Одноступінчатий горизонтальний циліндричний редуктор з шевронами зубом і клиноремінною передачею

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.


Нажми чтобы узнать.
скачати

Курсовий проект
З дисципліни «Машини і механізми»
Тема:
Одноступінчатий горизонтальний циліндричний редуктор
з шевронами зубом і клиноремінною передачею

Зміст.
Вступ 3
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок 4
2. Розрахунок клиноремінною передачі 6
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора 10
4. Попередній розрахунок валів редуктора і вибір підшипників      15
5. Конструктивні розміри і колеса 16
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора 17
7. Перший етап компонування редуктора 18
8. Перевірка довговічності підшипників 19
9. Другий етап компонування редуктора 25
10. Перевірка міцності шпоночно з'єднання 26
11. Уточнений розрахунок валів 29
12. Підбір муфти 31
Висновок 34
Література 33

Введення.
Привід - пристрій приводять у рух машину або механізм з перетворенням підводного енергії.
Приводи бувають механічні, електричні, комбіновані, кінематичні.
Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгові або ремінні передачі.
Призначення редуктора - зниження кутової швидкості та відповідно підвищення обертального моменту веденого вала в порівнянні з ведучим.
Редуктори класифікують за такими основними ознаками: типом передачі (зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні); числа ступенів (одноступінчаті, двоступінчасті і т. д.); типу зубчастих коліс (циліндричні, конічні, конічної-циліндричні і т. д.) відносного розташуванню валів редуктора в просторі (горизонтальні, вертикальні); особливостям кінематичної схеми (розгорнута, співісна, і т. д.)
Проектування - це розробка загальної конструкції виробу.
Конструювання - це подальша детальна розробка всіх питань, пов'язаних з втіленням принципової схеми в реальну конструкцію.
Проект - це технічна документація, отримана в результаті проектування і конструювання.
Мета роботи: розрахувати спроектувати і сконструювати одноступінчатий горизонтальний циліндричний редуктор з шевронами зубом і клиноременную передачу для привада шестерневого насоса.
1. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КЕНЕМАТІЧЕСКІЙ РОЗРАХУНОК
Визначимо загальний ККД приводу
 
ККД циліндричної зубчастої закритою передачі, η 1 = 0,97; ККД пасової передачі, η 2 = 0,96; ККД враховує втрати пари підшипників, η 3 = 0,99.

Визначимо необхідну потужність двигуна
       
За необхідної потужності P тр. = 5,9 кВт вибираємо електродвигун трифазний короткозамкнений серії 4А, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання
1) синхронна частота: 3000 об / хв.
тип двигуна: 4А112М2У3
ковзання: 2,5%
номінальна частота обертання: n дв. = 2900 об / хв.
2) синхронна частота: 1500 об / хв.
тип двигуна: 4А132S4У3
ковзання: 3,0%
номінальна частота обертання: n дв = 1455об/мін.
3) синхронна частота: 1000 об / хв
тип двигуна: 4А132М6У3
ковзання: 3,2%
номінальна частота обертання: n дв = 870об/мін.
Визначимо загальне передавальне число


де U 1 - передавальне число клиноремінною передачі; U 2 - передаточне число зубчастої передачі.
Приймаються U 2 = 5.5, знайдемо U 1 = U / U 2.

Остаточно приймаємо двигун типу 4А112М2У3 з синхронною частотою обертання 3000 об / хв.
U 1 = 2,43, U 2 = 5,5, номінальна частота обертання n дв. = 2975 об / хв.
1.5 Визначимо частоту обертання валів редуктора

1.6 Визначимо кутову швидкість обертання

1.7 Визначимо обертаючий момент
         
1.8 Визначимо потужність на валах


2. РОЗРАХУНОК ПОЛИКЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вихідні дані для розрахунку: передана потужність Р тр. = 5,9 кВт, частота обертання ведучого шківа n дв. = 2975 об / хв; передавальне відношення U 1 = 2,5; ковзання ременя ε = 0,015.
За номограмі / 1, рис. 7,3 / в залежності від частоти обертання меншого шківа n дв. = 2975; і переданої потужності Р тр. = 5,9 кВт приймаємо перетин клинового ременя А.
2.1 Визначимо діаметр меншого шківа / 1, формула 7.25 /

Згідно / 1, таб. 7,8 / з урахуванням того, що діаметр шківа перерізу А неповинен бути менше 100 мм, приймаємо d 1 = 100 мм.
2.2 Визначимо діаметр більшого шківа / 1, формула 7.3 /

    Приймаються d 2 = 240 мм. / 1, стор 120 /
2.3 Уточнимо передавальне відношення
        
При цьому кутова швидкість:

т.к розбіжність з початковими даними дорівнює нулю, отже, остаточно приймаємо діаметри шківів d 1 = 100 мм, d 2 = 250 мм.
2.4 Визначимо міжосьова відстань а р слід прийняти в інтервалі / 1, формула 7,26 /

Висота перерізу ременя: Т 0 = 8 / 1, таб. 7.7 /

Приймаються попередньо близьке значення а р = 400 мм.
2.5 Визначимо розрахункову довжину ременя / 1, формула 7.7 /

Найближче значення за стандартом / 1, таб.7.7 / L = 1400 мм.
2.6 Визначимо уточнене значення міжосьової відстані а р з урахуванням стандартної довжини ременя L / 1, формула 7.27 /

де
                   

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01 L = 0,01 * 1400 = 14 мм для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення на 0,025 L = 0,025 * 1400 = 35 мм для збільшення натягу ременя.
2.7 Визначимо кут обхвату меншого шківа / 1, формула 7,28 /
           
2.8 Визначимо коефіцієнт режиму роботи, що враховує умови експлуатації передачі / 1, таб. 7.10 / С р = 1,0.
2.9 Визначимо коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя / 1, таб. 7.9 /
для ременя перерізу А при довжині L = 1400 коефіцієнт С L = 0.98.
2.10 Визначимо коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату
/ 1, пояснення до формули 7.29 /
при α 1 = 160є коефіцієнт С α = 0,95.
2.11 Визначимо коефіцієнт, що враховує число ременів в передачі / 1, пояснення до формули 7.29 /: припускаючи, що число ременів в передачі буде від 4 до 6 приймемо коефіцієнт С z = 0,90
2.12
2.13 Визначимо число ременів в передачі / 1, формула 7.29
    де Р 0 - потужність, що передається одним клиновим ременем, кВт / 1, таб. 7.8 /; для ременя перерізу А при довжині L = 1700 мм, роботі на шківі d 1 = 100 мм і U 1 ≥ 3 потужність Р 0 = 1,76 кВт (те, що L = 1400 мм, враховується коефіцієнтом З L);

Приймаємо: z = 4.
2.13 Визначимо натяг гілки клинового ременя / 1, формула 7.30 /

де швидкість ; Θ-коефіцієнт, що враховує вплив відцентрових сил / 1, пояснення до формули 7.30 /; для ременя перерізу А коефіцієнт θ = 0,1 Н * з 2 / м 2.
         
2.14 Визначимо тиск на вали / 1, формула 7.31 /

2.14 Визначимо ширину шківа У ш / 1, таб. 7.12 /


3. РОЗРАХУНОК зубчастих коліс редуктора
Вибираємо матеріал для зубчастих коліс. Для шестерні сталь 40Х, термообробка - покращення, твердість HB = 270; для колеса сталь 40Х термообробка - покращення, твердість
3.1 Визначимо допустиме контактне напруження / 1, формула 3.9 /

/ 1, таб. 3.2 / для колеса σ H lim b = 2 HB +70 - межа контактної витривалості при базовому числі циклів; N HO - базове число циклів; N HE - термін служби; K HL - коефіцієнт довговічності; [S H]-коефіцієнт безпеки.
При HB 200-500 N HO = 6 * 10 7.
При реверсивності приводу N HE = 30 nt, де n-частота обертання, t-термін служби.

тому що
           

де H 1],H 2]-допустиме контактне напруження для шестерні і колеса.

478,5 ≤ 626 - умова виконана.
При симетричного розташування зубчастого колеса відносно опори коефіцієнт K = 1,15 / 1, таб. 3.1 /
Коефіцієнт ширини вінця для шевронного зуба ψ ba = 0.5
3.2 Визначимо міжосьова відстань / 1. формула 3.7 /
           
де K a = 43-для шевронного колеса.
      
Приймемо а w = 125 мм.
3.3 Визначимо модуль зачеплення

за ГОСТ 9563-60 m n = 1,2 мм.
Приймемо попередньо кут нахилу зубів β = 25Є
3.4 Визначимо число зубів шестерні
     
приймаємо z 1 = 27. Тоді
Уточнимо значення кута нахилу зубів

кут β = 28є9.

3.5 Визначимо основні розміри шестерні і колеса
а) ділильні діаметри:

Перевіримо міжосьова відстань:
б) діаметри верше зубів:

в) ширина колеса і шестерні:

г) коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:

3.6 Визначимо окружну швидкість коліс


тому що υ <10 м / с ступінь точності приймаємо рівним 8.
3.7 Визначимо коефіцієнт навантаження

/ 1, таб. 3.5 / при ψ bd = 1,8, твердості HB <350 і симетричному розташуванні коліс коефіцієнт K = 1,11.
/ 1, таб. 3.4 / при υ = 1,09 м / с і 8-го ступеня точності коефіцієнт K = 1,09.
/ 1, таб. 3,6 / для шевронних коліс при швидкості менше 5м / с коефіцієнт K = 1,0.

Перевіримо контактна напруги / 1, формула 3.6 /
,
σ H ≤ [σ H] - умови міцності виконано.
3.8 Визначимо сили діють в зачепленні
а) окружна:

б) радіальна:
            
Перевірка зубів на витривалість / 1, формула 3.25 /

де Коефіцієнт навантаження
/ 1, таб. 3.7 / при ψ bd = 1,62, твердості HB <350 і симетричному розташуванні коліс коефіцієнт K F α = 1,25.
/ 1, таб. 3.8 / для шевронних коліс при швидкості до 3 м / с коефіцієнт K = 1,1.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y F залежить від еквівалентного числа зубців z υ / 1, формула 3.25 /
у шестерні
у колеса

Коефіцієнти Y F 1 = 3,7, Y F 2 = 3,6 / 1, стор 42 /
Визначимо коефіцієнти Y β   і K / 1, формула 3.25 /

  де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ε α = 1,5; ступінь точності n = 8.

Напруга, що допускається при перевірки на вигин / 1, формула 3.24 /

/ 1, таб. 3.9 / для сталі 40Х покращеній приділ витривалості при отнулевом циклі вигину σ o Flim b = 1,8 HB МПа,
для шестерні
для колеса
Коефіцієнт безпеки [S F] = [S F] [S F] / 1, формула 3.24 /
/ 1, таб. 3.9 / [S F] = 1,75 для старі 40Х поліпшеною, коефіцієнт [S F] = 1 для поковок і штампувань.

Допустимі напруги:
для шестерні
для колеса
тому що реверсивність приводу [σ F 2] зменшуємо на 20%, [σ F 2] = 201,6 МПа.
Перевірку на вигин слід проводити для зубчастого колеса, для якого відношення F] / Y F менше.
для шестерні
для колеса
Перевірку на згин проводимо для колеса / 1, формула 3.25 /

σ F 2 ≤ [σ F 2]-умова міцності виконана.

4. Попередній розрахунок валів редуктора і вибір підшипників
4.1 Ведучий вал
Обертаючий момент: Т 1 = 45,4 Н * м.
Допустиме напруження на кручення приймемо [τ к] = 20 МПа.
       
Остаточно приймаємо d п1 = 25 мм.
4.2 Ведений вал
Обертаючий момент: Т 2 = 240 Н * м,
Допустиме напруження на кручення приймемо [τ к] = 25 МПа.

Остаточно приймаємо d в2 = 35 мм.


Остаточно приймаємо d п1 = 40 мм.
4.3 Діаметр під зубчастим колесом

де r = 2,5

Остаточно приймаємо d к = 50 мм.
Приймаються радіальні роликопідшипники легко вузька серія.
Умовне позначення
d
D
B
Розміри, мм
32205А
32308А
25
40
52
90
15
23

5. КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ КОЛЕСА
5.1 Визначимо діаметр і довжину маточини

Приймаються l ст = 60 мм.
5.2 Визначимо товщину обода

Приймаються δ о = 5 мм.
5.3 Визначимо товщину диска
  .
Приймаються С = 18 мм.
5.4 Визначимо діаметр центральної окружності

5.5 Визначимо діаметр отвору

  5.6 Фаска

6. КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ корпусу редуктора
6.1 Товщина стінок корпусу і кришки

Приймаються δ 1 = 4мм.
6.2 Товщина фланців поясів корпуса й кришки
верхнього пояса корпуса і пояса кришки

нижнього пояса корпуса

Приймаються p = 10мм.
6.3 Товчемо ребра основи корпусу та кришки
основи корпусу

ребер кришки

6.4 Діаметр болтів
фундаментальних

Приймаються болт М16
з'єднують підставу корпусу з кришкою

Приймаються болти М8
6.5 Гвинти у кришки підшипника

Приймаються гвинт М12

7.Перший етап компонування редуктора
Компонування проводять у два етапи. Перший етап служить для наближеного визначення положення зубчастих коліс і клиноремінною передачі відносно опор для подальшого визначення опорних реакцій і підбору підшипників.
Окреслюючи внутрішню стінку корпусу приймаємо:
зазор між торцем колеса і внутрішньою стінкою корпусу А 1 = 8мм;
зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньою стінкою корпусу А = 8мм;
Виміром знаходимо відстань на ведучому валу l 2 = 50мм, веденого l 3 = 50мм. Приймаються остаточно l 2 = l 3 = 50мм.
Глибина гнізда для підшипника 2505А В = 15мм, для підшипника 32308А В = 23мм.
Товщина фланця кришки підшипника Δ = 12мм.
Виміром встановлюємо відстань l 1 = 84мм, що визначає положення клиноремінною передачі відносно найближчій опорі ведучого валу. Приймаються остаточно l 1 = 84мм.

8.ПРОВЕРКА Довговічність підшипника
8.1 Визначимо реакції в підшипниках на провідним валу
З попередніх розрахунків маємо F t = 2364,5 Н, F r = 971,8 Н; з першого етапу компонування l 1 = 84мм, l 2 = 50мм.
Навантаження на валу від клиноремінною передачі F В = 798,9 Н.
Складові цього навантаження

1. Горизонтальна площина
а) визначимо опорні реакції, Н

Перевірка:
б) строєм епюру згинальних моментів відносно осі Y

2. Вертикальній площині
а) визначимо опорні реакції, Н

Перевірка:
       б) строєм епюру згинальних моментів відносно осі X
          
3. Строєм епюру крутних моментів

4.Суммарние реакції

5. Підберемо підшипники за більш навантаженою опорі 1
Намічаємо радіальні роликопідшипники 32205А легкої вузької серії / 1, таб. П3 / d = 25мм; D = 52мм; В = 15мм; C = 28,6 кН; C 0 = 15,2 кН.
Еквівалентна навантаження / 1, формула 9.5 /

де V = 1-т.к обертається внутрішнє кільце підшипника; К = 1-коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів / 1, таб.9.19 /; К Т - температурний коефіцієнт / 1, таб.9.20 /.

Розрахункова довговічність / 1, формула 9.1 /
                    
Розрахункова довговічність

8.2 Визначимо реакції в підшипниках на відомому валу
Ведений вал несе такі ж навантаження, як і ведучий: F t = 2364,5 Н, F r = 971,8 Н; з першого етапу компонування l 3 = 50мм.
1. Горизонтальна площина
а) визначимо опорні реакції, Н

б) строєм епюру згинальних моментів відносно осі Y
      
2. Вертикальній площині
а) визначимо опорні реакції, Н

б) строєм епюру згинальних моментів відносно осі X
          
3. Строєм епюру крутних моментів
          
4.Суммарние реакції
    
5. Підберемо підшипники за більш навантаженою опорі 3
Намічаємо радіальні роликопідшипники 32308A середньої вузької серії
/ 1, таб. П3 / d = 40мм; D = 90мм; B = 23мм; C = 80,9 кН; С 0 = 44,5 кН.
Еквівалентна навантаження / 1, формула 9.5 /

де V = 1-т.к обертається внутрішнє кільце підшипника; К = 1-коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів / 1, таб.9.19 /; К Т - температурний коефіцієнт / 1, таб.9.20 /.

Розрахункова довговічність / 1, формула 9.1 /

Розрахункова довговічність

Для зубчастих редукторів ресурс роботи підшипників може перевищувати 20 тис.ч. підшипник веденого вала 32205А , А підшипник веденого 32308A

9. Другий етап компонування редуктора
Другий етап компонування має на меті конструктивно оформити зубчаті колеса, вали, корпус, підшипникові вузли та підготувати дані для перевірки міцності валів та деяких інших деталей.

10. ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпонкових з'єднань
Шпонки призматичні з округленими торцями.
Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок по СТСЕВ 189-75 / 4, таб.21 /.
Матеріал шпонок - сталь 45 нормализованная.Допускаемые напруги при сталевий маточині
10.1 Ведучий вал
d = 22 bЧh = 6Ч6 t 1 = 3,5; довжина шпонки l = 40мм; момент на ведучому валу Т 1 = 45,5 Н · м
Напруження зминання і зусилля міцності / 1, формула 8.22 /

10.2 Ведений вал
d = 50 bЧh = 16Ч10 t 1 = 6; довжина шпонки l = 50мм; момент на ведучому валу Т 1 = 240Н • м

d = 36 bЧh = 10Ч8 t 1 = 5; довжина шпонки l = 70мм; момент на ведучому валу Т 1 = 240Н • м

- Умова виконана.

11. УТОЧНЕНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ
Приймемо, що нормальні напруження від вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні від крутіння - по отнулевому.
Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з необхідними значеннями [S]. Міцність дотримана при S ≥ [S], де [S] = 2,5
11.1 Ведучий вал:
Матеріал валу сталь 40Х термічна обробка - поліпшення.
Діаметр заготовки до 120мм середнє значення
Межа витривалості при симетричному циклі вигину

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

Перетин А-А. Концентрація напруги обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.
Згинальний момент (покладемо x 1 = 37мм.)

Момент опору перерізу нетто при d = 22мм, b = 6, t 1 = 6.

Амплітуда нормальних напруг вигину

Момент опору крученню перерізу нетто

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Коефіцієнт запасу міцності

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А

     S ≥ [S]-умова виконана
Такий великий коефіцієнт запасу міцності пояснюється тим, що діаметр валу був збільшений при конструкції для з'єднання його зі стандартним шківом клиноремінною передачі.
З тієї ж причини перевіряти міцність у перерізах Б-Б та В-В немає необхідності.
  11.2 Ведений вал:
Матеріал валу сталь 40Х термічна обробка - поліпшення.
Діаметр заготовки до 120мм середнє значення
Межа витривалості при симетричному циклі вигину

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

Перетин А-А. Концентрація напруги обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.
Згинальний момент у горизонтальній площині / рис.2 /

Згинальний момент у вертикальній площині

Сумарний вигин моментів в перерізі А-А

Момент опору вигину перерізу нетто при d = 50мм, b = 16, t 1 = 10

Момент опору крученню перерізу нетто

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Амплітуда нормальних напруг вигину

Коефіцієнт запасу міцності

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А

Перетин Б-Б. Цей переріз при передачі обертаючого моменту від веденого вала через муфту. Концентрація напруги обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки / 1, таб.8.5 /: , , / 1, таб.8.8 /; / 1, стр.163 і 166 /.
Згинальний момент

Момент опору вигину перерізу нетто при d = 36мм, b = 10, t 1 = 8

Момент опору крученню перерізу нетто

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Амплітуда нормальних напруг вигину

Коефіцієнт запасу міцності

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А

Результати повірки:
Перетин
А-А
Б-Б
Коефіцієнт запасу S
14,05
5,4
У всіх перетинах S> [S]

12. ПІДБІР МУФТИ
/ 1, таб. 11.5 / вибираємо пружну втулочно-пальцеву муфту (МУВП): d = 35 мм; D = 140 мм; тип I.
(За ГОСТ 21424-75, з скороченням)
Муфтами називають пристрій, призначені для з'єднання соосно обертових валів і передачі між ними обертаючих моментів сил.
Типорозмір муфти вибирають по діаметру валу і за величиною розрахункового обертаючого моменту.

де до = 2,5 ч3-коефіцієнт, що враховує умова експлуатації; Т ном = 47,4 Н * м.

Остаточно вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву ГОСТ 2124-75
Матеріал напівмуфти - чавун марки СЧ-20; пальців-сталь марки

Висновок.
У ході роботи розрахували спроектували і сконструювали одноступінчатий горизонтальний циліндричний редуктор з шевронами зубом і клиноременную передачу.
Вибрали електродвигун типу 4А112М2У3 з синхронною частотою 3000 об / хв і номінальною частотою n дв = 2900 об / хв. Провели кінематичний розрахунок під час якого визначили ККД редуктора η дв = 0,912, кутові швидкості, момент і потужність на волах.
Розраховуючи зубчасті колеса редуктора визначили допускається контактне напруження, міжосьова відстань а w = 125 мм, провели перевірку на вигин і крутіння.
У попередньому розрахунку волів редуктора визначили діаметр волів і підібрали підшипники d в1 = 22 мм, d п1 = 25 мм, d в2 = 35 мм, d п2 = 40 мм, d к = 50 мм. Підібрали підшипники на ведучому валу 32205А на відомому валу 32308A
Визначили розміри шестерні і колеса: діаметр d 1 = 37мм, d 2 = 203мм, ширина b 1 = 60мм, b 2 = 65мм;
Перевірили підшипники на довговічність і визначили, що підшипники будуть працювати на ведучому валу на відомому валу


Література.
1. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник для учнів машинобудівних спеціальностей технікумів / С.А Чернавський, К.Н. Боков, І.М. Чернін та ін - 2-е вид., Перераб. і доп. - М.: Машинобудування, 1988. -416 С.
2. Курсове проектування деталей машин: Учеб. посібник / Шейнбліт А.Є. Вид-у 2-е, перероб. та додат. - Калінінград: Янтар. оповідь, 2002.-454с.: іл., чурт. - Б.Ц.
3. Оформлення конструкторської документації курсового проект: Методичні вказівки до курсового проектування з технічної та прикладної механіки для студентів всіх спеціальностей. / Упорядник Глазов О.М. Томськ: вид-во ТПУ, 2003.-38с.
4. Цахновіч Л.І., ПетріченкоТ.П. Атлас конструкцій редукторів. - Навч. Посібник для вузів. Київ: «Вища школа». Головне вид-во, 1979.-128с.
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Різне | Курсова
89кб. | скачати


Схожі роботи:
Одноступінчатий циліндричний редуктор з ланцюговою передачею
Розрахунок і проектування приводу редуктор з клиноремінною передачею
Привід з одноступінчастим циліндричним косозубих редуктором і клиноремінною передачею
Редуктор конічний одноступінчатий прямозубих
Черв`ячний одноступінчатий редуктор
Редуктор циліндричний
Редуктор циліндричний двоступінчастий
Редуктор триступеневий циліндричний
Редуктор конічний-циліндричний Розробка і
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru