Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання

Визначення кінематичних і силових параметрів приводу. Проектний розрахунок циліндричної прямозубної передачі. Проведення розрахунку валів та підшипників редуктора, а також клинопасової передачі. Правила змащування, підйому та транспортування редуктора.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 19.04.2012
Размер файла 1000,0 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

НТУ, кафедра ДМ

Завдання на курсову роботу

№ 102

Пара-метри

Потужність двигуна,

Рдв

Частота обертання вала двигуна, nдв

Передаточне число

Термін служби привода, Lh

зубчастої передачі, uзп

пасової передачі,

uкп

кВт

хв-1

-

-

год

1

7,5

1455

4,5

2,8

29000

2

4,0

1430

6,3

2,8

21000

3

7,5

2900

5,6

3,4

30500

4

5,5

720

3,55

2,8

23000

5

3,0

700

3,15

2,8

15500

6

5,5

1445

4,5

3,0

22500

7

5,5

965

4,5

3,2

24500

8

4,0

2880

5,0

4,5

22500

9

3,0

955

3,55

3,5

16500

10

3,0

700

4,5

2,2

20500

11

7,5

970

3,15

3,0

23500

12

4,0

950

5,0

2,0

21500

13

3,0

1435

4,0

3,0

17000

14

4,0

720

4,5

3,5

19000

15

5,5

1445

5,0

3,0

25000

16

3,0

2840

5,6

4,0

18500

17

4,0

950

3,15

3,8

20500

18

5,5

2880

5,6

3,6

26500

19

7,5

730

3,15

2,6

27000

20

7,5

970

4,0

2,5

28500

21

5,5

1445

5,6

3,2

20000

22

7,5

970

3,55

3,0

25000

23

3,0

700

3,55

3,4

21000

24

5,5

2880

5,0

4,0

24000

25

7,5

955

5,0

3,2

23000

26

3,0

970

5,0

2,6

19000

27

5,5

1430

6,3

1,5

20000

28

7,5

2840

3,55

2,0

17000

29

4,0

965

4,0

2,2

15000

30

3,0

720

3,15

3,6

21000

Результати розрахунків

n1=323,33 хв-1

n2= 102,64 хв-1

Т1= 206 Н· м

Т2= 623,13 Н· м

aw = 140 мм

d1 = 68 мм

d2 = 212 мм

bк = 56 мм

Зміст

1. Визначення кінематичних і силових параметрів приводу

2. Проектний розрахунок циліндричної прямозубої передачі

3. Розрахунок валів редуктора

3.1 Розрахунок ведучого вала редуктора

3.2 Визначення конструктивних параметрів веденого вала редуктора

4. Розрахунок підшипників редуктора

4.1 Розрахунок підшипників ведучого вала

4.2 Визначення параметрів та типорозміру підшипників веденого вала

5. Розрахунок клинопасової передачі

6. Коротка характеристика редуктора

6.1 Тип редуктора та його компонувальні розміри

6.2 Змащування

6.3 Забезпечення герметичності

6.4 Транспортування редуктора

Література, рекомендована для виконання курсової роботи

Специфікація

1. Визначення кінематичних і силових параметрів приводу

Дані для розрахунку:

- потужність двигуна, Рдв = 7,5 кВт;

- частота обертання вала двигуна, nдв = 970 хв-1;

- передаточне число зубчастої передачі, uзп = 3,15;

- передаточне число клинопасової передачі, uкп =3,0.

Використовуючи ці дані необхідно визначити:

- частоти та кутові швидкості обертання валів привода;

- обертові моменти на валах привода.

Визначення частот і кутових швидкостей обертання валів привода.

Вал двигуна (вал ведучого шківа клинопасової передачі):

nдв = 970 хв -1;

Ведучий вал редуктора (вал веденого шківа клинопасової передачі):

Ведений вал редуктора:

Визначення обертових моментів на валах привода.

Вал двигуна (вал ведучого шківа клинопасової передачі)

Ведучий вал редуктора

де - коефіцієнт корисної дії клинопасової передачі (приймаємо = 0,94);

- коефіцієнт корисної дії пари підшипників кочення (приймаємо = 0,99).

Тоді

Ведений вал редуктора (тихохідний вал)

де - коефіцієнт корисної дії зубчастої передачі (приймаємо = 0,97).

Тоді

2. Проектний розрахунок циліндричної прямозубої передачі

Проектний розрахунок проводиться для попереднього визначення розмірів зубчастої передачі.

Дані для розрахунку:

- обертовий момент на ведучому валу редуктора, T1=206 Н· м;

- частота обертання ведучого вала редуктора, n1=323,33 хв-1;

- передаточне число зубчастої передачі, uзп= 3,15

Матеріали для зубчастих коліс.

На підставі рекомендованих марок сталей, які використовуються для виготовлення зубчастих коліс [5],[7], вибираємо такі сталі:

- для шестерні - сталь 40Х з твердістю за шкалою Роквелла HRC1 =48;

- для колеса - сталь 55 з твердістю за шкалою Брінеля HB2 =390 daH/мм2 ;

Міжосьова відстань зубчастої передачі аw визначається з умови забезпечення контактної витривалості зубців передачі і розраховується за формулою

аw= kа · (uзп+1)· ,

де kа - коефіцієнт, який для прямозубої передачі приймається kа =495;

Т1Н - розрахунковий обертовий момент, який приймаємо Т1Н = T1=206 Н· м; k - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця; при виконанні курсової роботи приймаємо k =1,08; шba - коефіцієнт ширини зубчастих коліс, значення якого регламентується стандартом. При виконанні курсової роботи коефіцієнт шba можна вибирати з таких рекомендованих значень: 0,315; 0,4; 0,5; 0,63. Приймаємо шba = 0,4; уHP -допустиме контактне напруження при розрахунку зубчастої передачі.

Для шестерні і зубчастого колеса напруження уHPі визначаються за формулою

уHPі = 0,9·· ZNі,

де уНlimі - границі контактної витривалості для матеріалів шестерні та зубчастого колеса, які визначаємо за формулами:

уНlim1=17·HRC1+200 =17·48+200 = 1016 H/мм2;

уНlim2=2·HB2+70 =2·390+70 = 850 H/мм2;

SHminі - мінімальні коефіцієнти запасу міцності, які при відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестерні та зубчастого колеса приймаються рівними SHmin1= SHmin2=1,1;

ZNі - коефіцієнти довговічності, які, з метою спрощення розрахунків, наближено визначаються за залежностями:

ZN1 = 0,95+0,03·N; ZN2 = 1,0+0,02·N,

де N - номер варіанта завдання на курсову роботу.

У методичних вказівках розрахунки проведені для 0 - го номера варіанта, а тому: ZN1 =0.95+0.03·11=1,28 ; ZN2 =1,0+0.02·11=1.22

Тоді допустимі контактні напруження:

для шестерні

уHP1= 0,9·· ZN1 =0,9·· 1.28 = 1064H/мм2;

для зубчастого колеса

уHP2= 0,9·· ZN2 =0,9· ·1,22 = 848,4 H/мм2.

За розрахункове значення допустимого контактного напруження приймається менше з цих двох значень, тобто

уHP = min (уHP1; уHP2) = min (1064; 848,4) = 848,4 H/мм2.

Міжосьова відстань прямозубої зубчастої передачі

аw=kа·(uзп+1)· =495·(3,15+1)· =128,59 мм.

За табл. Д1.1 (див. додаток 1) обираємо аw=140 мм.

Модуль m зубчастих коліс визначається в залежності від твердості робочих поверхонь зубців шестерні і колеса [5], [7].

Для вибраних вище матеріалів шестерні і колеса твердість складає:

шестерня - НRС1=48 (НВ1=432 dаН/мм2);

зубчасте колесо - НВ2=390 dаН/мм2.

Для цих значень твердості модуль розраховується за формулою

m =(0,0140…0,040) · аw =(0,0140…0,040 · 140 = 1.96…5,6 мм.

Приймаємо стандартний модуль m = 2 мм (табл. Д1.2, додаток 1).

Кількість зубців шестерні та колеса визначаємо за формулами:

z1 = = 33,7

Приймаємо z1 =34

z2 = z1·uзп = 34·3,15 = 107,1.

Приймаємо z2 = 106.

Перевіряємо відповідність міжосьової відстані вибраному стандартному значенню (аwст = 140 мм)

aw = =140 мм.

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа зубчастої передачі від стандартного (стандартні значення передаточних чисел uст наведені в додатку 1, табл. Д1.3). Фактичне передаточне число

uф = =3,11.

?u = ·100% =% =1,26%,

що допускається, оскільки при u > 4,5 допустиме відхилення складає ?u?4%.

Параметри зубчастих коліс і передачі:

ділильні діаметри:

d1 = m·z1 = 2·34 = 68 мм;

d2= m·z2 = 2· 106 = 212 мм;

діаметри вершин зубців:

da1 = d1+2·m = 68+2·2 =72 мм;

da2 = d2+2·m = 212 +2·2 =216 мм;

діаметри впадин зубців:

df1 = d1 - 2·1,25·m = 68 - 2·1,25·2 = 63 мм;

df2 = d2 - 2·1,25·m = 212 - 2·1,25·2 = 207 мм;

ширина зубчастих вінців колеса та шестерні:

bк (bw) = шba· aw = 0,4 · 140= 56 мм ;

bш = bк + 4 = 56 + 4= 60 мм.

3. Розрахунок валів редуктора

3.1 Розрахунок ведучого вала редуктора

Дані для розрахунку:

- розрахунковий обертовий момент на валу, T1H =206 Н· м;

- ділильний діаметр шестерні, d1 =68 мм;

- ширина зубчастого вінця шестерні, bш =60 мм.

З метою спрощення і зменшення об'єму курсової роботи приймаємо, що навантаження на вал від шківа клинопасової передачі відсутнє.

На підставі схеми редуктора, яка наведена в завданні на виконання курсової роботи, складаємо конструктивну схему ведучого вала, яка зображена на рис 1.

Рис. 1. Схема ведучого вала і сили, що діють на його шестерню

Для визначення відстаней між опорами вала і площиною симетрії шестерні приймаємо згідно з рекомендаціями:

- ширину підшипників, bп=35 мм;

- відстань, на яку рекомендується "втоплювати" підшипники в корпусі редуктора, k = 4 мм;

- відстані між торцями шестерні і внутрішніми стінками редуктора, а1=12 мм.

Оскільки шестерня розташована симетрично відносно опор, то достатньо розрахувати відстані а і L.

a = = 63,5 мм.

Приймаємо а =64 мм.

Відстань між опорами вала L = 2·a =2·64= 128 мм.

Сили, які діють на вал, прикладені в полюсі зачеплення зубчастої передачі.

Тангенціальна сила

6058,8 Н.

Приймаємо, що ведучий вал обертається за годинниковою стрілкою. Тангенціальна сила Ft1 на зубцях шестерні завжди направлена проти напрямку їх обертання, тобто "до нас". Напрям сили "до нас" умовно позначаємо відхиленням вектора сили Ft1 від горизонталі вверх.

Радіальна сила

Fr1= Ft1· tgб = 6058,8 · tg20° = 2205,2 Н,

де б - кут зачеплення, б =20°.

Сила Fr1 направлена до осі обертання ведучого вала.

Вал, при розрахунку, розглядається як балка, розташована на двох опорах і навантажена зосередженими силами та обертовим моментом. Розміщення опор приймається посередині підшипників. Сили, що діють на вал в результаті взаємодії зубців шестерні із зубцями зубчастого колеса веденого вала, вважаються прикладеними посередині маточин деталей. Обертовий момент, що передається валом, діє від середини маточини веденого шківа плоскопасової передачі до площини дії радіальної сили Fr1.

Зображуємо схему сил, які діють на ведучий вал у вертикальній площині (рис. 2а). При цьому, площину, в якій діє радіальна сила Fr1, приймаємо за І - ий розрахунковий переріз.

Для визначення реакції на опорі А у вертикальній площині записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори В (якщо момент сили діє відносно точки опори проти годинникової стрілки, то йому присвоюють знак "+", а якщо за годинниковою стрілкою - знак "-"):

?MB=0; ·2·а - Fr1·а = 0.

Звідси реакція опори А

Для визначення реакції на опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори А:

?MA=0; - ·2·а + Fr1·а = 0.

Звідси реакція опори В

Рис. 2. Епюри моментів ведучого вала прямозубого редуктора

Перевірка: (записуємо суму радіальних сил і реакцій на вертикальну вісь, вважаючи їх позитивними, якщо вони скеровані вверх і навпаки):

.

Визначаємо згинальний момент у вертикальній площині в перерізі І

Будуємо епюру згинальних моментів у вертикальній площині (рис. 2б). Оскільки реакції і згинають балку вниз, то епюра від'ємна (розташована під горизонтальною лінією).

Зображуємо схему сил, які діють на вал у горизонтальній площині (рис. 2в). Для визначення реакції на опорі А у горизонтальній площині записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори В:

?MB=0; ·2·а - Ft1·а = 0.

Звідси реакція опори А

Для визначення реакції на опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів всіх сил відносно опори А:

?MA=0; -·2·а + Ft1·а = 0.

Звідси реакція опори В

Перевірка:

.

Визначаємо згинальний момент у горизонтальній площині в перерізі І вала

Будуємо епюру згинальних моментів у горизонтальній площині (див. рис. 2г). Оскільки реакції і згинають балку вниз, то епюра від'ємна (розташована під горизонтальною лінією).

Визначаємо сумарні радіальні реакції опор:

Н;

H.

Реакції опор RА та RВ будуть використані в подальшому при розрахунку підшипників кочення.

Визначаємо сумарний згинальний момент, що діє на вал у перерізі І

Будуємо епюру сумарного згинального моменту, який діє на вал (див рис. 2д).

Крім згинального моменту вал також навантажений обертовим моментом Т1Н, який діє від шківа плоскопасової передачі до перерізу І. Будуємо епюру обертового моменту (Т1Н = 206 Н· м), (див. рис. 2е).

Визначаємо зведені моменти, що навантажують вал. При цьому враховуємо, що обертовий момент Т1Н діє лише ліворуч від перерізу І і не переходить через цей переріз (тобто праворуч від перерізу І момент Т1Н дорівнює нулю). Тому:

на консольній ділянці вала (до січення, що проходить через опору А вала)

зліва від перерізу І

справа від перерізу І 295,3 Н· м.

Будуємо епюру зведених моментів (див. рис. 2ж).

Ця епюра показує, що найбільш навантаженим є переріз І вала, де діє найбільший зведений момент =360 Н· м.

Визначаємо мінімальний діаметр вала, приймаючи, що вал виготовляється зі сталі 45 (термообробка -- нормалізація)

В цій формулі = 135 МПа - допустиме напруження згину для вибраного матеріалу вала у випадку знакозмінних навантажень.

З врахуванням діаметра dmin вибираємо діаметр шийки під підшипник dп1 (рис. 3.3) за каталогом підшипників (додаток 1, табл. Д1.4). Приймаємо dп1 = 35 мм. Діаметри інших шийок вала визначаються з умови забезпечення осьової фіксації вала та вільного проходження деталей при збиранні.

3.2 Визначення параметрів веденого вала редуктора

За методикою спрощеного проектного розрахунку валів діаметр вихідної консольної ділянки dк2 веденого вала визначаємо за формулою

де Т2Н - розрахунковий обертовий момент веденого вала;

- допустиме напруження кручення, значення якого приймається заниженим (для сталі 45 після нормалізації = 30…50 МПа; менші значення використовуються для ведучих валів, а більші - для ведених).

Розраховане значення dк2 узгоджуються, в залежності від схеми привода, з посадочними діаметрами муфт, шківів або зірочок. Приймаємо dк2 =40 мм.

Діаметри шийок вала під манжету dм2 та підшипник dп2 вибираються за умовами (рис. 3.3): dм2 > dк2; dп2 > dм2.

Після уточнення діаметра шийки під підшипник dп2 за каталогом підшипників (додаток 1, табл. Д1.4), приймаємо: dп2 = 50мм; dм2 = 45 мм.

Діаметри інших шийок вала визначаються з умови забезпечення осьової фіксації вала та вільного проходження деталей при збиранні.

4. Розрахунок підшипників редуктора

4.1 Розрахунок підшипників ведучого вала

Підбираємо підшипник кочення ведучого вала за наступними даними:

- радіальне навантаження на опорі А, RA =3223,8 Н;

- радіальне навантаження на опорі В, RB =3223,8 Н;

- частота обертання вала, n1 =323,33 хв-1;

- термін служби привода, Lh =23500 год;

- діаметр шийки вала під підшипник dп1 = 35 мм.

Оскільки осьова сила в цій зубчастій передачі відсутня, то вибираємо кулькові однорядні радіальні підшипники. Для таких підшипників еквівалентне динамічне навантаження Р розраховується за формулою

де V - коефіцієнт обертання; якщо обертається внутрішнє кільце підшипника, то V=1,0;

Fr - радіальне навантаження на підшипник, в якості якого приймається більша з реакцій на опорах вала; у даному випадку реакції на опорах рівні, тому приймаємо

Fr = RA =3223,8 Н;

kt - температурний коефіцієнт (при Т < 100C приймаємо kt = 1,0);

kу - коефіцієнт безпеки; приймаємо kу=1,3.

Еквівалентне динамічне навантаження

Визначаємо базове динамічне навантаження підшипника

.

За табл. Д1.4 технічних характеристик кулькових однорядних радіальних підшипників (див. додаток 1) вибираємо підшипник середньої серії № 307, для якого: С = 33,2 кН; d = 35 мм; зовнішній діаметр D = 80 мм; ширина В = 21 мм.

З метою спрощення розрахунків і зменшення об'єму курсової роботи, перевірку підшипників за статичною вантажністю не проводимо.

4.2 Визначення параметрів підшипників веденого вала

Параметри підшипників веденого вала визначаємо за спрощеною методикою, а саме - методикою "попереднього вибору підшипників".

Тип і серія підшипників вибираються такими ж, як і для підшипників ведучого вала.

Діаметри внутрішніх кілець підшипників дорівнюють визначеним в розділі 3.2 діаметрам шийок цих валів під підшипники d = dп2 =50 мм.

За табл. Д1.4 технічних характеристик кулькових однорядних радіальних підшипників (див. додаток 1) вибираємо підшипник середньої серії № 310, для якого: внутрішній діаметр d = 50 мм; зовнішній діаметр D = 110 мм; ширина В = 27мм.

5. Розрахунок клинопасової передачі

Дані для розрахунку:

- обертовий момент на валу ведучого шківа клинопасової передачі,

- частота обертання вала ведучого шківа,

- передаточне число клинопасової передачі, .

З врахуванням обертового моменту за табл. Д 1.8 вибираємо діаметр ведучого шківа клинопасової передачі

Діаметр веденого шківа передачі визначаємо з врахуванням коефіцієнта пружного ковзання . Приймаємо Тоді

Приймаємо

Фактичне передаточне число клинопасової передачі

Знаходимо попереднє значення міжосьової відстані

Приймаємо

Розраховуємо довжину паса передачі за формулою

Приймаємо, що стандартна довжина паса кратна 100 мм. Тоді

Уточнюємо міжосьову відстань ведучого шківа передачі:

Визначаємо кут охоплення пасом ведучого шківа передачі:

тобто, за кутом охоплення клинопасова передача є працездатною.

Розраховуємо швидкість паса за формулою

Оцінюємо довговічність паса за числом його пробігів

що менше допустимого

Після перевірки передачі за параметрами та приходимо до висновку, що клинопасова передача є працездатною.

6. Коротка характеристика редуктора

6.1 Тип редуктора та його компонувальні розміри

Тип редуктора - одноступеневий циліндричний прямозубий редуктор.

Компонувальні розміри :

довжина … мм ;

ширина … мм ;

висота … мм.

6.2 Змащування

Зубчасті колеса змащуються занурюванням їх у мастило. Тип мастила - ИРП - 150, об'єм мастила - 5л. Підшипники змащуються за рахунок розбризкування мастила, яке знаходиться в корпусі редуктора. Мастило заливають через оглядову кришку люка, в якій передбачена ручка - віддушина. Для зливу мастила передбачена зливна пробка.

Контроль рівня мастила здійснюється за допомогою масловказівника.

привід вал підшипник редуктор

6.3 Забезпечення герметичності

Герметичність рухомих та нерухомих з'єднань забезпечується за допомогою прокладок та гумових армованих манжет.

6.4 Транспортування редуктора

Для підйому і транспортування редуктора на ребрах кришки корпуса передбачені спеціальні отвори .

Література, рекомендована для виконання курсової роботи

1. Малащенко В.О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування: Навчальний посібник.- Львів: "Новий світ - 2000", 2006. - 252 с.

2. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин. -Харьков: Основа, 1991. 276 с.

3. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов: Учебное пособие. - К.: Вища школа, 1990. 151 с.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. - М.: Высшая школа, 2000. 447 с.

5. Дем'янюк В.А. Деталі машин і основи конструювання. Конспект лекцій. -К.: НТУ, 2007. - 228с.

6. Атлас конструкцій редукторів і методичні вказівки до виконання курсового проекту з дисципліни "Деталі машин і основи конструювання". / Укладачі: Дем'янюк В.А., Шукшин М.П., Клюс В.П., Гудзовський І.А. - К.: НТУ, 2009. - 44 с.

7. Методичні вказівки до розрахунку циліндричних зубчастих передач в курсових проектах з дисциплін "Деталі машин і основи конструювання" та "Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання"/ Укл. Шукшин М.П., Матейчик В.П., Павлюк Р.Г., Левківський С.А. - Київ: НТУ, 2007. - 68 с.

8. Методичні вказівки до розрахунку конічних і черв'ячних передач при виконанні курсового проекту з дисциплін "Деталі машин і основи конструювання" і "Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання"/ Укл. Шукшин М.П., Матейчик В.П. - Київ: НТУ, 1999. - 44 с.

9. Методичні вказівки до розрахунку валів і підшипників кочення редукторів загального призначення в курсовому проектуванні. / Укл. Шукшин М.П., Левківський С.А., Клименко Ю.М. - Київ: НТУ, 2009. - 86 с.

Специфікація для циліндричного редуктора

Специфікація для циліндричного редуктора (продовження)

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Визначення кінематичних і силових параметрів приводу, підшипників веденого та ведучого вала. Проектний розрахунок плоскопасової та циліндричної прямозубої передачі. Характеристика одноступеневого циліндричного редуктора. Метали для зубчастих коліс.

    курсовая работа [518,5 K], добавлен 19.04.2015

  • Вибір електродвигуна та визначення основних параметрів приводу. Розрахунок клинопасової та закритої циліндричної зубчатої передачі, веденого вала. Перевірний розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднань, муфт. Змащування редуктора, вибір мастила.

    контрольная работа [1,1 M], добавлен 02.09.2010

  • Проектування та розрахунок двоступінчастого редуктора, визначення кінематичних та силових параметрів приводу. Розрахунок циліндричних передач (швидкохідної та тихохідної), валів редуктора, вибір підшипників та шпонок для вхідного та проміжного валів.

    курсовая работа [3,5 M], добавлен 14.10.2011

  • Кінематичний і силовий розрахунок передачі. Вибір матеріалу й визначення допустимих напружень. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність. Конструктивна розробка й розрахунок валів. Підбір та розрахунок підшипників. Вибір змащення редуктора.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 08.01.2013

  • Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Проектний розрахунок валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса, кришки редуктора. Перевірочний розрахунок веденого вала.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 19.11.2014

  • Визначення кінематичних і силових параметрів привода стрічкового конвеєра. Проектування і перевірочні розрахунки коліс циліндричної зубчастої передачі о

    курсовая работа [97,3 K], добавлен 03.06.2010

  • Знайомство з особливостями створення машин, що відповідають потребам народного господарства. Аналіз кінематичних параметрів передачі двигуна. Проблеми вибору матеріалів черв`ячних коліс. Етапи проектного розрахунку циліндричної зубчастої передачі.

    курсовая работа [1,7 M], добавлен 11.09.2014

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.