Кинематический расчёт привода icon

Кинематический расчёт привода






Скачать 314.3 Kb.
НазваниеКинематический расчёт привода
Дата конвертации06.08.2013
Размер314.3 Kb.
ТипДокументы
Содержание


Кинематический расчёт привода.


    1. Выбор мощности двигателя.

    2. Определение частот вращения.

    3. Определение передаточных чисел.

    4. Определение чисел оборотов валов.

    5. Определение вращающих моментов на валах.

    6. Срок службы приводного устройства.


Расчёт ремённой передачи.


    1. Проектный расчёт.

    2. Проверочный расчёт.


Проектирование редуктора.


    1. Выбор материала.

    2. Расчёт конической передачи.

    3. Разработка эскизного проекта.

      1. Определение консольных сил.

      2. Проектный расчёт валов.

      3. Подбор подшипников.

    4. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

    5. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

      1. Расчётная схема быстроходного вала.

      2. Расчётная схема тихоходного вала.

    6. Проверочный расчёт подшипников.

      1. Быстроходный вал.

      2. Тихоходный вал.

    7. Проверочный расчет валов на прочность.

      1. Расчет тихоходного вала.

      2. Расчет быстроходного вала.

    8. Проверочный расчет шпонок.

      1. Шпонка быстроходного вала под элементом зубчатой передачи.

      2. Шпонка тихоходного вала под муфтой.

      3. Шпонка тихоходного вала под колесом.

    9. Подбор и расчет муфты

    10. Смазка и смазочные устройства






Кинематический расчет привода.
    1. Выбор мощности двигателя.




      1. Мощность на выходе привода:

Pвыхода = = 4.46 кВт

1.1.2. КПД привода:

= рп· зп· м· оп=0.96·0.96·0.98·0.99=0.9

рп = 0.96 – КПД ременной клиновой передачи

зп = 0.96 – КПД закрытой конической передачи

муфты = 0.98 – КПД муфты

оп. = 0.99 – КПД опоры

      1. Требуемая мощность двигателя:

Pтр = Рвыхода/ η = 4.96 кВт

1.2. Определение частот вращения.

1.2.1. Частота вращения на выходе

nвыхода = V·60/(D· )= 64.935 об/мин

1.2.2. По таблице К9 [1] выбираем электродвигатель 4АМ132М8У3 (P=5.5 кВт, n=720 об/мин)

1.3. Определение передаточных чисел


1.3.1. Общее передаточное число привода



1.3.2. Передаточное число ременной передачи принимаем

1.3.3. Передаточное число открытой передачи


1.4 Определение частоты вращения на валах.


1.4.1. Вал двигателя:

n1 = 720 об/мин

1.4.2. Быстроходный вал редуктора:

n2=n1/uрем.пер=720/3=240 об/мин

1.4.3. Тихоходный вал редуктора:

n3=n2/uред=240/3.69 = 65.04 об/мин

1.5 Определение вращающих моментов на валах


1.5.1. Вал рабочей машины:

Твых = Ft·10^3·D/2 = 5.25·10^3·0.25/2 = 656.25 H·м

1.5.2. Тихоходный вал редуктора:

Tтввыхмуфты*ηоп = 656.25/0.98*0.99 = 676.41 Н·м

1.5.3. Быстроходный вал редуктора: Tбв = Ттв/(ηзп·uред) = 676.41/(0.96·3.69) = 190.95 Н·м

1.5.4. Вал двигателя :

Tдвиг = Тбв/(ηрем.пер·uрем.пер) = /(0.96·3) = 65.97 Н·м

1.6 Срок службы приводного устройства


Lh = 12000 ч.

2. Расчет ременной передачи

2.1. Проектный расчет.


2.1.1. Выбор сечения ремня:

По таблице 5.4 [1] выбираем нормальное сечение Б, т.к. номинальная мощность Pном = 4.96 кВт, а частота вращения n=720 об/мин.

2.1.2. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива, мм:

d1min = 125

2.1.3. Расчетный диаметр ведущего шкива, мм:

d1 = 140

2.1.4. Определяем диаметр ведомого шкива, мм:

d2 = u·d1(1-) = 415.8

Где - Коэффициент скольжения.

Округляем до стандартного d2 = 400 мм.

2.1.5. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного u:

;

2.1.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние a, мм:

а0.55(d1+d2)+h = 307.5

2.1.7 Расчетная длина ремня

мм

Выбираем стандартную величину l = 1600 мм

2.1.8. Уточнение межосевого расстояния:



2.1.9. Угол обхвата ремнем ведущего шкива:



2.1.10. Скорость ремня:

м/с

2.1.11. Частота пробегов ремня:

U=v/l = 5.28/1.6 = 3.3 с-1

2.1.12. Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм2

Значения Сa; Сl; Сz; Cp из таблицы 5.2 [1]

Сa = 0,89 - Коэффициент угла обхвата α1 на меньшем шкиве.

Сl = 1 - Коэффициент влияния отношения расчетной длины.

Cp = 1 - Коэффициент динамичности нагрузки.

Cz = 0.95 - Коэффициент числа ремней.

[P0] = 1.61 Н/мм2

[Pп]=[P0]CpСaClCz = 1.36 Н/мм2

2.1.13. Определяем количество клиновых ремней:

Z = Pном/[Pп] = 4.96/1.36 = 3.65

Принимаем z = 4.

2.1.14. Определяем силу предварительного натяжения:

Н

2.1.15. Окружная сила передаваемая ремнем:

Н

2.1.16. Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня:

Н; Н

2.1.17. Сила давления ремня на вал Fоп:

Н

2.2. Проверочный расчет


Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви max:

max=1+и+v[]р

Где Н/мм2

Н/мм2

v=ρv2·10-6 = 0.035Н/мм2

[]р = 10

max=1+и+v = 2.48+6+0.035 = 8.515  10 Н/мм2


Табличный ответ к задаче 2:

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

Клиновой

Частота пробегов ремня U, 1/с

3.3

Сечение ремня

Б

Диаметр ведущего шкива d1

140 мм

Количество ремней, z

4

Диаметр ведомого шкива d2

400 мм

Межосевое расстояние, а

351.87

Максимальное напряжение max, Н/мм2

8.5

Длина ремня, l

1600 мм

Предварительная натяжение ремня F0, Н

224.38

Угол обхвата ведущего шкива , град

137.9

Сила давления ремня на вал Fоп, Н

1675.18



3. Проектирование редуктора

3.1. Выбор материала:




3.1.1. Выбираем для шестерни и колеса материал: Сталь 45.

Для шестерни: HB=235...262;

σВ = 780 Н/мм2; σТ = 540 Н/мм2 σ-1 = 335 Н/мм2

Термообработка улучшение; HBср1=248.5

Для колеса: HB=179…207;

σВ = 600 Н/мм2; σТ = 320 Н/мм2 σ-1 = 260 Н/мм2

Термообработка нормализация; HBср2 = 193

3.1.2. Определение допускаемых контактных напряжений:





[]H01 = 1.8*НВср1+67 = 514.3

[]H02 = 1.8*НВср2+67 = 414.4

[]H01 = *НВср1+67 = 514.3

[]H02 = *НВср2+67 = 414.4

[]H = 414.4

3.1.3. Определение допускаемых напряжений изгиба:





[]F01 = 1.03*НВср1 = 256

[]F02 = 1.03*НВср2 = 198.8

МПа

МПа

[]F = 198.8

3.1.4. Составляем табличный ответ к задаче:

Эл-т передачи

Марка стали

Dпред,

Термообработка

HBср1,

σВ

σ-1

[]H

[]F

Sпред

HBср2

H/мм2

Шестерня

45

Dпред=125

Sпред=80

Улучшение

248.5

780

335

514.3

256

Колесо

45

Любые размеры

Нормализация

193

600

260

414.4

198.8



3.2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи:




3.2.1. Предварительное Kзначение диаметра внешней делительной окружности

мм

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине венца.

- коэффициент вида конических колес.

= 1.85 – при твердости колеса и шестерни H 350 HB


3.2.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:



3.2.3. Определяем внешнее конусное расстояние:



3.2.4. Ширина зубчатого венца шестерни и колеса, мм:

b=0.285·Re = 48

3.2.5. Внешний окружной модуль:



3.2.6. Число зубьев колеса z2 и шестерни z1





3.2.7. Фактическое передаточное число:

;

3.2.8. Действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2.

;

3.2.9. Коэффициент смещения инструмента по табл. 4.6

xe1=0,38


3.2.10. Основные геометрические размеры передачи:

Диаметры

Шестерня

Колесо

Делительный диаметр, мм





Диаметр вершин зубьев, мм





Диаметр впади зубьев, мм







3.2.11. Средний делительный диаметр:

d10.857de1 = 75.042

d20.857de2 = 275.153

3.2.12. Проверочный расчет:

;







Условия выполняются


3.2.13. Контактные напряжения:





=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес.

- определяется по таблице 4.3

Допускаемая недогрузка должна составлять не более 10%.

Условие выполняется, т.к. недогрузка составляет менее 7%.


3.2.14. Напряжение изгиба зубьев колеса F:

а) Колесо

Н/мм2

YF2=3.63 - коэффициент формы зуба колеса.

= 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес.

= 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

- коэффициент динамической нагрузки.

б) Шестерня



= 3.48 - коэффициент формы зуба колеса


3.2.15 Табличный ответ к задаче:

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Внешнее конусное расстояние Re

165.78

Внешний делительный диаметр de1

87.56

de2

321

Внешний окружной модуль me

3.7

Внеш. диаметр окружности вершин

dae1

97.3

dae2

322.25

Ширина зубчатого венца b

48

Внеш. диаметр окружности впадин

daf1

81.79

daf2

318.05

Средний делительный диаметр

d1

75

Число зубьев z1

24

z2

88

Вид зубьев

Прямые

d2


275.15


Угол делительного конуса

15.16



74.84




    1. Разработка эскизного проекта.



      1. Определение консольных сил:

а) Окружная сила

- На колесе:

- На шестерне:

б) Радиальная сила

- На шестерне:

- На колесе:

в) Осевая сила

- На шестерне:

- На колесе:

г) Консольная сила муфты




3.3.2. Проектный расчёт валов:

        1. Выбор материала валов:

Выбираем для шестерни и колеса материал: Сталь 45.

Для шестерни: HB=235...262;

σВ = 780 Н/мм2; σТ = 540 Н/мм2 σ-1 = 335 Н/мм2

Термообработка улучшение; HBср1=248.5

Для колеса: HB=179…207;

σВ = 600 Н/мм2; σТ = 320 Н/мм2 σ-1 = 260 Н/мм2

Термообработка нормализация; HBср2 = 193



        1. Определение геометрических параметров ступеней валов:

Первая ступень

Для шестерни: [τ]к=10 Н/мм2

Для колеса: [τ]к=20 Н/мм2




Стандартный размер d1быстр = 45 мм



Стандартный размер d1тих = 55 мм

l1бытр=1.5*d1быстр = 67.5 мм

Стандартный размер l1быстр = 71 мм

l1тих=1*d1тих=56 мм

Стандартный размер l1тих=56 мм


Вторая ступень

d2быстр=d1быстр+2t = 50.6 мм

Стандартный размер d2быстр = 50 мм

d2тих=d1тих+2t = 62 мм

Стандартный размер d2тих = 60 мм

l2быстр=0.6*d4быстр = 33 мм

Стандартный размер l2быстр = 32 мм

l2тих=1.25*d2тих = 75 мм

Стандартный размер l2тих = 80 мм

Третья ступень


d3быстр = d4быстр+3.2r = 64.6 мм

Стандартный размер d3быстр = 65 мм

d3тих=d2тих+3.2r = 69.6 мм

Стандартный размер d3тих = 71 мм

l3быстр - определяется графически

l3тих - определяется графически


Четвёртая ступень

d4быстр=d5быстр+2=50 мм

Стандартный размер d4быстр=50 мм

d4тих = d2тих= 62 мм

Стандартный размер d4тих= 60 мм

l4быстр - определяется графически

l4тих = Т+с = 60

Стандартный размер l4тих=41 мм


Пятая ступень

d5быстр = 65

Стандартный размер d5быстр = 65 мм

d5тих = d3тих+2f = 77 мм

Стандартный размер d5тих = 80 мм

l5быстр = 15 мм

l5тих - определяется графически



      1. Предварительный подбор подшипников.

- Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7511 схема расположения врастяжку. (d = 55 мм; D = 100 мм; T = 27 мм; Cr = 80 кН; C0r = 61 кН)

- Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7512 схема расположения враспор. (d = 60 мм; D = 110 мм; Т = 30 мм; Cr = 94 кН; C0r = 75 кН)



    1. Определение реакций в опорах подшипников:

Быстроходный вал:


1. Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции:

;







б) Проверка:



в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

M1 = Fa1*d1/2 = 17.4;

M2 = Fa1*d1/2 – Fr1*l1 = -39.2

M3 = -Fоп·lоп = -2262*0.047 = -142.39

M4 = 0

2. Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции:

;



;



б) Проверка:

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

M1 = 0

M2 = Ft1*l1 = 162.8

M3=0

M4=0

3. Строим эпюру крутящих моментов:



4. Суммарные радиальные реакции:





5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:







      1. Расчётная схема тихоходного вала.



1. Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции:

;

;



б) Проверка:

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

M1 = 0;

M2 = -Rcy* = -77.5

M2 = RDy* = 158.32

M3=0

2. Горизонтальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции:

;

;



б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M1 = 0;

M2 = -Rcx* = -625.85

M3 = -FМ*lМ = -393.37

M4 = 0;

3. Строим эпюру крутящих моментов:



4. Суммарные радиальные реакции:





5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях






3.6. Проверочный расчёт подшипников.

3.6.1. Быстроходный вал.

- Проверяем пригодность выбранного подшипника 7511, схема расположения врастяжку. (d = 55 мм; D = 100 мм; T = 27 мм; Cr = 80 кН; C0r = 61 кН)

- Т.к. известно, что наиболее рекомендована для применения легкая серия подшипников, выберем для проверки на пригодность подшипник 7211.

(d = 55 мм; D = 100 мм; T = 23 мм; Cr = 57.9 кН; C0r = 46.1 кН)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения: e = 0.41

б) Коэффициент радиальной нагрузки: X = 0.4

в) Коэффициент осевой нагрузки: Y = 1.46

г) Осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника:

Rs1 = 0.83*e*Rr1 = 1223.96

Rs2 = 0.83*e*Rr2 = 2375.53

д) Осевые нагрузки подшипников:

Ra1= Ra2 - Fa = 1911

Ra2 = 2376

е) Радиальная нагрузка подшипников:

Rr1 = 3597

Rr2 = 6981

ж) Ra1/VR1 = 0.531 > e

Ra2/VR2 = 0.34 < e

V = 1 – коэффициент вращения.

Kб = 1 – коэффициент безопасности.

Кт = 1 – температурный коэффициент.

Определяем эквивалентную нагрузку:





Расчетная динамическая грузоподъемность, Н. :

m = 3 – показатель степени.

a1 = 1 – коэффициент надежности.

а23 = 0.6 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n = 240 – частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, об./мин.

38169.5

Сrp < Cr

Подшипник подходит.


Расчетная базовая долговечность, ч. :





Подшипник подходит.


3.6.2. Тихоходный вал.

- Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7512 схема расположения враспор. (d = 60 мм; D = 110 мм; Т = 30 мм; Cr = 94 кН; C0r = 75 кН)

- Т.к. известно, что наиболее рекомендована для применения легкая серия подшипников, выберем для проверки на пригодность подшипник 7212.

(d = 60 мм; D = 110 мм; Т = 24 мм; Cr = 72.2 кН; C0r = 58.4 кН)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения: e = 0.35

б) Коэффициент радиальной нагрузки: X = 0.4

в) Коэффициент осевой нагрузки: Y = 1.71

г) Осевые составляющие, Н. :

Rs1 = 0.83*e*Rr1 = 615.87

Rs2 = 0.83*e*Rr2 = 2330

д) Осевые нагрузки подшипников, Н. :

Ra1 = 615.87

Ra2 = Ra1 + Fa = 3624

ж) Ra1/VR1 = 0.29 < e

Ra2/VR2 = 0.643 >e

Эквивалентная нагрузка, Н. :





Более нагружен подшипник 2.


Расчетная динамическая грузоподъемность, Н. :

m = 3 – показатель степени.

a1 = 1 – коэффициент надежности.

а23 = 0.6 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n = 65.04 – частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, об/мин.



Сrp < Cr

Подшипник подходит.


Расчетная базовая долговечность, ч. :





Подшипник подходит.



    1. Проверочный расчет валов на прочность

      1. Тихоходный вал

Посадка колеса с натягом. (3-я ступень)


Материал вала: Сталь 45 (σ-1 = 260 Н/мм2 -1 = 150.8 Н/мм2) d = 71 мм;


а) Нормальные напряжения:





б) Касательные напряжения:





в) Коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений:





Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения.

KF = 1 – коэффициент влияния шероховатости.

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:





д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:






е) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:




Вал прочный.

Тихоходный вал, посадка подшипника с натягом. (2-я ступень)

d = 60 мм;

а) Нормальные напряжения:





б) Касательные напряжения:





в) Коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений:





Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения.

KF = 1 – коэффициент влияния шероховатости.

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:





д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:






е) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:



Вал прочный.



      1. Быстроходный вал.

Посадка подшипника с натягом. (4-я ступень)

Материал вала: Сталь 45 (σ-1 = 335 Н/мм2 -1 = 194.3 Н/мм2) d = 55 мм;

а) Нормальные напряжения:





б) Касательные напряжения:





в) Коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений:





Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения.

KF = 1 – коэффициент влияния шероховатости.

г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:





д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:






е) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:



Вал прочный.


3.8. Проверочный расчет шпонок

3.8.1. Шпонка быстроходного вала под элементом зубчатой передачи:


Шпонка: 14x9x80 (ГОСТ 23360-78) d = 45 мм

Ft = 4932.98

Lр = l-b = 66

t1 = 5.5

Aсм = (0.94 h – t1) b = 195.36

см = Ft/Aсм = 25.25


3.8.2. Шпонка тихоходного вала под муфтой:

Шпонка: 16x10x80 (ГОСТ 23360-78) d = 56 мм

Ft = 4932.98

Lр = l-b = 64

t1 = 6

Aсм = (0.94 h – t1) b = 217.6

см = Ft/Aсм = 22.67


3.8.3. Шпонка тихоходного вала под колесом:

Шпонка: 25x14x80 (ГОСТ 23360-78) d = 56 мм

Ft = 4932.98

Lр = l-b = 55

t1 = 9

Aсм = (0.94 h – t1) b = 228.8

см = Ft/Aсм = 21.56


3.9. Подбор и расчет муфты

- Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращательный момент, установленный стандартом.

Расчетный момент:

Tр=T∙K=676.41∙1,3 = 879.33 Н∙м

К=1,3 – коэффициент режима нагрузки.

Выбираем цепную однорядную муфту 1000-56-I.1-56-I.2-У3 ГОСТ 13568-75 по таблице К26.

Диаметр отверстия 56 мм.

Момент T=1000 Н∙м

Lцил = 224 мм

Lкоп = 172 мм

D=210 мм



    1. Смазка и смазочные устройства

- Смазку выбирают в зависимости от окружной скорости и контактного давления в зацеплении. Чем выше эти критерии, тем выше должна быть вязкость масла.

- Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

- В нашем случае выбираем по ГОСТ 17479.4-87 марку масла для редуктора: И-Г-А-68.

- В конических редукторах в масляную ванну должны быть полностью погружены зубья конического колеса или шестерни.

- Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

- Слив масла предусмотрен с помощью сливного отверстия в основании корпуса редуктора, закрываемого пробкой с цилиндрической резьбой.

Ваша оценка этого документа будет первой.
Ваша оценка:

Похожие:

Кинематический расчёт привода iconВыбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода…5
340.4kb.   ...
Кинематический расчёт привода icon1. Энергетический и кинематический расчеты привода
346.3kb.  
Кинематический расчёт привода iconI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
313kb.   Кпд муфты примем ηм= 0,95; кпд закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; кпд открытой зубчатой η2=0,95; кпд барабана ηб= 0,99; коэффициент,...
Кинематический расчёт привода iconI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
552.8kb.   Кпд муфты примем ηм= 0,95; кпд закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; кпд открытой зубчатой η2=0,95; кпд барабана ηб= 0,99; коэффициент,...
Кинематический расчёт привода icon1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт 2 Расчёт зубчатой передачи
290.7kb.  
Кинематический расчёт привода icon1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
269kb.  
Кинематический расчёт привода iconВыбор электродвигателя и кинематический расчет
22.5kb.  
Кинематический расчёт привода icon1. 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
32.5kb.  
Кинематический расчёт привода iconКурсовой проект - Расчёт для построение цилиндрического редуктора - Выбор электродвигателя и кинематический расчет
15.6kb.   В данном проекте можно скачать пояснительную записку для расчёта цилиндрического редуктора.Обычно,те кто учиться на технологическом...
Кинематический расчёт привода iconКурсовой проект - Расчёт для построение цилиндрического редуктора - Выбор электродвигателя и кинематический расчет
15.8kb.   В данном проекте можно скачать пояснительную записку для расчёта цилиндрического редуктора.Обычно,те кто учиться на технологическом...
Разместите кнопку на своём сайте:
Рефераты


База данных защищена авторским правом ©CoolReferat 2000-2018
обратиться к администрации | правообладателям | пользователям
Основная база рефератов
Рефераты