоб⋅
:=
60 0.02⋅
300 0.8⋅
5 10
3−
×=
м
3
q 0.12=
Определим ход поршней: dп 0.15:=
=
So
q
π dп
2
⋅
:=
5 10
3−
×
3.14 0.15
2
⋅
0.071=
м
Определим радиус кривошипа: =
rкр
1
2
So⋅:=
1
2
0.071⋅ 0.036=
м
Определим длину шатуна: λ 0.2:=
=
Lш
1
λ
rкр⋅:=
1
0.2
0.036⋅ 0.18=
м
3. Кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма насоса. Определим угловую частоту вращения кривошипа: =
ωкр
π nкр⋅
30
:=
3.14 300⋅
30
31.4=
рад
c
k2
π
180
:=
φ 0 1,360..:=
S φ
( )
rкр 1 cos φ k2⋅
( )
−
1
2
λ⋅ sin φ k2⋅
( )
2
⋅+
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
⋅:=
V φ
( )
rкр ωкр⋅ sin φ k2⋅
( )
1
2
λ⋅ sin 2φ k2⋅
( )
⋅+
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
⋅:=
a φ
( )
rкр ωкр
2
⋅ cos φ k2⋅
( )
λ cos 2 φ⋅ k2⋅
( )
⋅+
( )
⋅:=
S φ
( )
0
-4
1.551∙10
-4
6.205∙10
-3
1.396∙10
-3
2.481∙10
-3
3.875∙10
-3
5.577∙10
-3
7.588∙10
-3
9.905∙10
0.013
0.015
0.019
0.022
0.026
0.03
0.035
0.039
0.044
0.05
0.055
0.061
0.067
0.074
0.08
0.087
=
V φ
( )
0
0.931
1.861
2.791
3.719
4.645
5.57
6.492
7.411
8.326
9.238
10.145
11.048
11.946
12.839
13.725
14.606
15.48
16.346
17.206
18.058
18.901
19.737
20.563
21.38
=
a φ
( )
3
2.793∙10
3
2.792∙10
3
2.79∙10
3
2.787∙10
3
2.782∙10
3
2.777∙10
3
2.77∙10
3
2.761∙10
3
2.752∙10
3
2.741∙10
3
2.729∙10
3
2.716∙10
3
2.701∙10
3
2.686∙10
3
2.669∙10
3
2.651∙10
3
2.632∙10
3
2.611∙10
3
2.59∙10
3
2.567∙10
3
2.543∙10
3
2.518∙10
3
2.492∙10
3
2.465∙10
3
2.437∙10
=
0 50 100 150 200 250 300 350 400
0
0.5
1
1.5
2
S φ( )
S φ 90−( )
φ
0 50 100 150 200 250 300 350 400
60
40
20
0
20
40
60
V φ( )
V φ 90−( )
φ
0 50 100 150 200 250 300 350 400
2000
1000
0
1000
2000
3000
a φ( )
a φ 90−( )
φ
4. Силовой анализ кривошипно-ползунного механизма. Определим равнодействующую постоянного давления на поршень: Pср 0.3 10
6
⋅:=
=
F
Pср π⋅ dп
2
⋅
4
:=
0.3 10
6
⋅ 0.15⋅
4
1.125 10
4
×=
H
Найдем значение приведенного к кривошипу момента сил давления для первого цилиндра: Tпр1 φ
( )
F
V φ
( )
ωкр
⋅:=
Tпрср φ
( )
Tпр1 φ
( )
Tпр1 φ 90−
( )
+:=
Tпрср
1
358
φ
Tпрср φ
( )
∑
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
⋅:=
Tпрср 5.774 10
3
×=
Tпр1 φ
( )
0
94.241
188.438
282.55
376.532
470.343
563.938
657.277
750.316
843.013
935.326
3
1.027∙10
3
1.119∙10
3
1.21∙10
3
1.3∙10
3
1.39∙10
3
1.479∙10
3
1.567∙10
3
1.655∙10
3
1.742∙10
3
1.828∙10
3
1.914∙10
3
1.998∙10
3
2.082∙10
3
2.165∙10
=
Tпр1 φ 180−
( )
-13
4.409∙10
62.831
125.657
188.474
251.276
314.059
376.818
439.547
502.242
564.897
627.508
690.068
752.571
815.013
877.386
939.686
3
1.002∙10
3
1.064∙10
3
1.126∙10
3
1.188∙10
3
1.25∙10
3
1.312∙10
3
1.373∙10
3
1.435∙10
3
1.496∙10
=
Tпр1 φ
( )
Tпр1 φ 180−
( )
+
-13
4.409∙10
157.072
314.095
471.024
627.808
784.402
940.756
3
1.097∙10
3
1.253∙10
3
1.408∙10
3
1.563∙10
3
1.717∙10
3
1.871∙10
3
2.025∙10
3
2.177∙10
3
2.329∙10
3
2.481∙10
3
2.631∙10
3
2.781∙10
3
2.93∙10
3
3.078∙10
3
3.225∙10
3
3.371∙10
3
3.517∙10
3
3.661∙10
=
0 50 100 150 200 250 300 350 400
0
2000
4000
6000
8000
Tпр1 φ( )
Tпр1 φ 90−( )
Tпр1 φ( ) Tпр1 φ 90−( )+( )
Tпрср
φ
5. Расчет мощности движущих сил и подбор электродвигателя. Определим мощность сил производственных сопротивлений: =
Pпс Tпрср ωкр⋅:=
240.584 31.4⋅ 7.554 10
3
×=
Вт
Для того, что бы определить мощность движущих сил необходимо посчитать коэффициент полезного действия машинного агрегата (без учета потерь в электродвигателе). Он определяется по формуле: η ηкпм ηр⋅:=
где
ηкпм 0.8:=
ψ2 0.01:=
и
ψ3 0.02:=
ψn 0.007:=
- коэффициент потерь в одной паре подшипников.
mn 2:=
- число пар подшипников.
ηр
- кпд редуктора, который определяется по формуле: =
ηр 1 ψ2 ψ3+
( )
mn ψn⋅+
⎡
⎣
⎤
⎦
−:=
1 0.01 0.02+( ) 2 0.007⋅+[−
ηр 0.956=
Тогда, коэффициент полезного действия машинного агрегата бедет равен:
=
η ηкпм ηр⋅:=
0.8 0.956⋅ 0.765=
Тогда, требуемую мощность движущих сил можно установить следующим образом:
Pдс
Pпс
η
:=
7.554 10
3
×
0.765
9.875 10
3
×=
Bт
По рассчитанной требуемой мощности движущих сил из условия Рдс≤ Рэл (требуемая мощность электродвигателя должна быть больше, либо равна мощности движущих сил) выбираем электрический двигатель удовлетворяющий этому условию. Из таблицы П.1 («Курсовое проектирование деталей машин» С.А. Чернавский, И.М. Чернин и др.) выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, 4А 132М6 с параметрами: мощность Рдв = 15 кВт и скольжением 3,2% (ГОСТ 19523-81). 6. Проектировочный расчет зубчатой передачи. Определим требуемое передаточное число: nэл 1000:=
об
мин
u
nэл
nкр
:=
=
1000
300
3.333=
Принимаем значения твердости материала для зубчатого колеса (Н1) и шестерни (Н2): H1 250:=
HB
H2 300:=
HB
Sh1 1.1:=
KhL 1:=
Khβ 1.1:=
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
(при расчете на контактную выносливость). ψвd 0.8:=
- коэффициент ширины колеса.
Kd 680:=
MПа
- коэффициент диаметра.
T1
Tпрср
u
:=
- вращающий момент на шестерне зубчатой передачи, Н*м.
T1 2.887 10
3
×=
Н м⋅
=
σhlimв1 2 H1⋅ 70+:=
2 250⋅ 70+ 570=
HB
=
σhlimв2 2 H2⋅ 70+:=
2 300⋅ 70+ 670=
HB
=
σh1
σhlimв1
Sh1
KhL⋅:=
570
1.1
1⋅ 518.182=
МПа
=
σh2
σhlimв2
Sh1
KhL⋅:=
670
1.1
1⋅ 609.091=
МПа
σh 0.45 σh1 σh2+
( )
:=
0.45 518.182 609.091+( )⋅ 507.273=
МПа
=
Dw1'Kd
3
T1 Khβ⋅ u 1+( )⋅
ψвd σh
2
⋅ u⋅
⋅:=
680
3
108.263 1.1⋅ 3.333 1+( )⋅
0.8 507.273
2
⋅ 3.333⋅
⋅ 61.839=
мм
=
aw'0.5 Dw1'⋅ u 1+( )⋅:=
0.5 61.839⋅ 3.333 1+( )⋅ 133.974=
мм
mh 0.02 aw'⋅:=
mh 5.813=
мм
k1
π
180
:=
β 10 k1⋅:=
β 0.175=
=
z1'
Dw1'cos β
( )
⋅
mh
:=
61.839 cos 0.175( )⋅
2.341
26.012=
z1 26:=
z2'z1'u⋅:=
z2'26.012 3.333⋅=
z2'65.654=
z2 76:=
u
z2
z1
:=
76
26
2.923=
u 2.923=
u 3:=
=
dw1
mh z1⋅
cos β
( )
:=
2.341 26⋅
cos 0.175( )
61.81=
мм
=
dw2
mh z2⋅
cos β
( )
:=
2.341 76⋅
cos 0.175( )
180.676=
мм
=
dw
dw1 dw2+
2
:=
61.81 180.676+
2
121.243=
мм
=
b2 ψвd dw1⋅:=
0.8 61.81⋅ 49.448=
мм
=
b1 b2 10+:=
49.448 10+ 59.448=
мм
=
da1 dw1 2 mh⋅+:=
61.81 2 2.341⋅+ 66.492=
мм
=
da2 dw2 2 mh⋅+:=
180.676 2 2.341⋅+ 185.358=
мм
=
df1 dw1 2.5 mh⋅−:=
61.81 2.5 2.341⋅− 55.958=
мм
=
df2 dw2 2.5 mh⋅−:=
180.676 2.5 2.341⋅− 174.823=
мм
7. Проверочный расчет зубчатой передачи. Для улучшенных и нормализованных зубчатых колес определим базовый предел выносливости: σfLimв1 1.8 H1⋅:=
1.8 250⋅ 450=
σfLimв1 450=
σfLimв2 1.8 H2⋅:=
1.8 300⋅ 540=
σfLimв2 540=
Определим допускаемые напряжения изгиба: Kf1 1:=
- коэффициент безопасности при расчете на изгибную прочность.
Sf1 2:=
- коэффициент долговечности при сроке службы более 20000 часов.
=
σf1'
σfLimв1
Sf1
Kf1⋅:=
450
2
1⋅ 225=
=
σf2'
σfLimв2
Sf1
Kf1⋅:=
540
2
1⋅ 270=
Теперь определим, какая у нас будет удельная окружная сила: Kfβ 1.1:=
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого
венца, при
расчете на изгибную выносливость (Kf
β
= 1,05...1,11).
Kfυ 1.35:=
- коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении при расчете на
изгибную выносливость (Kf
υ = 1,15...1,35).
Тогда, удельная расчетная окружная сила будет: =
Wft
2 T1⋅ Kfβ⋅ Kfυ⋅
dw1 b2⋅
:=
2 72.175⋅ 1.1⋅ 1.35⋅
61.81 49.448⋅
0.07=
H
мм
Определим расчетные напряжения: =
Yβ 1
β
140
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
−:=
1
0.175
140
− 0.999=
=
Zv1
z1
cos β
( )
3
:=
24
cos 0.175( )
3
25.134=
=
Zv2
z2
cos β
( )
3
:=
74
cos 0.175( )
3
77.497=
Yf1 3.90:=
Yf2 3.60:=
=
σf2 Yf2 Yβ⋅
Wft
mh
⋅:=
3.60 0.999⋅
0.07
2.341
⋅ 0.108=
=
σf1 σf2
Yf1
Yf2
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
⋅:=
0.145
3.90
3.60
⋅ 0.157=
8. Проектировочный расчет валов и элементов корпуса редуктора. T2 Tпрср:=
- крутящий момент передаваемый выходным валом.
T2 5.774 10
3
×=
Н мм⋅
T1
T2
u
:=
- крутящий момент передаваемый входным валом.
T1 1.925 10
3
×=
H мм⋅
Тогда, ориентировочное расчетное значение диаметра конца входного и выходного валов определяется из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях, по формуле: А). Для входного вала: τ1 15:=
МПа
- допускаемое касательное напряжение для входного вала.
=
d1
3
T1 10
3
⋅
0.2 τ1⋅
:=
3
80.195 10
3
⋅
0.2 15⋅
29.9=
мм
Принимаем значение диаметра входного вала d1 30:=
мм
Б). Для выходного вала: τ2 20:=
МПа
- допускаемое касательное напряжение для выходного вала.
=
d2
3
T2 10
3
⋅
0.2 τ2⋅
:=
3
240.584 10
3
⋅
0.2 20⋅
39.18=
мм
Принимаем значение диаметра выходного вала
d2 40:=
мм
Теперь, примем диаметры валов под подшипники качения на 5-8 мм больше, т.е. А). Для входного вала: dh1 d1 5+:=
dh1 30 5+=
dh1 35=
мм
Б). Для выходного вала: dh2 d2 5+:=
dh2 40 5+=
dh2 45=
мм
9. Подбор подшипников, уплотнений, шпонок и муфт. 1. Выбор подшипников. Для ведущего вала выбираем подшипники в количестве 2-
х
†штук:
ГОСТ 8338-75 Серия: особолегкая; Тип: 206 80108; Основные размеры: d 30=
мм
D 62=
мм
B 16=
мм
r 1.5=
мм
Co 19.5 10
3
⋅=
H
- статическая грузоподъемность подшипника, Н.
C 10 10
3
⋅=
H
- динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
Для ведомого вала выбираем подшипники в количестве 2-
х
†штук:
ГОСТ 8338-75 Серия: легкая; Тип: 208 80209; Основные размеры: d 40=
мм
D 80=
мм
B 18=
мм
r 2=
мм
Co 32 10
3
⋅=
H
- статическая грузоподъемность подшипника, Н.
C 17.8 10
3
⋅=
H
- динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
10. Проверочный расчет валов на выносливость. Материал валов: - сталь 45 нормализованная, с σ
в = 570 МПа. Расчет производим после установления окончательной конструкции вала и его размеров в результате выполнения эскизной компоновки. Составим расчетную схему, считая, что нагрузки в зацеплении приложены к середине зубчатого венца колеса. Представим наш вал в виде балки, концы которой закреплены шарнирно-неподвижной опорой (точка А) и шарнирно-подвижной опорой (точка В). Укажем так же все силы, моменты и определим реакции опор. Для косозубой передачи нагрузки в зацеплении определяются по формулам: а). для окружной силы; Ft2 2
T2
dw2
⋅ 10
3
⋅:=
=
2 338.321⋅ 10
3
⋅
192.651
3.512 10
3
×=
Н
dw2 448.62=
мм
-
диаметр начальной окружности колеса.
б). для радиальной силы; αw 20 k1⋅:=
- угол зацепления.
αw 0.349=
tan 0.349( ) 0.364=
cos β
( )
0.985=
=
Fr2
Ft2 tan αw
( )
⋅
cos β
( )
:=
3.512 10
3
⋅ 0.364⋅
0.985
1.298 10
3
×=
Н
в). для осевой силы; β
- угол наклона линии зуба.
=
Fa2 Ft2 tan β
( )
⋅:=
3512 tan β
( )
⋅ 619.26=
Н
г). для момента; =
M2 Fa2
dw2
2
⋅:=
619.26
192.65
2
⋅ 5.965 10
4
×=
Н м⋅
Теперь, из уравнений равновесия, определим реакции опор: L1 57:=
мм
-
расстояние от точки опоры (А) до середины балки.
L2 57:=
мм
-
расстояние от точки опоры (В) до середины балки.
1.
Определим реакцию опоры в точке В:
RBy
Fr2 L2⋅ M2−
L1 L2+
:=
1298 57⋅ 59.66 10
3
⋅−
57 57+
125.667=
H
2.
Определим реакцию опоры в точке А:
=
RAy
Fr2 L2⋅ M2+
L1 L2+
:=
1298 57⋅ 59.66 10
3
⋅+
57 57+
1.172 10
3
×=
H
Проверка:
0
1390 0.057 79.23
2 19.63
0
0
Mx
Mx RAy L
Mx RAy L M
Mx
Mx
=
= ⋅ = ⋅ =
= ⋅ − =
=
=
3.
RAy RBy+ Fr2− 1.819 10
12−
×=
1 1−
2 2−
3 3−
4 4−
5 5−
=
RAx Ft2− L1⋅:=
57 3.512−⋅ 10
3
× 2.002− 10
5
×=
RAx 1.467− 10
6
×=
H
=
RBx
Ft2− L1⋅
L1 L2+
:=
3.512− 10
5
× 57⋅
114
1.756− 10
5
×=
RBx 1.287− 10
4
×=
H
0
0
200 0.057 17.2
0
0
My
My
My RAx L
My
My
=
=
= ⋅ = − ⋅ = −
=
=
1 1−
2 2−
3 3−
4 4−
5 5−
Проверка:
Ft2−
2
Ft2
2
− Ft2+ 0=
Определим коэффициенты концентрации напряжений, в опасном сечении исходя из следующих зависимостей: σв 570:=
МПа
- предел выносливости выбранной марки стали (сталь 45).
Kσ 1.55:=
-
эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.
Kτ 1.70:=
-
эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений.
Kf 1.25:=
-
коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала в рассматриваемом
сечении (класс шероховатости - 5).
Kd 0.79:=
- коэффициент, учитывающий масштабный фактор (размеры) вала.
Kυ 1.8:=
- коэффициент, учитывающий упрочнение поверхностей (закалка токами высокой
частоты).
Теперь, все выбранные коэффициенты подставляем в формулы и определяем коэффициенты
концентрации напряжений в опасном сечении.
=
Kσр
Kσ
Kd
Kf+ 1−
Kυ
:=
1.55
0.79
1.25+ 1−
1.8
1.229=
=
Kτр
Kτ
Kd
Kf+ 1−
Kυ
:=
1.70
0.79
1.25+ 1−
1.8
1.334=
11. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность. Kt 1:=
- температурный коэф-т (при температуре узла меньше 100 С) .
Kδ 1.3:=
- коэфициент безопасности.
V 1:=
- коэф-т показывающий какое кольцо подшипника вращается (внешнее или внутреннее).
Co 18.6 10
3
⋅:=
H
- статическая грузоподъемность подшипника, Н.
C 33.2 10
3
⋅:=
H
- динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
Коэффициенты р
адиальной и осевой нагрузок определяются с учетом вспомогательного параметра «е»,
который для радиальных шарикоподшипников рассчитывается по зависимости: e 0.618
Fa2
Co
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
0.25
⋅:=
e 0.434=
≤
должно быть
0 19,
e2
Далее, если отношение (Fna/V*Fn
r
) < e, то Х=1,Y=0. В противном случае Х=0.56, а Y=0. =
Fa2
V Fr2⋅
0.477=
561.548
1 1177⋅
0.477=
Принимаем:
X 0.56:=
Y 1.71:=
Тогда, приведенная расчетная нагрузка определяется по формуле:
Fпр X V⋅ Fr2⋅ Y Fa2⋅+( ) Kδ⋅ Kt⋅:=
Fпр 0.56 1⋅ 1177⋅ 1.71 561.548⋅+( ) 1.3⋅ 1⋅=
Fпр 1.702 10
4
×=
Н
Теперь, мы можем определить долговечность подшипника по формуле:
L
10
6
60 nкр⋅
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
C
Fпр
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
3
⋅:=
=
1000 10⋅( )
3
60 320⋅
33.2 10
3
⋅
2322
⎛
⎜
⎝
⎞
⎟
⎠
3
⋅ 1.522 10
11
×=
часов
12. Проверочный расчет призматических шпонок. Материал из которого изготовлены шпонки: Сталь 45 с у
в = 570 МПа. Для стандартных призматических шпонок проверочный расчет выполняют из условия обеспечения прочности боковых поверхностей на смятие и на срез. Допускаемые напряжения на смятие при стальной ступице и спокойной нагрузке {
у
см
} 100 МПа 1. Проверка шпонки призматической Исходные данные: Шпонка: 12x8x70 ГОСТ 23360-78. l 70:=
мм
- длина шпонки.
h 8:=
мм
- высота шпонки.
b 12:=
мм
- ширина шпонки.
d 35:=
мм
- диаметр выходного вала.
t 5.0:=
мм
- величина заглубления шпонки в вал.
lр l b−( ):=
мм
- расчетная длина шпонки.
. Проверка шпонки на смятие: =
σсм
2 T2⋅ 10
3
⋅
d h t−( )⋅ l( )⋅
σcм
≤:= σcм
где σcм
100.....120
σсм
2 T2⋅ 10
3
⋅
d h t−( )⋅ l b−( )⋅
:=
σсм 1.896 10
3
×=
МПа
8 7 Ç 2
3
B B À À 1 0 8 Ç
3 0
Ç 3 5 H 7 Ç 7 2 H 7 Ç 3 0 H 7 Ç 6 2 H 7 1 2 2 Ç 1 2 2 7 7 6 3 1 0 9 2 5 0 2 2 0 Ç
9
8
Ç
8 2 Ç
2
0
Ç
2
8
1
2
Å
B - B À - À Ò å õ í è ÷ å ñ ê î å ò ð å á î â à í è å : 1 . Ç à ç î ð û â ç à ö å ï ë å í è è è ï ÿ ò í î ê î í ò à ê ò à ï î ñ ò å ï å í è ò î ÷ í î ñ ò è B - B Ã Î Ñ Ò 1 5 4 3 - 6 1 . 2 . Ð å ä ó ê ò î ð î á ê à ò à ò ü á å ç í à ã ð ó ç ê è â ò å ÷ å í è è ä â ó õ ÷ à ñ î â . 3 . Ñ á î ð ê ó , ï ð è å ì ê ó , î ê ð à ñ ê ó è ê î í ñ å ð â à ö è þ ð å ä ó ê ò î ð à ï ð î è ç â î ä è ò ü ï î ç à â î ä ñ ê è ì ò å õ í è ÷ å ñ ê è ì ó ñ ë î â è ÿ ì . Ò å õ í è ÷ å ñ ê à ÿ õ à ð à ê ò å ð è ñ ò è ê à : Ì î ù í î ñ ò ü í à ò è õ î õ î ä í î ì â à ë ó N = 5 . 5 ê Â ò Ê ð ó ò ÿ ù è é ì î ì å í ò í à ò è õ î õ î ä í î ì â à ë ó T = 3 3 7 . 5 H m × à ñ ò î ò à â ð à ù å í è ÿ á û ñ ò ð î õ î ä í î ã î â à ë à n = 1 0 0 0 î á / ì è í Ï å ð å ä à ò î ÷ í î å ÷ è ñ ë î u = 3 . 2 ó Ñ Ï Ã Ó Â Ê 7 1 3 0 2 , 5 3 1
0
6
,
9
4
1 4 3 , 9 3 1 1 5 , 0 7 4 5 5 3 2 4 0 1 0 8 , 3 4 3 0 2 , 5 2 4 5 , 8 1 4 2 , 8 2 3 0 , 2 3 7 , 8 2 4 5 , 5 3 1 1 , 5 5 5 , 4 1 1 1 ' 1 7 , 9 8 2 2 4 4 7 0 , 9 7 1 9 3 , 4 9 1 0 2 , 4 9 2 6 6 , 5 3 1 1 6 , 5 2 Ì à ñ ñ à Ì à ñ ø ò à á È ç ì . Ë è ñ ò ¹ ä î ê ó ì . Ï î ä ï . Ä à ò à Ë è ò . Ð à ç ð à á . Ï ð î â . Ò . ê î í ò ð . Ë è ñ ò Ë è ñ ò î â Í . ê î í ò ð . Ó ò â . 1 : 1 Ê ð à ñ î â ñ ê è é À . Â . Ã à ë è ë å å â Ñ . Ì . 0 6 2 8 5 3 Ï Ì 0 7 - 0 4 Ê Ï Ð å ä ó ê ò î ð È í â . ¹ ï î ä ë . Ï î ä ï . è ä à ò à Â ç à ì . è í â . ¹ È í â . ¹ ä ó á ë . Ï î ä ï . è ä à ò à Ñ ï ð à â . ¹ Ï å ð â . ï ð è ì å í . 0 6 2 8 5 3 Ï Ì 0 7 - 0 4 Ê Ï Ê î ï è ð î â à ë Ô î ð ì à ò A 1 
Документ
Категория
Техника
Просмотров
30
Размер файла
365 Кб
Теги
курсовая
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа