Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Исследование механических параметров на валах привода, выбора материала и термической обработки, напряжения изгиба, частоты вращения двигателя с учётом скольжения ротора. Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня.

Рубрика Физика и энергетика
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 20.11.2011
Размер файла 677,4 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

Исходные данные

мощность на ведомом валу: Р3, кВт

5

угловая скорость вращения ведомого вала: щ3, рад/с

3?р

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Общий КПД привода:

з=зремзуб2пк.

Принимаем следующие значения КПД:

зрем=0,96 - КПД ременной передачи;

ззуб=0,98 - КПД зубчатой передачи;

зпк=0,99 - КПД пары подшипников качения;

з=0,96?0,96?0,992=0,92207808;

Требуемая мощность на валу электродвигателя:

Ртр===5,422534283 кВт.

Частота вращения последнего вала:

n3 = щ3? = =90 об/мин.

Общее передаточное число привода:

u=uрем?uзуб,

где uрем - передаточное число ременной передачи;

uзуб- передаточное число зубчатой цилиндрической передачи.

Диапазон рекомендуемых передаточных чисел:

umin=2?2=4;

umax=5,6?3=16,8;

диапазон рекомендуемых частот вращения двигателя:

nдвmin=umin?n3=4?90=360 об/мин.

nдвmax=umax?n3=16,8?60=1512 об/мин.

Принимаем во внимание условия выбора электродвигателя:

1. Ртрном,

где Рном - номинальная мощность электродвигателя по каталогу;

2. Ртр>0,8?Рном;

nдвmin<nc<nдвmax,

где nc - синхронная частота вращения электродвигателя;

3. nc =(2…3)?nдвmin;

Принимаем электродвигатель серии АИР 132М8 с параметрами:

номинальная мощность: Рном=505 кВт;

синхронная частота вращения: nc= 750 об/мин;

коэффициент скольжения: s=4,1%;

коэффициент перегрузки: К= =1,8;

диаметр выходного вала двигателя: d=38 мм.

Проверяем условия выбора электродвигателя:

1. 5,422534283<5,5( кВт);

2. 5,422534283 >0,8?5,5=4,4 (кВт);

3. 360<750<1512 (об/мин) ;

4. 1000?(2…3)?360=(720…1080) (об/мин);

1.2 Определение передаточных чисел привода

механический привод ротор межосевой

Частота вращения двигателя с учётом скольжения ротора:

nдв=nc?(1-s)=750?(1-0,041)=719,25 об/мин;

принимаем: nдв=720 об/мин.

Передаточное число привода:

u= = =8;

распределяем передаточное число по типам передач:

uзуб=4;

uрем= ==2;

1.3 Механические параметры на валах привода

Частота вращения:

вал двигателя №1:

n1=nдв=720 об/мин;

входной вал редуктора № 2:

n2= = =360 об/мин;

выходной вал редуктора № 3:

n3== = 90 об/мин.

Угловая скорость, 1/с щ= :

щ1= =75,91859468 1/с;

щ2= =37,6991118 1/с;

Вращающие моменты на валах, Н?м:

Тдв1тр? = = 71,91859468 Н?м;

Т21?uремремпк = 71,91859468 ?2,0?0,96?0,99=139,5508411 Н?м;

Т32?uзуб?ззубпк=139,5508411? 4?0.98?0.99=530,5164776 Н?м.

Мощность на валах, кВт:

Р1двтр=5,422534283 кВт;

Р21ремпк=5,422534283 ?0,96?0,99=5,260942761 кВт;

Р32зубпк=5,260942761? 0,98?0,99=5 кВт.

Таблица механических параметров привода:

Параметры

n, об/мин

щ, 1/с

Т, Н/м

Р, кВт

Вал двигателя №1

720

75,91859468

71,91859468

5,422534283

Вал редуктора №2

360

37,6991118

139,5508411

5,260942761

Вал редуктора №3

90

9,42477795

530,5164776

5,0

проверка отклонений параметров на валу редуктора №3

щ*3=9,42477795 1/с; щ3=9,42477795 1/с

отклонение:

Дщ=100%=?100%=0

==90 об/мин; n3= 90 об/мин;

отклонение:

Дn=100%=?100%=0

530,5164776 Н/м; Т3=530,5164776 Н/м;

отклонение:

ДТ=100%=?100%=0

Р*3=5кВт; Р3=5кВт

отклонение:

ДР=100%=?100%=0.

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материала и термической обработки

Назначаем для колеса и шестерни сталь 40ХН ГОСТ 4543-71. Принимаем для шестерни и колеса следующую термическую обработку:

улучшение, твёрдость 235…262НВ.

2.2 Допускаемые контактные напряжения

допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[у]нHlim?;

уHlim - предел контактной выносливости, уHlim=2HBср+70, МПа;

шестерня: НВср==248,5 НВ;

уHlim1=2?248,5+70=567 МПа;

колесо: НВср==248,5 НВ;

уHlim2=2?248,5+70=567 МПа.

ZN - коэффициент долговечности:

ZH= , при условии 1?ZN?ZNmax

где

NHG=30?НВср2,4?12?107 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

шестерня: NHG1=30?248,52,4=16823044,67;

колесо: NHG2=30?248,52,4=16823044,67.

NHE - число эквивалентных циклов, соответствующее назначенному ресурсу

NHEH?Nk.

мH - коэффициент эквивалентности, назначаем для привода типовой режим II - средний равновероятностный, тогда мH =0,25

Nk - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:

Nk =60?n?Lh;

n - частота вращения шестерни или колеса, об/мин;

Lh - суммарное время работы в часах,

Lh=L?365?Кгод?24?Ксут,

Где L = 5 - число лет работы;

Кгод =0,7 - коэффициент годового использования привода;

Ксут=0,25 - коэффициент суточного использования;

Lh=5?365?0,7?24?0,25=7665 ч.

шестерня:

Nк1=60?360?7665=165564000;

NHE1=0,25?165564000=41391000;

колесо:

Nк2=60?90?7665=41391000;

NHE2=0,25?41391000=10347750.

Коэффициент долговечности:

шестерня: т.к. для шестерни NHE1>NHG1 то принимаем: ZN1=1

колесо:

ZN2==1,084367381

ZR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Принимаем: ZR=1 - т.к. для обоих колёс принимаем шлифование и полирование поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

Принимаем: Zv=1, т.к. окружающая скорость неизвестна.

SH =1,1 - коэффициент запаса прочности.

[у]н1==515,4545455 МПа;

[у]н2==558,9420955 МПа.

Допускаемое напряжение принимаем равным целой части меньшего из допускаемых напряжений шестерни и колеса; принимаем:

[у]н=515 МПа.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]F=

уFlim - предел выносливости при изгибе, уFlim=1,75?НВср

шестерня: уFlim1=1,75?248.5=434.875 МПа;

колесо: уFlim2=1,75?248,5=434,875 МПа.

YN - коэффициент долговечности,

YN= , при условии 1?YN?Ynmax,

где для колёс из улучшенной стали

q= 6 и YNmax=4.

NFG =4?106 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

NFE - эквивалентное число циклов, соответствующее назначенному ресурсу,

NFEF?Nk.

мF - коэффициент эквивалентности; для среднего равновероятностного режима и показателя q= 6 : мF=0,143.

NFE1=0,143?165564000=23675652;

NFE2=0,143?41391000=5918913;

т.к.NFE1 и NFE2>NFG, то принимаем NFE1 и NFE2 равным NFG, тогда YN1= YN2=1.

YR= 1,1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости перехода поверхности между зубьями.

При шлифовании и полировании поверхностей для улучшенных сталей принимаем:

YA = 1 - коэффициент, учитывающий влияние реверса при приложении односторонней нагрузки;

SF=1,7 - коэффициент запаса прочности для колёс из улучшенной стали;

шестерня: [у]F1==281,3897059 МПа;

колесо: [у]F2==281,3897059 МПа.

Допускаемое напряжение принимаем равным целой части допускаемого напряжения шестерни и колеса: [у]F=281 МПа.

2.4 Межосевое расстояние

Определяем предварительное значение межосевого расстояния:

a'w=K?(u+1)?;

Т2 - вращающий момент на валу колеса;

u - передаточное число зубчатой передачи;

K=10 для Н1 иН2?350

a'w=10?(4+1)?=163,37822 мм.

Окружная скорость:

v===1,231845638 м/с.

Назначаем 8 степень точности передачи, уточняем, что передача - прямозубая.

Уточняем найденное межосевое расстояние:

aw=Ka?(u+1)?;

Ka=450 - коэффициент межосевого расстояния для прямозубой передачи;

шba - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния.

Принимаем: шba =0,4 при симметричном расположении колёс.

KH=KHv?K?K

- коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность;

KHv - коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

при v=1,231845638 м/с, степени точности 8, твёрдости на поверхности зубьев НВ?350 по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с : KHv=1,03 при v=3м/с : KHv=1,09;

KHv=1,03+=1,036955369;

KHв=1+(-1)?KHw,

где: - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, находится в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца зубчатого колеса относительно диаметра шестерни шbd, схемы передачи и твёрдости поверхности зубьев.

Принимаем ориентировочно: шbd =0,5?шba?(u+1)=0,5?0,4?(u+1)=1;

по таблице находим: =1,02;

KHw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при окружной скорости v по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с KHw=0.45; при v=3м/с KHw=0.46

KHw=0.45+=0,451159228;

K=1+(1,02-1)? 0,451159228= 1,009023185.

K=1+(-1)*KHw

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями в шаге зацепления и направления зуба;

при nст=8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач:

=1+0,06?(8-5)=1,18;

K=1+(1,18-1)? 0,451159228= 1,081208661.

KH=1,036955369?1,081208661?1,009023185=1,131281606

aw=450?(4+1)?=161,8224477 мм.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего стандартного значения:

aw=160 мм.

2.5 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

d2=2?aw? =2?160?=256 мм.

Ширина:

b2=awba=160?0,4=64 мм.

Округляем до ближайшего стандартного значения: b2=63 мм.

2.6 Модуль передачи

Из условия не подрезания зубьев:

mmax=2? =2?=3,764705882 мм.

из условия прочности зуба на изгиб:

mmin= ;

Km = 3400 - коэффициент модуля для прямозубых передач.

KF=KFv?K?K

коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

KFv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками зацепления.

При 8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач и окружной скорости v=1,231845638 м/с по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с KFv=1.1; при v=3м/с KFv=1.3

KFv=1.1+= 1,123184564;

K- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:

K=0,18+0,82?=0,18+0,82?1,02=1,0164.

K- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями:

K=K= 1,081208661;

KF=1,0164?1,123184564?1,081208661= 1,234312987.

mmin= =1,033807852;

Принимаем значение модуля из стандартного ряда: m=2 мм.

2.7 Cуммарное число зубьев и угол наклона

Суммарное число зубьев для прямозубой передачи c учётом того, что угол наклона зубьев в прямозубой передаче в=0 и :

zs===160

2.8 Число зубьев шестерни и колеса

Шестерня:

z1===32;

колесо:

z2-zs-z1=160-32=28.

2.9 Фактическое передаточное число

uф===4;

отклонение - 0%.

2.10 Диаметры колёс

Делительные диаметры:

шестерни:

d1=z1?m=32?2=64мм;

колеса:

d2=z2*m=128?2=256 мм;

Диаметры вершин и впадин зубьев: шестерни:

da1=d1+2?m=64+2?2=68 мм;

df1=d1-2,5?m=64-2.5?2=59 мм;

колеса:

da2=d2+2?m=256+2?2=262 мм;

df1=d1-2,5?m=256-2.5*2=251 мм.

2.11 Размеры заготовок

по таблице определяем предельные значения Dпр, Sпр для стали 40ХН:

шестерня: Dпр1=200 мм, Sпр1=125 мм

колесо - Dпр2=315 мм, Sпр2=200 мм.

Шестерня:

Dзаг1=da1+6=68+6=74 мм,< Dпр1;

колесо:

Dзаг2=da2+6=256+6=262 мм,< Dпр2.

Sзаг=b2+4=63+4=67 мм.

Т. к. диаметры заготовок меньше предельных диаметров как для шестерни, так и для колеса, то принимается схема, показанная ниже:

2.12 Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчётное значение:

уH= ?[у]Н;

для прямозубых передач: Zв=9600;

уH== 530,9548334 МПа, > [у]H=515МПа;

=1,030980259;

уН удовлетворяет условию: 0,8??1,05.

2.13 Cилы в зацеплении

Окружная:

Ft===4360,963785 Н;

принимаем: Ft=4361 Н.

Радиальная:

Fr=Ft*tgб,

для стандартного зуба б=20°, tgб=0,364;

Fr=4361 ?0,364= 1587,390818 Н;

принимаем: Fr=1588 Н

осевая: в прямозубой передаче Fa=0.

2.14 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

Расчётное значение напряжения в зубьях колеса:

уF2=?[у]F2;

YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений при z2=112 и коэффициенте смещения х=0 по таблице принимаем: YFS2=3,59;

Для прямозубых передач:

Yв=1;

Yе=1;

уF2= = 226,947147 МПа, < 281МПа.

Расчётное значение напряжения в зубьях шестерни:

уF1F2?;

при z1=25 и коэффициенте смещения х=0, YFS1=3,91

при z=30 YFS=3,8

YFS1=3,91+=3,844;

уF1==243,0041317 МПа, <281 МПа.

2.15 Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковых нагрузок

Коэффициент перегрузки: К=1,8. Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:

уHmax=?[у]Hmax;

[у]Hmax=2,8?ут , где ут=630 МПа - предел текучести материала колеса,

[у]Hmax=2,8?640= 1764 МПа;

уHmax==705,236873 МПа;

уHmax<[у]Hmax.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев:

Fmax=?[у]Fmax;

шестерня:

уFmax1=1,8?243,0041317=437,4074371 МПа;

колесо:

уFmax2==408,5048645 МПа.

[у]Fmax=,

Где YNmax=4

kst=1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

Sst=1,75 - коэффициент запаса прочности;

шестерня: [у]Fmax1==1192,8 МПа;

уFmax1<[у]Fmax1;

колесо: [у]Fmax2==1192,8 МПа;

уFmax2<[у]Fmax2.

Таблица механических параметров цилиндрической передачи:

Параметр

Шестерня

Колесо

Материал, НВ

235…262

235…262

Допускаемое контактное напряжение [у]H, МПа

515,4545455

598,0195226

Допускаемое напряжение изгиба [у]F, МПа

281,3897059

282,0285586

Число зубьев

28

112

Делительный диаметр, мм

56

224

Диаметр вершин зубьев da, мм

60

228

Диаметр впадин зубьев df, мм

51

219

Диаметр заготовки Dзаг, мм

66

234

2. Расчёт клиноременной передачи

Расчёт передачи сводится к подбору типа и числа ремней по методике, изложенной в ГОСТ-1284.3-96. Необходимые данные для проектирования:

Расчётная мощность передаваемая ведущим шкивом: Р1=2,169013713 кВт.

Вращающий момент на валу ведущего шкива: Т1=29,37951102 Н?м.

Частота вращения ведущего шкива: n1=705 об/мин.

Передаточное число: iр.п.=2,9375.

2.1 Выбор сечения ремня

По значениям Р1 и n1 подбираем сечение ремня: Б(В)

высота поперечного сечения ремня: h=11 мм;

максимальная ширина ремня: b0=17 мм;

расчётная ширина ремня: bр=14 мм;

расчётная длина ремня по нейтральному слою:

lрmin=630 мм;

lрmах=6300 мм;

минимальное значение расчётного диаметра: dрmin=125 мм;

площадь сечения ремня: А=0,000138 м?

масса 1 м длины: q=0,18 кг/м.

2.2 Определение диаметров шкивов

Диаметр ведущего шкива: d1=(38...42)?

d1min=38?=117,2551116 мм;

d1max=42?=129,5977548 мм.

Принимаем: d1=125 мм.

Диаметр ведомого шкива:

d2=d1?iр.п.?(1-е),

где е=0,015 - коэффициент скольжения

d2=125?2,9375?(1-0,015)= 361,6796875 мм;

принимаем: d2=355 мм.

Уточняем передаточное отношение:

iф===2,883248731

отклонение:

Дi=100%=?100%=-1,846851712 %.

2.3 Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня

При помощи интерполяции находим предварительное межосевое расстояние для диапазона iф=[2…3]:

апред=(1,2-?(iф-2))*d2=1.2-(2,883248731-2)?355=363,2893401 мм;

принимаем: апред=370 мм.

Проверка: 2?(d1+d2)?апред?0,55(d1+d2)+h

2?(125+355) ?370?0,55?(125+355)+11

960 мм.?370 мм.?351 мм.

Предварительное значение угла обхвата ремнём ведущего шкива:

бпред=180°-2?arcsin=180-2?arcsin=143,7838837° >120°.

2.4 Определение длины ремня и уточнение значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня

Длина ремня:

L=2? апред+0.5?р?(d1+d2)+

L=2?370+0.5?3.141592654?(355+125)+==1529,727243 мм,

принимаем: Lф=1600 мм.

По длине ремня уточняем межосевое расстояние и угол обхвата ремнём малого шкива:

а=

a= +

+=406,7511306 мм;

принимаем: a=407 мм.

Угол обхвата ремня:

б=180°-2?arcsin=180-2?arcsin=147,1745341°.

2.5 Определение мощности, передаваемой одним ремнём ременной передачи

Рр= ,

где: Рр - номинальная мощность, передаваемая одним ремнём в условиях типовой передачи при б=180°, i=1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня и среднем ресурсе.

Ро=1,4 кВт;

Са - коэффициент обхвата ремнём ведущего шкива;

по таблице с помощью интерполяции находим:

при б=140 Са=0,89

при б=150 Са=0,92

Са=0,92+=0,911523602

Ct = 0,91 - коэффициент длины ремня (определяется по графику);

Ci=1,14 - коэффициент передаточного отношения (определяется по графику);

Ср= 1,2 - коэффициент режима нагрузки.

Рр==1,103217016 кВт.

2.6 Определение числа ремней

Z= ,

где: P1=2,169013713 кВт;

Cz=0,95 - коэффициент числа ремней (для 2?3 ремней);

Z==2,06955866;

принимаем: Z=3.

2.7 Определение силы предварительного натяжения одного ремня

Fo=+Fv, Н.

Окружная скорость на расчётном диаметре ведущего шкива:

v===4,614225 м/с;

Fv=с?A?v2

- сила дополнительного натяжения ремня от центробежных сил,

где с=1250 кг/м? - плотность материала ремня.

Fv=1250?0,000138?4,614225 2=3,67270998 Н.

Fo=+3,67270998 =213,6161594 Н.

2.8 Определение силы, передаваемой на валы

FrУ=Z?2?Fo?cos=3?213,6161594?2?cos=819,6460721H;

принимаем: F=820 H.

2.9 Ресурс наработки передачи

Pесурс наработки для эксплуатации при среднем режиме нагрузки:

Т=Тср12 , где:

Тср=2000 часов - средний режим нагрузки

К1=1 - коэффициент режима нагрузки

К2=1 - коэффициент климатических условий для центральной зоны;

Т=2000?1?1=2000 часов.

Таблица механических параметров ременной передачи:

Параметр

Величина

Диаметр ведущего шкива, мм

125

Диаметр ведомого шкива, мм

355

Межосевое расстояние, мм

407

Угол обхвата ремня, град.

147,1745341

Мощность передаваемая одним ремнём, кВт

1,103217016

Число ремней

3

Сила предварительного натяжения одного ремня, Н

213,6161594

Сила, передаваемая на валы, Н

819,646072

Ресурс наработки передачи, часов

2000

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Анализ кинематической схемы привода. Определение мощности, частоты вращения двигателя. Выбор материала зубчатых колес, твердости, термообработки и материала колес. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Силовая схема нагружения валов редуктора.

    курсовая работа [298,1 K], добавлен 03.03.2016

  • Кинематический расчет привода. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Силовой расчет частоты вращения валов привода, угловой скорости вращения валов привода, мощности на валах привода, диаметра валов. Силовой расчет тихоходной передачи.

    курсовая работа [262,3 K], добавлен 07.12.2015

  • Подбор электродвигателя, определение кинематических параметров на валах привода. Расчет клиноременной передачи, проектный и проверочный. Выбор материала и параметры колес зубчатой передачи. Этапы компоновки редуктора. Выбор смазочных материалов.

    курсовая работа [1,0 M], добавлен 08.07.2012

  • Определение тока холостого хода, сопротивлений статора и ротора асинхронного двигателя. Расчет и построение механических и электромеханических характеристик электропривода, обеспечивающего законы регулирования частоты и напряжения обмотки статора.

    контрольная работа [263,5 K], добавлен 14.04.2015

  • Срок службы приводного устройства. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя. Расчет передаточного числа привода и его ступеней. Силовые и кинематические параметры привода. Зубчатые и открытые передачи редукторов.

    курсовая работа [774,3 K], добавлен 02.05.2015

  • Принцип работы и устройство асинхронного двигателя. Способ измерения электромагнитного момента асинхронного двигателя. Регулирование частоты вращения асинхронных двигателей. Изменение скольжения, числа пар полюсов, частоты источника питания двигателя.

    реферат [397,1 K], добавлен 16.05.2016

  • Определение значений ряда характеристик вращения двигателя. Расчет величины токов переключения ступеней реостата. Графическое выражение электродинамических характеристик двигателя и значений скоростей вращения. Схема включения пусковых резисторов.

    контрольная работа [556,4 K], добавлен 27.12.2010

  • Общий коэффициент полезного действия привода. Определение его кинематических и силовых характеристик. Частота вращения приводного вала рабочей машины. Разбивка передаточного числа привода для приемлемого варианта типа двигателя. Вращающий момент на валах.

    контрольная работа [127,7 K], добавлен 10.04.2015

  • Схема преобразователя частоты и выбор элементов его защиты. Расчёт параметров выпрямителя, его силовой части и параметров силового трансформатора. Анализ функционирования систем управления управляемым выпрямителем и автономным инвертором напряжения.

    курсовая работа [1015,1 K], добавлен 29.06.2011

  • Асинхронный двигатель: строение и разновидности. Вращающееся магнитное поле. Принцип действия асинхронного двигателя с короткозамкнутым ротором. Регулирование частоты вращения путем вращения и скольжения. Тормозные режимы работы асинхронного двигателя.

    презентация [352,5 K], добавлен 19.10.2014

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.