690

Разработка одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора и клиноременной передачи галтовочного барабана (курсовой проект), u = 46.7

ID: 216956
Дата закачки: 01 Апреля 2021
Продавец: maobit (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Работа Курсовая
Форматы файлов: КОМПАС, Microsoft Word

Описание:
Задание
В конструкции привода использовать одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор и клиноременную передачу.

Исходные данные для проектирования:
- нагрузка постоянная;:
- величина пускового момента назначается по техническим характеристикам
выбранного электродвигателя .
Срок службы Lг = 4 года.

Крутящий момент на валу галтовочного барабана Т = 1400 Нм.
Частота вращения барабана n = 15 об/мин
Угол наклона ременной передачи

В графической части проекта разработать
1) редуктор
2) рабочие чертежи деталей
3) привод



Задание 2
1. Расчёт механического привода:
1.1. Кинематический и силовой расчёт привода 3
1.1.1. Подбор двигателя 3
1.1.2. Определение передаточных отношений привода 4
1.1.3. Определение частот вращения валов привода 4
1.1.4. Определение расчётных крутящих моментов на валах привода 4
1.2. Проектный расчёт клиноременной передачи 5
1.3. Проектный расчёт цилиндрической передачи (прямозубой) 7
1.3.1. Выбор материала 7
1.3.2. Расчет допускаемых напряжений 7
1.3.3. Определение предварительных значений основных геометрических
параметров быстроходной цилиндрической передачи из условия контактной
выносливости активных поверхностей зубьев 10
1.3.4. Определение основных геометрических параметров передачи
и уточнение её передаточного отношения 12
1.3.5. Проверка возможности обеспечения принятых механических
характеристик материала зубчатых колёс при химико-термической
обработке заготовок 13
1.3.6. Проверка контактной выносливости активных поверхностей зубьев 13
1.3.7. Проверка изгибной выносливости зубьев 14
1.3.8. Проверка прочности зубчатой передачи при действии максимальной нагрузки 16
1.3.9.Определение составляющих силы давления зуба на зуб 16
2. Ориентировочный расчёт валов:
2.1.Определение размеров валов 17
2.1.1.Быстроходный вал 17
2.1.2. Тихоходный вал 18
2.2. Расчёт валов 19
2.2.1 Расчёт быстроходного вала 19
2.2.2. Расчёт тихоходного вала 23
3. Расчёт и подбор подшипников:
3.1. Расчёт на долговечность и статическую прочность, подбор подшипников 28
3.1.1. Подшипники быстроходного вала 28
3.1.2. Подшипники тихоходного вала 29
4. Расчёт шпоночных соединений:
4.1. Расчёт шпоночных соединений 30
4.1.1. Шпоночное соединение тихоходного вала с полумуфтой 30
4.1.2. Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом 30
5. Выбор муфт 31
6. Расчёт корпуса редуктора:
Размеры основных элементов корпуса 32
7. Выбор смазки и уплотнений:
7.1. Выбор смазки 32
7.2. Выбор уплотнений 32
Список литературы 33
Спецификация









1.1. Кинематический и силовой расчёт привода
1.1.1 Подбор двигателя

Определяю требуемую мощность электродвигателя
Мощность на выходном валу.

кВт

Определяю требуемую мощность электродвигателя

Рэ.тр = Рз/ общ

где: общ - общая потеря энергии в приводе

общ = рп* кп * оп* м *k

где : рп=(0.94 ... 0.96) - потеря энергии в ременной передаче
цп=(0.96 ... 0.98) - потеря энергии в цилиндрической передаче
оп=0.99 - потеря энергии в опорах валов
k = 3 - число пар подшипников
м = 0.98 - потеря энергии в муфте

общ min = 0.94*0.96*0.98*0.99**3 = 0.78

общ max = 0.96*0.98*0.98*0.99**3 = 0.89

Рэ.тр = 2.2/(0.78 ... 0.89) = 2.82 ... 2.47 кВт

Передаточные числа

uрп = 2 ... 4 - передаточные числа ременной передачи

uзп = 2 ... 6 - передаточные числа цилиндрической передачи

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

n э.тр = nвых*uзп*uрп

Частота вращения приводного вала

n э.тр = 15*(2 ... 6)*(1...4) = 30 ... 360 об/мин

по таблице 19.27 /1.стр 319/ выбираем электродвигатель 112МВ8

Pэ = 3 кВт; nэ = 700 об/мин Tпуск/Тном=2

1.1.2 Определение передаточных отношений привода

Общее передаточное число привода

uобщ = nэ/nвых

uобщ = 700/15 = 46.7

Принимаем передаточное число быстроходной ременной
передачи uрп= 4
Тогда передаточное число цилиндрической передачи
будет равно

uцп=uобщ/uрп=46.7/4=11.7

1.1.3. Определение частот вращения валов привода

Частота вращения быстроходного вала редуктора

nпр1 = nэтр/uрп=700/4=175 об/мин

Частота вращения тихоходного вала редуктора

nпр2 = nпр1/uкп=175/11.7=15 об/мин

1.1.4. Определение расчётных крутящих моментов на валах привода

Момент на тихоходном валу редуктора

Tвых = 1400 Нм

Момент на быстроходном валу редуктора

Tпр1 = Tвых/(uцп* цп)

Tпр1 = 1400/(11.7*0.96) = 125 Нм

Момент на валу электродвигателя

T’этр = Tпр1/(uрп* рп)

Tэтр = 125/(4*0.95) = 33 Нм

Максимальные моменты на валах

Tmax = T*
где : =2
Результаты расчетов n и T заносим в таблицу

Наименование вала  n об/мин  Т Нм  Тmax Нм
Быстроходный   700  33  66
Промежуточный 1  175  125  250
Приводной  15  1400  2800

Определяю время работы привода
tm = tсл*365*Kг*24*Kc
Kг=1.0; Kc=1.0
tm = 4*365*1*24*1=35040 час


 
1.2. Проектный расчёт клиноременной передачи

Исходные данные
Передаваемая мощность P1 = 3 кВт
Частота вращения ведущей звездочки n1 = 700 об/мин
Передаточное число u=4

1. По графику рис. 12.23 /2.стр. 271/ принимаем сечение ремня Б

2. По графику рис. 12.26 /2.стр. 272/ принимаем dp1=125 мм и находим Po=1.5 кВт

3. Рассчитываем геометрические параметры передачи

dp2=dp1*u=125*4=500 мм

Принимаем dp2=500 мм

По рекомендации /2.стр. 273/ предварительно принимаем a=475 мм
По формуле (12.6) /2.стр. 254/



мм

По табл. 12.2 /2.стр. 271/ принимаем lp=2000 мм
По формуле (12.7) /2.стр. 254/




По формуле (12.5) /2.стр. 253/



4. По формуле (12.28) /2.стр. 272/


где : 0.95 - коэффициент угла охвата
0.98 - коэффициент длины ремня
1.13 - коэффициент передаточного отношения
1.2 - коэффициент режима нагрузки

кВт

5. По формуле (12.30) /2.стр. 273/

z=P/(Pp*Cr)

где : P – мощность на ведущем валу передачи
Cr – коэффициент числа ремней

z=3/(1.315*0.95)=2.4

Принимаем z = 3

6. По формуле (12.32) /2.стр. 274/ находим предварительное натяжение
одного ремня



м/c

Н

Н

7. По формуле (12.24) /2.стр. 265/ находим силу действующую на вал





Н

8. Ресурс наработки ремней находим по формуле (12.33) /2.стр. 274/ при К1=1 и К2=1
Т=Тср=2000 ч


 
1.3. Проектный расчёт цилиндрической передачи (прямозубой)

Исходные данные:

Передаточное число передачи u=11.7
Крутящий момент на валу колеса(Н*м) T2=1400
Крутящий момент на валу шестерни(Н*м) T1=125
Частота вращения вала шестерни (об/мин) n1=175
Частота вращения вала колеса (об/мин) n2=15
Время работы передачи(час) Lh=35040


1.3.1 Выбор материала

Выбираю материал : Сталь 12ХН3А

Выбираю способ обработки материала : цементация и закалка
Для этого материала и способа обработки по таблице 2.1 /1.стр 13/:
Твердость поверхностей зубьев шестерни 56 … 63 HRC
Твердость поверхностей зубьев колеса 56 … 63 HRC
Пределы текучести материала шестерни = 800.0 МПа
Пределы текучести материала колеса = 800.0 МПа

1.3.2. Расчет допускаемых напряжений

Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную выносливость
Колесо и шестерня

По таблице равно

При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний

Действительные числа циклов перемены напряжений
Для колеса
N2=60×Lh×n2 /1. стр. 43/
где Lh - срок службы привода
n2 - частота вращения

N2=60×35040×15 = 31536000
Для шестерни:
N1=N2*u /1. стр. 43/
N1=31536000×11.7=368971200
Так как то
Так как то
По формулам таблицы 2.2 /1.стр 14/:
Для колеса и шестерни





1.3.3 Определение предварительных значений основных геометрических
параметров цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

/1. стр. 16/
где: Ка = 49.5 - коэффициент межосевого расстояния для косозубой передачи
= 0.315 - коэффициент межосевого расстояния в зависимости положения колес относительно опор (при симметричном расположении)
T2 - расчетный крутящий момент на валу колеса
- коэффициент, ширины зубчатого венца шестерни
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
по ширине зубчатого венца
- допускаемое контактное напряжение при расчете на
выносливость
u - передаточное число цилиндрической передачи


где S=8 – индекс схемы при симметричном расположении опор

мм /1. стр. 16/
Принимаем мм из стандартного ряда
Определение делительного диаметра шестерни
мм
Предварительные размер делительного диаметра колеса
мм
Ширина зубчатого венца колеса
мм
Предварительное значение модуля передачи

где: = 5.8 – коэффициент модуля для косозубых передач
мм
Выбираем модуль из стандартного ряда m=2 мм

Cуммарное число зубьев колес /1. стр. 17/


1.3.4. Определение основных геометрических параметров передачи и уточнение ее передаточного отношения

Ширина зубчатого венца колеса
мм
Ширина зубчатого венца шестерни
мм
Число зубьев шестерни /1. стр. 17/

Число зубьев колеса /1. стр. 17/

Проверка передаточного отношения /3. стр. 20/


Расчет геометрии колес
Диаметр делительный шестерни /3. стр. 20/
мм
Диаметр делительный колеса /3. стр. 20/
мм
Проверка межосевого расстояния /3. стр. 20/
мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни /3. стр. 21/
мм
Диаметр окружностей вершин зубьев колеса /3. стр. 21/
мм
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни /3. стр. 21/
мм
Диаметр окружности впадин зубьев колеса
мм

1.3.5. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик материала зубчатых колес при химико - термической обработке заготовок

Условие обеспечения принятых механических характеристик материала
имеет вид

где S- определяющий размер заготовки
[S]-максимально допустимый размер, обеспечивающий требуемые
механические характеристики материала.
мм
мм
Таким образом, условие обеспечения принятых механических
характеристик материала выполняется.

1.3.6.Определение составляющих силы давления зуба на зуб
Силы в зацеплении
Окружная сила в зацеплении
Н
Радиальная сила в зацеплении
Н
где - угол зацепления передачи

1.3.7. Проверка контактной выносливости активных поверхностей зубьев

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления /1. стр. 20/

где =1.1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями
=1.1 – коэффициент динамической нагрузки
– коэффициент концентрации нагрузки


Расчетное напряжение превышает допустимое 1060/1130=0.94 раза, что находится в допустимых пределах.

1.3.8. Проверка изгибной выносливости зубьев
Расчетное напряжение изгиба в полюсе зацепления колеса /1. стр. 19/

где =1.0 – коэффициент для степени точности 9

=1.2 – для прямозубых колес при твердости зубьев <350 HB

По таблице 2.5 /1 стр. 19/ =3.61

По таблице 2.5 /1 стр. 19/ =3.66
Окружная скорость колес
м/с
По таблице 2.4 /1 стр. 19/ степень точности равна 9.


Расчетное напряжение изгиба в полюсе зацепления шестерни /1. стр. 19/


В допустимых пределах

Рис. 2 Схема нагружения валов




Рис. 3 Эскизная компоновка редуктора

2. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

2.1. Определение размеров валов.

2.1.1. Быстроходный вал.
Минимальный входной диаметр вала (диаметр под муфту) при заниженных напряжениях кручения (рекомендуемые значения ):

Примем диаметр вала под муфту .
Длина входного участка быстроходного вала .
Диаметр буртика для упора полумуфты . Примем .
Диаметр вала под подшипник примем равным размеру внутреннего кольца подшипника по ГОСТ 8338-75 .
Диаметр буртика для упора подшипника .
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни . Так как , то проектируем вал-шестерню.
Длина шестерни .
Второй подшипник берём такой же, как и первый. Диаметр вала под подшипник . Длина вала под подшипником принимается равной ширине подшипника .




Рис. 2 Основные размеры быстроходного вала

2.1.2. Тихоходный вал.
Минимальный входной диаметр вала (диаметр под муфту) при заниженных напряжениях кручения (рекомендуемые значения :

Примем диаметр вала под муфту .
Длина выходного участка тихоходного вала .
Диаметр буртика для упора полумуфты .
Диаметр вала под подшипник примем равным размеру внутреннего кольца подшипника по ГОСТ 8338-75 .
Длина участка вала диаметром .
Диаметр буртика между колесом и подшипником .
Длина буртика .



Рис. 3 Основные размеры тихоходного вала
&#8195;
2.2. Расчет валов

2.2.1. Расчет быстроходного вала





Ft1 = 7254 H
Fr1 = 2357 H
Fr = 1004 H
l1 = 80 мм
l2 = 55 мм
l3 = 55 мм

Реакции опор в плоскости ХOZ




Н



Н

Проверка

Реакции опор в плоскости YOZ



Н



Н

Проверка

Суммарные реакции опор

Н
Н

Построение эпюр моментов

Для построения эпюр определяем значения изгибающих
моментов относительно оси X в характерных сечения вала 1...4 , Нм
Сечение1 Мy1 = 0
Сечение 2 Мy2 = 0
Сечение 3 Мy3 = Raв*l2 = 1178.5*55*0.001 = 65 Нм
Сечение 4 My4 = 0

Определение изгибающих моментов относительно оси У
в характерных сечения вала 1...4 , Нм
Сечение 1 Мx1 = 0
Сечение 2 Мx2 = Fr*l1 = 1004*80*0.001 = 80.0 Нм
Сечение 3 Мx3 = Rвг*l3 = 2899*55*0.001 = 159.0 Нм
Сечение 4 Мx4 = 0

Суммарные изгибающие моменты в сечении 2, 3
Нм
Нм

Эквивалентные моменты в сечениях 2 и 3

Нм
Нм
Нм

Расчет вала на прочность

В качестве материала вала принимаю сталь 45
из таблицы 12.7 /1.стр. 208/ выписываю Gb=900 H/м , Gt=650 H/мм,
G-1 = 380 Н/мм, = 230 Н/мм

Опасным сечением вала является сечение
Изгибающие моменты в сечении 3
Mx=65 Нм; My=159 Нм
Крутящий момент на валу Mк=125.0. Нм
Диаметр вала в сечении d=30 мм

Расчет сечения на статическую прочность

Результирующий изгибающий момент

Н*мм

Осевой момент сопротивления сечения



Эквивалентное напряжение



Коэффициент запаса прочности по текучести при
коэффициенте Кп = 2.5



Статическая прочность вала в сечении обеспечена

Расчет сечения на сопротивление усталости

Определяю амплитуду напряжений цикла в опасном сечении







Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом
сечении :




Пределы выносливости вала




Коэффициент запаса по нормальным и касательным
напряжениям





Коэффициент запаса прочности


Сопротивление усталости вала в сечении обеспечивается


2.2.3. Расчет тихоходного вала



Ft1 = 7254 H
Fr1 = 2357 H
Fм= Н
l1 = 55 мм
l2 = 55 мм
l3 = 100 мм

Реакции опор в плоскости ХOZ




Н



Н

Проверка

Реакции опор в плоскости YOZ



Н





Проверка

Суммарные реакции опор

Н

Н

Построение эпюр моментов

Для построения эпюр определяем значения изгибающих
моментов относительно оси X в характерных сечения вала 1...4 , Нм

Сечение1 Мх1 = 0
Сечение 2 Мх2 = Rав*l1 = 1178.5*55*0.001 = 65 Нм
Сечение 3 Мх3 = 0
Сечение 4 Mx4 = 0

Определение изгибающих моментов относительно оси У
в характерных сечения вала 1...4 , Нм

Сечение 1 Мy1 = 0
Сечение 2 Мy2 = Rаг*l1 = 226*55*0.001 = 12 Нм
Сечение 3 Мy3 = Fм*l3 = 3741*100*0.001 = 374 Нм
Сечение 4 Мy4 = 0

Суммарные изгибающие моменты в сечении 2, 3
Нм
Нм

Эквивалентные моменты в сечениях 2 и 3

Нм
Нм



Расчет вала на прочность

В качестве материала вала принимаю сталь 45
из таблицы 12.7 /1.стр. 208/ выписываю Gb=900 H/м , Gt=650 H/мм,
G-1 = 380 Н/мм, = 230 Н/мм

Опасным сечением вала является сечение
Изгибающие моменты в сечении 3
Mx=0 Нм; My=374 Нм
Крутящий момент на валу Mк=1400 Нм
Диаметр вала в сечении d=65 мм

Расчет сечения на статическую прочность

Результирующий изгибающий момент

Н*мм

Осевой момент сопротивления сечения



Эквивалентное напряжение



Коэффициент запаса прочности по текучести при
коэффициенте Кп = 2.5



Статическая прочность вала в сечении обеспечена

Расчет сечения на сопротивление усталости

Определяю амплитуду напряжений цикла в опасном сечении







Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом
сечении :





Пределы выносливости вала




Коэффициент запаса по нормальным и касательным
напряжениям





Коэффициент запаса прочности



Сопротивление усталости вала в сечении обеспечивается




3. Расчёт и подбор подшипников:
3.1. Расчёт на долговечность и статическую прочность, подбор подшипников
3.1.1 Подшипники быстроходного вала

Исходные данные
Частота вращения вала n = 175 об/мин.
Диаметр вала d = 30 мм.
Требуемая долговечность Lh = 35040 ч.
Схема установки подшипников в распор.
На опоры вала действуют силы Ra = 5489 H,
Rв = 3129 H.

Предварительно принимаем подшипник роликовый конический
легкой серии 306. Из таблицы 19.24 для этого подшипника выписываю:

Cr = 28100, e = 0.41, Y = 1.46

Rr1=Rа=5489 H, Rr2=Rб=3129 H.


Эквивалентные динамические нагрузки при Кб=1.2 и Кт=1.2

Re1 = V*X*Rr1*Kб*Кт=1*1*5489*1.2*1.2=7904 Н

Re2 = V*X*Rr2*Kб*Кт=1*1*3129*1.2*1.2=4506 Н

Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 2 при a23 = 0.65.
час

Это больше требуемой долговечности поэтому
намеченный подшипник 306 подходит

&#8195;

3.1.2. Подбор подшипников для тихоходного вала

Исходные данные
Частота вращения вала n = 15 об/мин.
Диаметр вала d = 65 мм.
Требуемая долговечность Lh = 35040 ч.
Схема установки подшипников в распор.
На опоры вала действуют силы Ra = 1682 H, Rв = 10832 H

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные
однорядные легкой серии 213. Из таблицы 19.24 /1.стр. 376/ выписываю:

Cr = 56000 Н, Cor=34000 Н,

Эквивалентные динамические нагрузки при отсутствии осевой силы
Кб=1.2 и Кт=1.2

Reа = V*X*Rrа*Kб*Кт=1*1*1682*1.2*1.2=2422 Н

Reв = V*X*Rrв*Kб*Кт=1*1*10832*1.2*1.2=15598 Н

Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры А при a23 = 0.75.

час

Это больше требуемой долговечности поэтому
намеченный подшипник 213 подходит.





4. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений:
4.1. Расчёт шпоночных соединений
4.1.1.Шпоночное соединение тиходного вала с полумуфтой
Выбираем призматическую шпонку ГОСТ 23360 - 78. Параметры шпонки: диаметр вала ; сечение шпонки , ; глубина паза вала ; глубина паза муфты ; длина .
Соединение призматическими шпонками ненапряжённое. Оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью. Во многих случаях посадка ступицы на вал производится с натягом. Момент передаётся с вала на ступицу боковыми узкими
гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия , а в продольном сечении шпонки — напряжения среза .
Для упрощения расчёта допускают, что шпонка врезана в вал на половину своей
высоты, напряжения смятия распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно . Рассматривая равновесие вала при этих допущениях, получаем условие прочности в виде
; (1)
(2)
У стандартных шпонок размеры и зависят от диаметра вала и подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчётах обычно используют только формулу (1), где .
,
где - допускаемое напряжение на смятие.
Условия работоспособности соблюдаются, шпонка выбрана правильно.

4.1.2. Шпоночное соединение быстроходного вала со шкивом

Выбираем призматическую шпонку ГОСТ 23360 - 78. Параметры шпонки: диаметр вала ; сечение шпонки , ; глубина паза вала ; глубина паза муфты ; длина .
,
где - допускаемое напряжение на смятие.
Условия работоспособности соблюдаются, шпонка выбрана правильно.




4.1.3. Шпоночное соединение зубчатого колеса и вала

Выбираем призматическую шпонку ГОСТ 23360 - 78. Параметры шпонки: диаметр вала ; сечение шпонки , ; глубина паза вала ; глубина паза муфты ; длина .
,
где - допускаемое напряжение на смятие.
Условия работоспособности соблюдаются, шпонка выбрана правильно.

5 Выбор муфт.

В соответствии с расчётом момент на тихоходном валу равен , максимальный крутящий момент равен .
Диаметр тихоходного вала .
Частота вращения вала .
Исходя из вышеуказанных данных, выбираем муфту по ГОСТ 20720-75.
Основные размеры кулачково-дисковых муфт исполнения 1, мм
Номинальный момент -
Внутренний диаметр -
Наружный диаметр -
Длины: 

Радиальное смещение валов не более .
При расчёте кулачково-дисковых муфт полагают, что натяг и зазор посадки выступов в пазы равны нулю. В этом случае деформации и напряжения в различных точках поверхности соприкосновения пропорциональны расстояниям этих точек до оси муфты. Расчёт на смятие промежуточного диска:

где ; - коэффициент динамичности режима нагрузки; - рабочая высота выступов; - наружный диаметр муфты; - внутренний диаметр муфты; .
.
Условие работоспособности соблюдается, муфта выбрана правильно.

6. Расчёт корпуса редуктора:
Размеры основных элементов корпуса

Толщина стенки корпуса редуктора

мм

Толщина стенки крышки мм

Диаметр винтов соединения крышки с корпусом

мм

Принимаем М12, число винтов Z=8

Диаметр винтов соединения редуктора с рамой

мм

Принимаем М16, число винтов Z=4


7. Выбор смазки и уплотнений:
7.1 Выбор смазки
Окружная скорость колеса быстроходной передачи

м/с

Контактное напряжение Gh=481 МПа

Глубина погружения в маслянную ванну hм=75 мм

На основании этих данных по таблице 8.1 /1. стр.135/

принимаем масло И-Г-А-46

Система смазывания - картерная

7.2 Выбор уплотнений
Примем для выходных концов валов редуктора манжетные
уплотнения. Размеры уплотнений по таблице 19.16 /1. стр.374/

Cписок литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Детали машин. Курсовое
проектирование", М. Высшая школа 1990 395 с.

2. Иванов М.Н. "Детали машин", М. Высшая школа 1991 383с.

3. Решетов Д.H., Шувалов С.А. "Расчет деталей машин на
ЭВМ", М. Высшая школа 1985 387 с.

4. Решетов Д.H. "Детали машин", М.Машиностроение 1989 496с.

5. Ряховский О.А. Иванов В.А."Справочник по муфтам",
СПб Политехник 1991 381с

6. Иосилевич Г.Б. "Детали машин", М.Машиностроение 1988 368с.

7. Заблонский К.И. "Детали машин", Киев Вища школа 1985 520с.

8. Чернавский С.А. "Проектирование механических передач",
М.Машиностроение 1984 500с.

9. Анурьев В.И. "Cправочник конструктора машиностроителя",
М.Машиностроение 1992 500с.

10. Поляков В.С. "Справочник по муфтам" М.Машиностроение
1992 500с.





Размер файла: 2,9 Мбайт
Фаил: (.rar)
-------------------
Обратите внимание, что преподаватели часто переставляют варианты и меняют исходные данные!
Если вы хотите, чтобы работа точно соответствовала, смотрите исходные данные. Если их нет, обратитесь к продавцу или к нам в тех. поддержку.
Имейте ввиду, что согласно гарантии возврата средств, мы не возвращаем деньги если вариант окажется не тот.
-------------------

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 1         Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.