Курсовой проект тема: «Конструирование зубчатого мотор редуктора автоматических устройств»

Реферат скачан с сайта allreferat.wow.ua



Конструирование зубчатого мотор - редуктора автоматических устройств


Министерство высшего и среднего специального образования РФ Санкт-Петербургский Государственный Технологический Институт (Технический Университет) Кафедра теоретических основ химического машиностроения КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Тема: «Конструирование зубчатого мотор - редуктора автоматических устройств» Вариант 27 Выполнил студент группы 891 Солнцев П.В. Принял преподаватель Можаева Н.П. Санкт – Петербург 2001 год Содержание:Введение3 Содержание задания1. Кинематический расчет2. Расчет крутящих моментов3. Определение модуля передачи4. Определение диаметров валов5. Проектирование червячной передачи6. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи7. Проектирование конической зубчатой передачи8. Расчет мертвого хода редуктора1. Точность зубчатых и червячных передач2. Допуски формы и расположения поверхностей зубчатых колес и червяков3. Требование к базовым поверхностям зубчатых колес и червяков4. Требование к шероховатости поверхностей1. Конструктивные элементы валов2. Кинематическая схема трехступенчатого мотор – редуктора и силы, действующие в зацеплении3. Приведение сил к оси вала4. Определение эквивалентных моментов, действующих в поперечных сечениях вала5. Уточненный расчет вала6. Определение долговечности подшипников каченияСписок литературы Введение Редуктором называют механизм, служащий для передачи мощности отэлектродвигателя к рабочему органу исполнительного устройства. С помощьюредукторов осуществляют уменьшение угловой скорости, а также увеличениевыходного момента. В зависимости от требуемого расположения геометрическихосей валов, между которыми передаётся вращение, и необходимогопередаточного числа в редукторах используют цилиндрические, конические, атакже червячные зубчатые передачи. Зубчатые и червячные редукторы характеризуются высокой надежностью,долговечностью, постоянством передаточного числа и простотой вэксплуатации. Они имеют малый вес и небольшие габариты при обеспечениибольших передаточных чисел. Для передачи вращательного движения широко используют зубчатые ичервячные механизмы. Если геометрические параллельны, то применяютцилиндрические зубчатые колеса, если оси валов пересекаются, то коническиезубчатые колеса, а при перекрещивающихся осях валов ведущим звеном являетсячервяк, ведомым – червячное колесо. Каждую передачу, состоящую из двухколес, независимо от ее типа называют ступенью. Стандарт ГОСТ 2.402-68 (СТ СЭВ 286-76) устанавливает условныеизображения всех типов зубчатых колес и червяков. Чтобы правильно оформитьрабочие чертежи зубчатых колес и червяков, необходимо знать способынарезания зубьев, геометрические соотношения элементов эвольвентногозацепления, степени точности, предельные отклонения размеров и требуемыхшероховатостей поверхностей всех конструктивных элементов. Для поддержания вращающихся деталей и передачи крутящих моментов междуними служат валы. От прочности и жесткости валов во многом зависитработоспособность механизмов. Чтобы уменьшить габариты редуктора в целом, электродвигатель частоустанавливают непосредственно в его корпусе. При этом ведущее колесо первойступени насаживают непосредственно на вал электродвигателя, поэтому валэлектродвигателя одновременно является входным валом редуктора. Такиеконструкции принято называть мотор – редукторами. 1. Содержание задания Целью работы является разработка конструкции трехступенчатого мотор –редуктора, кинематическая схема которого включает в себя червячную,коническую и цилиндрическую прямозубые передачи. Выполнить рабочие чертежи зубчатых колес и червяков, а также изложитьметод расчета и конструирование валов малогабаритных редукторов приборов. Исходные данные 1. Последовательность передачи Ч – Ц – К; первая степень – червячная, вторая ступень – цилиндрическая, третья ступень – коническая. 2. Тип электродвигателя: СЛ – 261 ТВ 3. Угловая скорость выходного вала редуктора [pic] 4. Степень точности передач 7 – Д Технические характеристики электродвигателя СЛ – 221 ТВ 1. Номинальная мощность на валу – 24 Вт. 2. Угловая скорость – 380 рад/с. 3. Напряжение – 110 В. 4. Момент на валу – 0,065 Н.м. 5. Габаритные размеры – L=120,4 мм, L1=69.9 мм. 1.2 Кинематический расчет Общее передаточное число редуктора [pic] следует разбить по ступеням: U=UцUkUч, где UцUkUч – соответственно передаточные числа зубчато-цилиндрической, зубчато-конической и червячной ступеней. Задается: Uц=4 Uk=2 Uч=[pic] отсюда число заходов червяка Zч=3 и число зубьев червячногоколеса Zк=40 [pic] Выбираем число зубьев ведущих цилиндрических Zц1=30 и конических колесZк1=26 и определяем число зубьев ведомых: [pic] Тогда фактическое значение передаточного числа редуктора после округлениячисел зубьев до целых величин: [pic] Действительное значение передаточного числа должно удовлетворять условию: [pic] 1.3 Расчет крутящих моментов[pic][pic][pic][pic] 1.4 Определение модуля передачи[pic][pic][pic] 1.5 Определение диаметров валов[pic][pic][pic][pic] - диаметр штифта [pic][pic]2 мм[pic]3 мм[pic]4 мм 1.6 Проектирование червячной передачи Расчет геометрических параметров червяка|Наименование |Обозначе|Формула |Результат ||параметра |ние | |расчета ||Диаметр цапфы под |d |?dв+(1[pic]2) |10 ||подшипник, мм | | | ||Диаметр упорного |d2 |- |12 ||кольцевого выступа, мм | | | ||Коэффициент диаметра |q |[pic] |18 ||Диаметр длительной |d1 |mq |14,4 ||окружности, мм | | | ||Диаметр окружности |da |m (q+2) |16 ||вершин витков, мм | | | ||Диаметр окружности |df |m (q-2,5) |12,4 ||впадин витков, мм | | | ||Длина нарезанной части |b |[pic] |11,7 | Расчет геометрических параметров червячного колеса|Наименование |Обозначе|Формула |Результат ||параметра |ние | |расчета ||Диаметр длительной |d |mn zк |32 ||окружности, мм | | | ||Диаметр окружности |da |mn (zк+2) |33,6 ||вершин, мм | | | ||Диаметр окружности |df |mn (zк-2,5) |30 ||впадин, мм | | | ||Радиус образующей |R |0,5d1- mn |6,4 ||вершин зубьев, мм | | | ||Наибольший диаметр | | |34,8 ||колеса, мм: |dм | | ||при zч=2[pic]3 |dм |da+1,5 mn | ||Ширина венца, мм: |b | |12 ||при zч=1[pic]3 |b |?0,75 da | ||Межосевое расстояние, | |0,5mn (q+ zк) |23,2 ||мм | | | ||Угол между боковыми |2? |см. табл. 8 |60 ||скосами зубьев, град | | | ||Диаметр выточки, мм |D |~ df-4 |26 ||Диаметр ступицы, мм |dс |1,3 dв |10,4 ||Диаметр окружности |Do |0,5 (D+ dс) |18,2 ||расположения центров | | | ||отверстий облегчения, | | | ||мм | | | ||Диаметр отверстия |dо |0,4(D - dс) |6,24 ||облегчения, мм | | | ||Число отверстий |zо |~1,5[pic] |4 ||облегчения | | | | 1.7 Проектирование цилиндрической зубчатой передачи Расчет размеров прямозубых цилиндрических колес|Наименование |Обозначе|Формула |Результаты ||параметра |ние | |расчета || | | |ведущее |ведомое || | | |колесо |колесо ||Диаметр длительной |d |mn zц |20 |80 ||окружности, мм | | | | ||Диаметр окружности |da |mn (zц+2) |21.6 |81.6 ||вершин зубьев, мм | | | | ||Диаметр окружности |df |При mn <1 мм |17.84 |77.84 ||впадин зубьев, мм | |mn (zц-2,7) | | ||Ширина венца, мм |b |?mn |4 ||Межосевое расстояние, |?W |0,5mn (zц1+ zц)|50 ||мм | | | ||Длина ступицы, мм |?с |[pic]1,3 dв |10.4 |15.6 ||Диаметр ступицы, мм |dс |[pic]1,6 dв |12.8 |19.2 ||Расстояние от торцовой |Н |0,5 ?с |5.2 |7.8 ||поверхности ступицы до | | | | ||центра отверстия под | | | | ||штифт, мм | | | | ||Размер фасок, мм |С |[pic]0,5 mn |0.4 ||Диаметр отверстия |dо |0,4(df - dс) |2.0 |23.5 ||облегчения, мм | | | | ||Диаметр окружности |D |0,5(df + dс) |Отверстия |48.5 ||расположения центров | | |облегчения| ||отверстий облегчения, | | |делать не | ||мм | | |следует | ||Число отверстий |zо |[pic]1,5[pic] | |3 ||облегчения | | | |отверстия | 1.8 Проектирование конической зубчатой передачи Расчет геометрических параметров прямозубых конических колес|Наименование |Обозначе|Формула |Результаты ||параметра |ние | |расчета || | | |ведущее |ведомое || | | |колесо |колесо ||Диаметр длительной |d |m zк |35 |70 ||окружности, мм | | | | ||Угол начального конуса |[pic] |[pic] |26,5 | ||ведущего колеса, град | | | | ||Угол начального конуса |[pic] |90о - [pic] | |63,4 ||ведомого колеса, град | | | | ||Диаметр окружности |da |d+2m cos[pic] |37,2 |71,2 ||вершин зубьев, мм | | | | ||Диаметр окружности |df |d-2,5m cos[pic]|32,7 |68,9 ||впадин зубьев, мм | | | | ||Угол дополнительного |? |90о - [pic] |63,4 |26,6 ||конуса, град | | | | ||Длина образующей |L |[pic] |41,6 ||начального конуса, мм | | | ||Угол головки зуба, град|?г |[pic] |1,73 |1,8 ||Угол ножки зуба, град |?н |[pic] |2,15 |2,25 ||Угол конуса вершин, |[pic] |[pic] |28,3 |65,2 ||град | | | | ||Угол конуса впадин, |[pic] |[pic] |24,4 |61,2 ||град | | | | ||Ширина венца, мм |b |[pic]0,33L |13,74 |13,13 ||Длина ступицы, мм |?с |3 dш |9 |12 ||Расстояние от торца |l |?c + 3m cos ? |13,7 |15,4 ||ступицы до вершины | | | | ||зуба, мм | | | | ||Расстояние от торца |k |l ± L cos [pic]|48,66 |29,17 ||ступицы до вершины | | | | ||конуса, мм | | | | ||Размер фасок, мм |с |[pic]0,3 m |0,375 ||Диаметр ступицы, мм |dс |1,6 dв |19,2 |24 | 1.9 Расчет мертвого хода редуктора. Вероятный максимальный мертвый ход отдельной передачи определяетсяуглом поворота ведомого колеса при неподвижном ведущем звене. Угол поворота ведомого колеса рассчитывают по формуле: [pic], где j n min – минимальный гарантированный боковой зазор, мм (табличноезначение). d – диаметр делительной окружности, мм. [pic] [pic] [pic] Мертвый ход трехступенчатого редуктора с учетом боковых зазоров междузубьями, определяемый по углу поворота выходного вала: [pic]На мертвый ход редуктора влияет также упругая деформация валов, врезультате которой вал получает угол закручивания [pic], угловые минуты: [pic] где М i – крутящий момент на валу l i – рабочая длина i-го вала G – модуль сдвига для стали – 80 ГПа I Pi – полярный момент инерции поперечного сечения вала. [pic] где di – наименьший диаметр участка вала, на котором передаетсякрутящий момент. [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic] [pic][pic] 2.1 Точность зубчатых и червячных передач. Погрешности изготовления и монтажа элементов передач вызывают шум,вибрации, нагрев, несогласованность углов поворота ведущего и ведомогозвеньев, ошибки от мертвого хода. По точности изготовления зубчатые колеса и передачи разделены на 12степеней. Для каждой степени точности установлены нормы кинематическойточности, плавности работы и контакта зубьев. Кинематическая точность характеризуется величиной погрешности передачи,т. е. разностью между действительным и расчетным углами поворота ведомогоколеса. Кинематическая точность является основным требованием дляделительных и отсчетных устройств. Она обеспечивается за счет малогорадиального биения зубчатого колеса и применения высокоточных станков иинструментов. Независимо от степени точности стандартами установлены различные видысопряжения зубьев в передаче. За основу деления видов сопряжения принятавеличина бокового зазора. Нормы бокового зазора необходимы для устранениязаклинивания зубьев и ограничения мертвых ходов, а также для размещениясмазки и компенсации температурных деформаций. Боковой зазор не зависит отточности изготовления и определяется в основном величиной межосевогорасстояния. На рабочих чертежах зубчатых колес и червяков должны быть указанытребуемые степени точности по трем нормам и виду сопряжения. В условныхобозначениях последовательно записывают три цифры (степени по нормамкинематической точности, нормам плавности, нормам контакта) и буквууказывающую вид сопряжения. Если первые три нормы имеют одинаковые степени точности, то в условномизображении указывают одну цифру, как в данном случае: 7 – Д. 2.2 Допуски формы и расположения поверхностей зубчатых колес и червяков. В процессе изготовления зубчатых колёс и червяков возникают погрешностиформы и взаимного расположения их поверхностей, что существенно снижаетточность механизмов. Стандарт СТ СЭВ 301-76 предусматривает классификацию допусков иотклонений формы и расположения поверхностей. К группе отклонений формыповерхностей относят непрямолинейность, неплоскостность, некруглость,нецилиндричность и отклонения профиля продольного сечения. К группе суммарных отклонений формы и расположения поверхностей относятдва основных вида отклонений: радиальное и торцевое биения. Для оценки точности расположения поверхностей назначают базы. Под радиальным биением [pic] понимают разность наибольшего а инаименьшего, а расстояния от точек до базовой оси вращения в сечении,перпендикулярном к этой оси: [pic] Радиальное биение является результатом смещения геометрического центраколеса относительно оси вращения и некруглости наружной поверхности. Радиальным биением зубчатого венца называют наибольшую разностьрасстояний от базовой оси колеса до делительной прямой нормальногоисходного контура. Торцевым биением [pic]называют разность наибольшего b и наименьшего bрасстояний от точек реальной торцовой поверхности колеса, расположенных наокружности заданного диаметра Д, до плоскости N-N, перпендикулярной кбазовой оси вращения: [pic] Если диаметр Д не задан, то торцовое биение определяют на наибольшемдиаметре колеса. Торцевое биение является результатом неперпендикулярноститорцовой плоскости к базовой оси колеса и отклонения формы торца по линииизмерения. 2.3 Тре6ования к базовым поверхностям зубчатых колёс и червяков. Основными технологическими базами при нарезании зубьев или витковчервяка является: отверстия зубчатых и червячных колёс, используемые для посадки колёс навал; опорные части вала (цапфы) червяка; наружные поверхности нарезной части зубчатых, червячных колес ичервяков, используемые для выверки заготовки на зуборезном станке. Квалитеты (классы точности) для этих элементов назначают в зависимостиот требуемой степени точности зубчатых и червячных передач. Посадка в ЕСДП СЭВ согласно СТ СЭВ 145-75 образуется сочетанием полядопуска отверстия и поля допуска вала. 3.1 Конструктивные элементы валов. При монтаже валов следует обеспечить удобство монтажа и демонтажанасаживаемых на него деталей. В связи с этим конструкции валов обычновыполняют ступенчатыми. Образование ступеней связано с установкой деталейна валу по соответствующей посадке, наличие нерабочих участков, нетребующих высокой точности размеров. Валы вращаются в опорах, которыми служат подшипники качения илискольжения. Опорные части валов называются цапфами. Для уменьшения концентрации напряжений в местах перехода от одногоучастка вала к другому разность между диаметрами ступеней должна бытьминимальной. Плавный переход от одной ступени к другой называют галтелью. Радиусы галтелей R принимаются по рекомендациям. Для ограничения перемещения деталей на валах в осевом направлениипредусматривают бурты. Цапфы валов подвергают тщательной обработке. Для выхода шлифовальногокруга в местах перехода от меньшого диаметра к большему изготавливаюткольцевые канавки, иначе часть поверхности цапфы окажется недошлифованнойиз-за скруглённости краев шлифовального круга и посадка подшипников будетзатруднена. Для передачи крутящего момента и закрепления колес в осевом направлениина валу и в ступице колеса предусматривают отверстия под штифт. Точность изготовления вала определяется точностью выполнения егоразмеров, формы и расположения поверхностей. Допуски на посадочные размерывала назначают в зависимости от посадок отдельных деталей. В местах посадки подшипников при вращении внутреннего кольцарекомендуют поля допусков для вала n6, m6, k6. Свободные размеры принимаютпо 14 квалитету. 3.2 Кинематическая схема мотор-редуктора и силы, действующие в зацеплениях зубчатых колес. Кинематическая схема трехступенчатого мотор - редуктора включает в себячервячную, коническую и цилиндрическую прямозубые передачи (см. лист 3). Точность построения кинематической схемы пространственных механизмовопределяет правильность расчета валов. Цилиндрические зубчатые колеса при изображении в аксонометрии принимаютформу эллипсов. Направление осей валов должно быть параллельно осям пространственнойсистемы координат. Точки пересечения эллипсов следует рассматривать, какполосы зацепления передач. Векторы сил, действующих в зацеплениях зубчатыхпередач, должны быть направлены параллельно ребрам куба. Для расчета валов на прочность необходимо найти все силовые факторы,действующие в зацеплениях. Сила взаимодействия между зубьями червячного колеса и витками червякаможет быть разложена на три взаимно перпендикулярные составляющие: окружное:[pic] радикальное: [pic] [pic]- угол подъема винтовой линии червяка. [pic] осевое: [pic] Для червячного колеса и червяка справедливы следующие соотношения: [pic] Для прямозубой цилиндрической передачи усилия, действующие взацеплении, определяются по зависимостям: окружное:[pic] радикальное: [pic] Для цилиндрической зубчатой передачи усилия ведомо и ведущего колесдолжны быть равны: [pic] Полное усилие, действующее в зацеплении конической прямозубой передачи,можно разложить на три составляющие, которые вычисляются по формулам: окружное:[pic] радикальное: [pic] [pic]- угол начального конуса ведущего конического колеса. осевое: [pic] Для конической передачи справедливы соотношения: [pic] Векторы окружных усилий [pic] на ведущих колесах направлены в сторону,противоположную угловой скорости вращения вала. Вращение валаэлектродвигателя следует принять по часовой стрелке. Радикальные усилия [pic] направлены по радиусу к центру колес. В конической прямозубой передаче осевые усилия [pic] всегда направленыот вершин к основаниям конусов. 3.3 Приведение сил к оси вала Окружные и осевые нагрузки на вал от зубчатых колес передаются спомощью штифтов. Для получения расчетной схемы вала необходимо все силы, действующие назубчатые колеса, привести к оси вала. В поперечном сечении вала действуют следующие силовые факторы:продольная сила N=Fa, которая, в зависимости от установки вала в опорах,может вызывать растяжение или сжатие, поперечная сила Ft, вызывающая изгибвала в плоскости V; моменты Ми, изгибающий вал в плоскости V и Mk,вызывающий кручение в плоскости W. 3.4 Определение эквивалентных моментов действующих в поперечных сечениях вала. Основным критерием работоспособности валов является прочность. Валыкроме кручения испытывают изгиб и растяжение или сжатие, поэтому требуетсяопределить эквивалентные моменты. Эпюры эквивалентных моментов позволяютвыявить сечения, где возникают наибольшие моменты, и найти действительноераспределение напряжений по длине вала. При составлении расчетной схемы вал рассматривают как балку с шарнирно– подвижной и шарнирно – неподвижной опорами. Балка в соответствии сприведением сил нагружается сосредоточенными силами и моментами. Точкиприложения сил моментов принимаются по середине длины элемента, передающегоих. На листе 3 предоставлена расчетная схема выходного вала редуктора, накотором установлено коническое зубчатое колесо. Силы Fa и Fr действуют вплоскости V, а Ft – в плоскости H. Силы Fa, при перенесении её к оси валасоздаст в поперечных сечениях продольную силу, равную ей по величине иодинаковую по направлению, и изгибающий момент [pic] (d – делительныйдиаметр конического колеса). Следовательно, силы, действующие на вал, целесообразно рассматривать,последовательно составляя расчетные схемы вала в плоскости V, а затем вплоскости H. После определения опорных реакций и построения эпюр изгибающих моментовв каждой плоскости следует геометрически сложить эти эпюры, определив длякаждого сечения вала значения суммарного изгибающего момента: [pic] Эквивалентный момент по III теории прочности определяется из выражения: [pic] где МК – крутящий момент. Крутящий момент передается на вал от зубчатого колеса через ступицу иштифт. 3.5 Уточненный расчет вала. Уточненный расчет учитывает все факторы, влияющие на усталостнуюпрочность: характер напряжений, наличие концентраторов напряжений,абсолютные размеры валов, обработку поверхностей и прочностныехарактеристики материалов, из которых изготовлены валы. Для валов запас прочности определяют из выражения: [pic] Запас усталостной прочности по нормальным напряжениям рассчитывается: [pic] [pic] где (-1 – предел выносливости материала вала при симметричном циклеизгиба; ?-1 - предел выносливости материала вала при симметричном циклекручения; (а – амплитуда цикла нормальных напряжений. 3.6 Определение долговечности подшипников. Подшипники выбирают по диаметру цапфы вала, после чего долговечностьподшипников рассчитывают по формуле. [pic] где n – частота вращения, об/мин. [pic] C – динамическая грузоподъемность, С=1160 Н С0 – статическая грузоподъемность, С0=570 Н (- показатель степени: для шарикоподшипников (=3. Приведенную нагрузку для радиальных и радиально-упорныхшарикоподшипников определяют по формуле: P=(x(Fr + yFa)(б (t где x и y – коэффициент радиальной и осевой нагрузок. ( - коэффициент вращения, (=1 при вращении внутреннего кольца. Fr и Fa – соответственно радиальные и осевые силы воспринимаемыеподшипником. (б – коэффициент безопасности, (б =1,1 – при небольших перегрузках. (t – температурный коэффициент. [pic] , где RV и RH – реакции опор. 1.Определение долговечности первого подшипника. [pic] [pic] [pic] e = 0,3 При отношении[pic] осевую силу не учитывают, принимая х=0,56 и y=1,45 P=96,7 Н [pic] 2.Определение долговечности второго подшипника. [pic] [pic] [pic] e = 0,26 х=0,56 и y=1,71 P=124,47 Н [pic]| | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | || | | | | Список литературы: 1. Допуски и посадки: Справочник. В 2-х частях, В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинскиий. – 6-е изд., переркаб. и доп. – Л.: Машиностроение, 1982. – Ч. 1. 543 с.; Ч. 2. 448 с. 2. Подшипники качения: Справочник – каталог/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского.- М.: Машиностроение, 1984.- 280 с. 3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие/ В.Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под. общ. ред. В.Н. Кудрявцева.- Л.: Машиностроение, 1983. 400 с. 4. Заплетохин В.А. Конструирование соединений деталей в приборостроении: Справочник. – Л.: Машиностроение, 1985. – 223 с. 5. Допуски и посадки. Справочник в 2-х ч. Под. ред. В.Д. Мягкова. – М.-Л.: Машиностроение, Ленинградское отделение, 1978. с. 1032. 6. Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. – М.: Машиностроение, 1975, с. 471. 7. Мягков В.Д. Краткий справочник конструктора. – Л.: Машиностроение, 1975, с. 814. 8. СТ СЭВ 1052-78. Метрология единиц и физических величин. 9. Жуков К.П., Кузнецова А.К. и др. Расчет и проектирование деталей машин. Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1978, с. 247.10. Биргер А.Б., Шорр Б. Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. Справочник. – М.: Машиностроение, 1979, с. 207.11. СТ СЭВ 144-75. Единая система допусков и посадок для стран членов СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки, - М., 1975.12. Заплетохин В.А. Проектирование трехступенчатого зубчато-червячного мотор редуктора. - Л.: ЛТИ им. Ленсовета, 1975, с. 34.13. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Учебное пособие. – М.: Машиностроение, 1976.14. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В. и др. Подшипники качения. Справочник. – М.: Машиностроение, 1975.15. СТ СЭВ 1952-78. Метрология. Единицы физических величин. – М., 1978. Добавить документ в свой блог или на сайт
nevinosimaya-legkost-bitiya-stranica-14.html
nevinosimaya-legkost-bitiya-stranica-16.html
nevinosimaya-legkost-bitiya-stranica-18.html
nevinosimaya-legkost-bitiya-stranica-19.html
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат
Реферат