Привід ланцюгового конвеєра

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

скачати

Міністерство освіти і науки РФ
Південно-Уральський державний університет
Пояснювальна записка до курсового проекту з курсу «Деталі машин»
«Привід ланцюгового конвеєра»
Нормоконтроль:
Керівник: Є.П. Устинівський
Автор проекту: А. Ю. Степанюк
студент групи ТВ-318
Проект захищений з оцінкою
Челябінськ 2007

Зміст
Введення
1 Кінематичний і силовий розрахунки приводу
1.1 Визначення потужності на валу виконавчого механізму
1.2 Визначення розрахункової потужності на валу електродвигуна
1.3 Визначення частоти обертання валу виконавчого механізму
1.4 Визначення частоти обертання валу електродвигуна
1.5 Вибір електродвигуна
1.6 Визначення передатного відношення привода
1.7 Визначення потужностей, обертаючих моментів і частот обертання валів.
1.8 Вибір матеріалів та допустимих напружень для циліндричної зубчастої передачі.
   1.9 Коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках діаметра шестірні.
1.10 Коефіцієнт K Hβ.
1.11 Вихідні дані для розрахунку на ЕОМ.
1.12 Графік залежності маси від
2. Допустиме напруження тихохідної циліндричної зубчастої передачі.
2 .1 Допустимі контактні напруги при розрахунку на витривалість активних поверхонь зубів.
2.2 Допустимі граничні контактні напруги
2.3 Допустимі напруги при розрахунку зуба на витривалість по вигину.
2.4 Допустимі напруги вигину при дії короткочасної максимального навантаження.
3. Розрахунок закритих циліндричних передач.
3.1.1 Геометричний розрахунок тихохідної передачі.
3.1.2 Геометричний розрахунок швидкохідної передачі.
3.2 Перевірочний розрахунок закритою циліндричної зубчастої передачі
3.3 Перевірочний розрахунок циліндричної зубчастої передачі на витривалість зубів по вигину.
3.4 Розрахунок зубчатої передачі на контактну міцність при дії max навантаження
3.5 Розрахунок зубчатої передачі на міцність при вигині max навантаженням
3.6 Сили в зачепленні циліндричної зубчастої передачі
4. Вибір мастила
Література
Введення
Курсовий проект з дисципліни «Деталі машин» є першою роботою при виконанні якої купуються навички розрахунку і конструювання деталей і вузлів машин, вивчаються методи, норми і правила проектування, що забезпечують отримання надійних, довгострокових і економічних конструкцій.

1. Кінематичний і силовий розрахунки приводу.
Вибір електродвигуна
Кінематична схема приводу.
1. Мотор
2. МУВП
3. Редуктор С2
4. Запобіжна фрикційна компенсує муфта
5. Приводний вал з 2-ма зірочками
1.1 Визначення розрахункової потужності на валу виконавчого механізму.
Потужність на приводному валу Р 3, кВт,
,
де Ft - окружне зусилля на приводному валу, Н;
V - окружна швидкість на приводному валу, м / с.

1.2 Визначення розрахункової потужності на валу електродвигуна.
Розрахункова потужність на валу двигуна Р 1 визначається з урахуванням втрат в приводі:

де η - загальний ККД приводу,
η = η 1 · η 2;
η 1 - ККД закритою зубчастої циліндричної передачі, η 1 = 0,97;
η 2 - ККД закритою зубчастої циліндричної передачі, η 2 = 0,97;
Згідно з [1, стр8 табл.1]
η = 0,97 · 0,97 = 0,9409.
При цьому

1.3 Визначення частоти обертання валу виконавчого механізму
Частота обертання приводного вала n 3, об / хв,

де Z-число зубів ведучої зірочки ланцюгового конвеєра;
t-крок ланцюга ланцюгового конвеєра, мм.
.
1.4 Визначення частоти обертання валу електродвигуна
Частота обертання вала електродвигуна n 1, хв -1:
n 1 = n 3 · ί,
де n 3 - частота обертання приводного вала, n 3 = 105 хв -1;
ί - передавальне відношення приводу.
ί = ί 1 · ί 2
Згідно з [1, стр10, табл. 2] передавальне відношення для зубчастої закритою циліндричної передачі:
ί 1 = 3 ... 6
ί 2 = 3 ... 6.
ί = (3 ... 6) * (3 ... 6) = 9 ... 36
Тоді n 1 = 105 * (9 ... 36) = 945 ... 3780.
Так як в мотор-редукторах з фланцевим консольним кріпленням редуктора до електродвигуна, встановленого на плиті на лапах, для зменшення габаритів редуктора частоту обертання валу електродвигуна слід вибирати близькою до середнього значення знайденого інтервалу оптимальних частот приймемо
n 1 = 1.500 хв -1.
1.5 Вибір електродвигуна
У приводах загального призначення застосовуються в основному трифазні асинхронні електродвигуни змінного струму з короткозамкнутим ротором серії 4А, що відрізняються простотою конструкції і експлуатації, а також низькою вартістю.
Вибираємо двигун 100L / 1410 з T max / T ном .= 2,2, n 1 .= 1410мін-1.

Кількість полюсів
d 1
l 1
l 30
b 1
h 1
d 30
l 10
l 31
l 0
b 10
h
h 10
h 31
2,4,6
28
60
391
8
7
240
112
63
160
160
100
12
247
1.6 Визначення передатного відношення привода
Після вибору електродвигуна уточнимо передавальне відношення приводу:

1.7 Визначення потужностей, обертаючих моментів і частот обертання валів.
Визначення потужності на швидкохідному валу редуктора Р 2, кВт,

де Р 1 - потужність на валу електродвигуна, Р 1 = 3,72 кВт;
η1-ККД закритою зубчастої циліндричної передачі, η 1 = 0,97;

Визначення обертаючих моментів на валах:

де Р 1 - потужність на валу двигуна, кВт;
n 1 - частота обертання вала, хв -1;

Визначення обертаючого моменту на швидкохідному валу редуктора Т 2, Н · м,

де Р 1-потужність на валу двигуна, кВт;
η 1 - ККД закритою зубчастої циліндричної передачі, η 1 = 0,97
n 2-частота обертання на швидкохідному валу редуктора хв -1,

Визначення обертаючого моменту на приводному валу Т 3, Н · м,

де Р 2 - потужність на швидкохідному валу, кВт;
n 3 - частота обертання вала, хв -1;
η 1 - ККД закритою зубчастої циліндричної передачі, η 1 = 0,97

Всі отримані дані для проектування на ЕОМ зводимо в табліцу1.
таблица1
№ валу
Т, Н · м
Р, кВт
n, хв -1
1
25,19
3,72
1410
2
111,25
3,61
309,75
3
318,3
3,5
105
1.8 Вибір матеріалів та допустимих напружень для циліндричної зубчастої передачі.
Матеріал зубчастих коліс повинен забезпечити високу міцність зубів на вигин і зносостійкість передачі. Цим вимогам відповідають термічно оброблювані вуглецеві та леговані сталі.
Навантажувальна здатність передач редукторів лімітується контактної міцністю. Допустимі контактні напруги в зубах пропорційні твердості матеріалів, а несуча здатність передач пропорційна квадрату твердості. Це вказує на доцільність широкого застосування для зубчастих коліс сталей, гартованих до високої твердості.
Найбільшу твердість зубців Н = 55 ... 60 HRC забезпечує хіміко-термічні зміцнення: поверхневе насичення вуглецем з наступним загартуванням.
Тому приймемо як термообробки цементацію, що забезпечить високу навантажувальну здатність.
Відповідно до джерела [1, стр22 табл.7] цементації відповідають матеріали:
Шестерня-20Х ГОСТ 4543-71
Колесо-15Х ГОСТ 4543-71
Сполучення матеріалу зубчастих коліс, їх термообробка і межі контактної і згинальної витривалості.
Твердість поверхні зубів, HRC:
шестерня-55 ... 60
колесо-55 ... 60.
Твердість серцевини, НВ:
шестерня-230 ... 240
колесо - 230 ... 240.
Межа контактної витривалості, МПа:
.
Межа згинальної витривалості, МПа:

Допустиме контактне напруження , МПа:

де σ Hlim b 1, σ Hlim b 2 - межі контактної витривалості поверхонь зубів шестерні і колеса;
σ Hlim b = 23 * 55 = 1265 МПа
S Hmin - мінімальний коефіцієнт запасу міцності
При поверхневому зміцненні зубів: S Hmin = 1,2
- Коефіцієнт довговічності;
Відповідно до джерела [1, стр21] = 1, з наступним уточненням після ЕОМ.

Приймаються = 949 МПа.
  1.9 Коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках діаметра шестірні.

Де b W-робоча ширина зубчастих вінців,
d W 1 - початковий діаметр шестерні.
Відповідно до джерела [1, стр33, табл. 14]:
ψ bd = 0,3 ... 0,6
Приймаються ψ bd +2 = 0,6
1.10 Коефіцієнт K Hβ.
Коефіцієнт K Hβ. Враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній при розрахунку на контактну витривалість активних поверхневих зубів.
Відповідно до джерела [1, стр34, рис. 10] приймаємо:
K Hβ 2 = 1,12
1.11 Вихідні дані для розрахунку на ЕОМ.
ί - передавальне відношення приводу
ί = 13,43
Т 1-обертаючий момент на тихохідному валу
Т 1 = 318,3 Н * м
- Допустиме контактне напруження у швидкохідних і тихохідних передачах.
= 949МПа
ψ bd 2 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця
ψ bd +2 = 0,6
K Hβ 2 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження
K Hβ 2 = 1,12
Кількість потоків потужностей 1;
Вид зубів - косозубі.
 
1.12 Графік залежності маси від

2.Допускаемое напруга тихохідної циліндричної зубчастої передачі.
2.1 Допустимі контактні напруги при розрахунку на витривалість активних поверхонь зубів.
Допустимі контактні напруги , МПа, обчислюються окремо для шестірні і колеса кожної з розраховуються передач:

Z Nj - Коефіцієнт довговічності для шестірні і колеса, визначається за формулою:

Де N H lim bj - Базове число циклів контактних напружень шестерні і колеса. Визначається відповідно до джерела [1, стр25, рис. 6]:
N H lim b1 = N H lim b2 = 90 * 10 6
N HEj - еквівалентне число циклів контактних напружень на зубах шестерні і колеса
N HE1 = Μ н * N Σ1,
N HE2 = Μ н * N Σ2.
де μ н - коефіцієнт, що характеризує інтенсивність типового режиму навантаження при розрахунку на контактну міцність, Відповідно до джерела [1, стр26, табл. 8]:
μ н = 0,125
N Σ1, N Σ2 - число циклів навантаження зубців шестерні або колеса за весь термін служби передачі.


де n 2 - частота обертання вала 3, взята з табл.1:
n = 105, хв -1
- Час роботи передачі за весь термін служби приводу
= 11.000 годин.
з-число циклів навантаження зуба за один оборот зубчастого колеса
з = 1.
n 1 - частота обертання 2 вала, обчислюється за формулою
n 1 = n 2 * i 2,
де i 2 - передавальне відношення.
n 1 = 105 * 2,950 = 309,75 хв -1.
Тоді
N Σ1 = 60 * 309,75 * 11.000 = 2 * 10 8
N Σ2 = 60 * 105 * 11.000 = 6,9 * 10 6
Еквівалентне число циклів контактних напружень на зубах шестерні і колеса:
N HE 1 = 0,125 * 2 ​​* 10 8 = 0,25 * 10 8
N HE 2 = 0,125 * 6,9 * 10 8
Так як N HEj ≤ N H lim bj приймаємо q н = 6
0,25 * 10 8 ≤ 90 * 10 6
0,86 * 10 6 ≤ 90 * 10 6
= = 1,2
Відповідно до джерела [1, стр26, п.2]: для матеріалів неоднорідної структури при поверхневому зміцненні зубів
0,75 ≤ Z Nj ≥ 1.8
Приймаються Z N 1 = 1.2
= = 2.1
Приймаються Z N 1 = 1,8
Знайдемо допускаються контактні напруги:


2.2 Допустимі граничні контактні напруги.
Відповідно до джерела [1, стр27, табл.9]:
σ HP max = 44 * H HRC
σ HP max = 44 * 55 = 2420МПа.
2.3 Допустимі напруги при розрахунку зуба на витривалість по вигину.

σ F lim b j - межа витривалості шестірні або колеса при вигині
σ F lim b 1 = 680МПа
σ F lim b 2 = 680МПа
S F min 1,2 - мінімальний коефіцієнт запасу міцності
Відповідно до джерела [1, стр28]:
S F min 1,2 = 1,7
Y Nj - коефіцієнт довговічності, обчислюється за формулою
Y Nj
де N F lim - базове число циклів напруг вигину відповідно до джерела [1, стр28]:
N F lim = 4 * 10 6
Для зубчастих коліс з твердістю поверхні зубів Н ≤ 350НВ q F = 6
N FEj - Еквівалентне число циклів напружень згину на зубах шестерні або колеса.
N FEj = Μ F * N Σ j j = 1,2
Відповідно до джерела [1, стр28, табл. 10]:
μ F = 0,038
Тоді
N FE 1 = 2 * 10 8 * 0,038 = 0,76 * 10 6
N FE 2 = 6,9 * 10 6 * 0,038 = 0,26 * 10 6
Обчислимо коефіцієнт довговічності:
Y N 1 = 1,3
Y N 2 = 1,5
Y A - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження на зубах
Відповідно до джерела [1, стр29, табл. 11] приймаємо:
Y A = 1
Допустимі напруги:
МПа
МПа
2.4 Допустимі напруги вигину при дії короткочасної максимального навантаження.

де σ FSt - Максимальне напруження згину при максимальному навантаженні МПа, приймаємо відповідно до джерела [1, стр30, табл. 12]:
σ FSt = 2000МПа
S FSt min - мінімальний коефіцієнт запасу міцності пери розрахунку максимального навантаження, обчислюється по залежності:
S FSt min = Y Z * S Y
Де Y Z -Коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчастого колеса, обираний відповідно до джерела [1, стр31, табл. 13]:
Y Z = 1
S Y - коефіцієнт, що залежить від імовірності незруйнованою зубчастого колеса, вибирається відповідно до джерела [1, стр31]:
S Y = 1,75
S FSt min = 1 * 1,75 = 1,75
Y х-коефіцієнт, що враховує розміри зубчастого колеса, вибирається відповідно до джерела [1, стр31, рис. 8]:
Y х = 1,025
= 1171 МПа
3.Расчет закритих циліндричних передач.
3.1.1 Геометричний розрахунок тихохідної передачі.
а) шестерня
- Ділильний діаметр:
d 1 = d w = ,
m n - модуль зачеплення
m n = 2,250
β-кут нахилу зубів
cosβ = cos9.069 = 0.987
Z 1-число зубів
Z 1 = 20
d 1 = d w = = 45,6 мм
-Діаметр вершин зубів:
d a 1 = d 1 +2 m n
d a 1 = 45,6 +2 * 2,250 = 50,1 мм
-Діаметр западин зубів
d f 1 = d 1-2.5m n
d f 1 = 45.6-2,5 * 2,250 = 39,975 мм
б) колесо
- Ділильний діаметр:
d 2 = d w = ,
Z 2 = 59
m n = 2,250
cosβ = cos9.069 = 0.987
d 2 = d w = = 134,5
-Діаметр вершин зубів:
d a 2 = d 2 +2 m n
d a 2 = 134,5 +2 * 2,250 = 139мм
-Діаметр западин зубів
d f 2 = d 2-2.5m n
d f 2 = 134,5-2,5 * 2,250 = 128,875 мм
3.1.2 Геометричний розрахунок швидкохідної передачі.
а) шестерня
- Ділильний діаметр:
d 1 = d w = ,
m n - модуль зачеплення
m n = 1,250
β-кут нахилу зубів
cosβ = cos15, 143 = 0.965
Z 1-число зубів
Z 1 = 25
d 1 = d w = = 32,4 мм
-Діаметр вершин зубів:
d a 1 = d 1 +2 m n
d a 1 = 32,4 +2 * 1,25 = 34,9 мм
-Діаметр западин зубів
d f 1 = d 1-2.5m n
d f 1 = 32,4-2,5 * 1,250 = 29,275 мм
б) колесо
- Ділильний діаметр:
d 2 = d w = ,
Z 2 = 114
m n = 1,250
cosβ = 0.965
d 2 = d w = = 147,7
-Діаметр вершин зубів:
d a 2 = d 2 +2 m n
d a 2 = 147,7 +2 * 1,250 = 150,2 мм
-Діаметр западин зубів
d f 2 = d 2-2.5m n
d f 2 = 147,7-2,5 * 1,250 = 144,575 мм
3.2 Перевірочний розрахунок закритою циліндричної зубчастої передачі.
3.2.1.Окружная швидкість в зачепленні

де d 1 -Ділильний діаметр шестірні
d 1 = 45,570 мм
n j-частота обертання валу шестерні, хв -1
n 1 = 309,75

3.2.2 Вибір ступеня точності передачі.
Відповідно до джерела [1, стр41, табл. 15] вибираємо точність 8 (середня)
3.2.3Коеффіціент перекриття
ε α - коефіцієнт торцевого перекриття
ε α = [1.88-3.2 * (1 / Z 1 ± 1 / Z 2)] cos β,
Так як зачеплення зовнішнє - знак «+»
ε α = [1,88-3,2 (1 / 20 +1 / 59)] * 0,987 = 1,6
ε β - коефіцієнт осьового перекриття

-Робоча ширина зубчастих вінців
b 2 = b W = 28
m n = 2,250

ε γ - сумарний коефіцієнт перекриття
ε γ = ε α + ε β
ε γ = 1,6 +0,626 = 2,2
3.2.4Коеффіціент K Hα, враховує розподіл навантаження між зубами у зв'язку з похибками виготовлення.
Відповідно до джерела [1, стр42, рис. 12] приймаємо
K = 1,08
3.2.5Коеффіціент, що враховує динамічну навантаження, що виникає в зачепленні

Де Т 1 - обертаючий момент на шестірні
W HV - Питома окружна динамічна сила, Н / мм
W HV = Σ н * g 0 * V *
Де σ н - коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі і
модифікації профілю зубів, вибирається відповідно до джерела
[1, стр42, табл. 16]:
σ н = 0,004 МПа
g 0-коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зубів шестірні й колеса вибирається відповідно до джерела [1, стр43, табл. 17]:
g 0 = 56
W HV = 0,004 * 56 * 0,739 *

3.2.6 Питома розрахункова окружна сила / мм


3.2.7 Коефіцієнт Z ε, що враховує сумарну довжину контактних ліній.
Для косозубих передач з коефіцієнтом осьового перекриття ε β <1
Z ε =
Z ε =
3.2.8 Розрахунковий контактне напруження, МПа
σ н = Z H * Z E Z ε *
де Z H - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів в полюсі зачеплення, визначається відповідно до джерела
[1, стр45, рис.13]:
Z H = 2,47
Z E - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних зубчастих коліс, для сталевих коліс
Z E = 190
σ HP - допустиме контактне напруження
σ н = 2,47 * 190 * 0,83 * МПа
σ HP = 0,45 * (σ HP 1 + σ HP 2)
σ HP = 0,45 * (1139 +1708) = 1281,15 МПа
σ н ≤ ​​σ HP: 973,8 ≤ 1281,15
3.3Проверочний розрахунок циліндричної зубчастої передачі на витривалість зубів по вигину.
3.3.1 Коефіцієнт K Fβ, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній при розрахунку зубів на витривалість
при вигині. Вибираємо відповідно до джерела [1, стр45, рис.14]:
K = 1,19
3.3.2 Коефіцієнт K Fα, враховує розподіл навантаження між зубами. При розрахунках на згинальну міцність вважають, що вплив похибок виготовлення на розподіл навантаження між зубами той же, що і в розрахунках на контактну міцність, тобто
K = K Н α = 1,08
3.3.3 Коефіцієнт, що враховує динамічну, що виникає в зачепленні.

W FV - питома окружна динамічна сила при розрахунку на вигин, Н / м
W FV = Σ F * g 0 * V *
σ F - коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю зубів, Н / м Відповідно до джерела [1, стр42, табл.16]:
σ F = 0,006
W FV = 0,006 * 56 * 0,739 *

3.3.4Удельная розрахункова окружна сила


3.3.5 Коефіцієнт Y FS, що враховує форму зуба і концентрацію напруги.



Відповідно до джерела [1, стр46, рис.15]: Y FS 1 = 4,09
Y FS 2 = 3,67
3.3.6 Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів.
Для косозубих передач:
Так як ε β = 0,6 <1: Y ε = 0.2 +0,8 / ε α
Y ε = 0.2 +0,8 / 1,6 = 0,7
3.3.7 Коефіцієнт, що враховує нахил зуба
Y β = 1 - ε β * β/120 0 ≥ 0,7
Y β = 1 - 0,6 * 9,069 / 120 0 = 0,955 ≥ 0,7
3.3.8Расчетное напруга вигину на перехідній поверхні зуба:
σ F = Z FS 1 * Z β 1 * Z ε 1 * ≤ σ FP
Зазвичай розрахунок проводиться для менш міцного зубчастого колеса передачі, яке визначається з порівняння відносин для шестірні і колеса:


σ F = 4,09 * 0,7 * 0,955 * ≤ σ FP
372,83 ≤ 520
3.4 Розрахунок зубчатої передачі на контактну міцність при дії максимального навантаження
σ н max = σ н * σ н Pmax
Tmax   = Β 1-кратність короткочасних пікових перевантажень в приводі
T H
β 1 = 1,25 ... 1,35
Приймаються β 1 = 1,3
σ н max = 973,8 * МПа
σ н Pmax = 2.420МПа
σ н max ≤ σ н Pmax
1.110,3 ≤ 2.420
3.5 Розрахунок зубчатої передачі на міцність при вигині максимальним навантаженням.
σ Fmax = Tmax ≤ σ FPmax
T H
σ F = 372.83
Tmax = 1.3
T H
σ FPmax = 1.171МПа
σ Fmax = 372,83 * 1,3 = 484,68 МПа
σ Fmax ≤ σ FPmax
484,68 ≤ 1.171
3.6 Сили в зачепленні тихохідної циліндричної зубчастої передачі.
-Окружна сила:
F t 1 =
F t 1 =
-Радіальна сила
F r = F t * tg α W / cosβ
F r 1 = 4.879 * 0,6 / 0,987 = 1.779 Н
- Осьова сила
F а = F t * tgβ
F а1 = 4.879 * 0,16 = 780,6 Н
3.7 Сили в зачепленні швидкохідної циліндричної зубчастої передачі.
-Окружна сила:
F t 2 =
F t 1 =
-Радіальна сила
F r 2 = F t 2 * tg α W / cosβ
F r 2 = 19664 * 0,36 / 0,965 = 7336 Н
- Осьова сила
F а2 = F t 2 * tgβ
F а2 = 19664 * 0,159 = 3126 Н

4. Вибір мастила.
Вибір кінематичної в'язкості олії для передач зачепленням.
При контактному напрузі σ Н = 973,8; окружної швидкості V = 0,739 м / с відповідно до джерела [1, стр96, табл.36]: рекомендується кінематична в'язкість   60 мм 2 / с при температурі 50 0 С
Для швидкохідної передачі при швидкості V = 2,32 і напрузі σ Н = 973,8 рекомендується в'язкість 50 мм 2 / с.
Вибираю середнє значення кінетичної в'язкості 55 мм 2 / с.Етой в'язкості відповідає марка масла, відповідно до джерела [1, стр97, табл.37] І50А (індустріальне)

Література
1 Устинівський Є.П., Шевцов Ю.О., Яшков Ю.К. та ін багатоваріантного проектування зубчастих циліндричних, конічних і черв'ячних передач з застосуванням ЕОМ: Навчальний посібник до курсового проектування по деталях машін.-Челябінськ: ЧДТУ, 1995.-102с.
2 Дунаєв П.Ф. , Льоліком О. П. Конструювання вузлів і деталей машин - М.: Вища школа, 1978.-352с.
3 Проектування механічних передач: Навчально-довідковий посібник для вузів С.А. Чернавський, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев та ін - 5-е вид., Перераб. і доп.-М.: Машинобудування, 1984.-560с., іл.
4 Пелипенко І.А., Шевцов Ю.О. Розробка компонування редуктора: Навчальний посібник до курсового проекту з деталей машін.-Челябінськ: ЧДТУ, 1991.-41с
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
77.9кб. | скачати


Схожі роботи:
Привід ланцюгового конвеєра 3
Привід ланцюгового конвеєра 2
Розрахунок ланцюгового конвеєра
Привід ланцюгового транспортера
Привід ланцюгового транспортера
Проектування приводу ланцюгового конвеєра Кінематичний і
Привід конвеєра
Привід конвеєра ПК-19
Привід стрічкового конвеєра 3
© Усі права захищені
написати до нас