• RU
  • icon На проверке: 33
Меню

Курсовой проект "Проектирование привода ленточного транспортёра"

  • Добавлен: 30.08.2014
  • Размер: 525 KB
  • Закачек: 2
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект

Состав проекта

icon
icon червяк.cdw
icon Вал тихоходный.cdw
icon колесо.cdw
icon Крышка.cdw
icon лист 1.cdw
icon лист 1-2.cdw
icon лист 2.cdw
icon лист 3.frw
icon Лист 4.cdw
icon Лист 5.cdw
icon РПЗ.doc
icon спецофикация 1.cdw
icon спецофикация 2.cdw
icon спецофикация 2.1.cdw
icon спецофикация 3.cdw
icon Фрагмент.frw
icon Фрагмент.jpg

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon червяк.cdw

червяк.cdw
Делительный угол подъема
Направление линии витка
Степень точности СТ СЭВ 311-76
Делительная толщина по хорде
Делительный диаметр червяка
*Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения
среднего класса точности по
Сталь 20Х ГОСТ 4543-71

icon Вал тихоходный.cdw

Вал тихоходный.cdw
* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -t
Сталь 45 ГОСТ 1050-74

icon колесо.cdw

колесо.cdw
Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Исходный производящий червяк
Степень точности СТ СЭВ 311-76
Межосевое расстояние
Делит. диаметр червячн. колеса
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного червяка
сопряженного червяка
Неуказанные радиусы 5мм max.
Уклоны формовочные 3
Неуказанные пред. откл. размеров:
: валов - t; остальных
средн. кл. точно; поверхн.

icon Крышка.cdw

Крышка.cdw
Неуказанные радиусы 2мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров
t2 среднего класса точности; поверхностей
t2 грубого класса точности

icon лист 1.cdw

лист 1.cdw
Техническая характеристика
Общее передаточное число редуктора 40
Частота вращения быстроходного
Крутящий момент на тихоходном
Плоскость соприкосновения деталей покрыть тонким слоем
герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке
Текнические требования.
Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в маслянной ванне
маслостойкой красной эмалью ГОСТ 9104-79.
Наружные поверхности корпуса и крышки
красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76.
Масло Цилиндровое Ц-52 ГОСТ 6411-76
Характеристика зацепления.
Число заходов червяка z1=1
Ширина венца b= 30 мм
Степень точности СТ СЭВ 311-76 8-В

icon лист 1-2.cdw

лист 1-2.cdw

icon лист 2.cdw

лист 2.cdw

icon лист 3.frw

лист 3.frw
Делительный угол подъема
Направление линии витка
Степень точности СТ СЭВ 311-76
Делительная толщина по хорде
Делительный диаметр червяка
*Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения
среднего класса точности по
Неуказанные радиусы 2мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров
t2 среднего класса точности; поверхностей
t2 грубого класса точности
Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Исходный производящий червяк
Межосевое расстояние
Делит. диаметр червячн. колеса
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного червяка
сопряженного червяка
Неуказанные радиусы 5мм max.
Уклоны формовочные 3
Неуказанные пред. откл. размеров:
: валов - t; остальных
средн. кл. точно; поверхн.
* Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -t
Сталь 20Х ГОСТ 4543-71
Сталь 45 ГОСТ 1050-74

icon Лист 4.cdw

Лист 4.cdw
сверлить и развернуть
совместно с онованием
Крепить к раме транспортера

icon Лист 5.cdw

Лист 5.cdw
сверлить и развернуть
совместно с онованием
Техническая характеристика.
Тяговое усилие на ленте конвейера F=5 кН
Скорость ленты конвейера V=0.3 мc
Мощность электродвигателя P=2
Общее передаточное число U= 80
Технические требования
Радиальное смешение валов двигателя и редуктора 0.15 мм
Угловое смешение валов двигателя и редуктора 0.6100 мммм
Осевое смешение валов двигателя и редуктора 3 мм
План размещения болтов

icon РПЗ.doc

Московский ордена Ленина ордена Октябрьской Революции
и ордена Трудового Красного Знамени
Государственный Технический Университет имени Н. Э. Баумана
Расчётно-пояснительная записка
к курсовому проекту на тему:
Проектирование привода ленточного транспортёра
Д.М. 13.04.00.000. ПЗ
Кинематическая схема4
Выбор электродвигателя.5
Определение общего передаточного числа.5
Определение частоты вращения мощности и крутящего момента для каждого вала.6
Выбор материала и допускаемых напряжений.7
Геометрический расчет червячной передачи.10
Расчет цепной передачи12
Определение диаметров валов редуктора14
Подбор подшипников качения.16
Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость16
Проверка долговечности подшипников.19
Выбор и расчёт шпоночных соединений21
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников23
Расчёт предохранительного устройства .. 24
Выбор посадок червячного колеса подшипников и других элементов.25
Кинематическая схема
I-Быстроходный вал II-Тихоходный вал III-Приводной вал
Проведем кинематический расчет привода ленточного конвейера схема которого изображена на рис.1 при заданном окружном усилии на звездочках F=5 кH окружной скорости V=0.3 мс шаге цепи конвейера p=125 мм и числе забьев z=8
2Кинематический анализ схемы привода.
Привод состоит из электродвигателя одноступенчатого червячного редуктора цепной передачи и приводного вала. Червячная передача служит для передачи мощности от электродвигателя к цепной передаче (5). При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче в опорах валов и в цепной передаче. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности развиваемой двигателем на величину потерь.
Выбор электродвигателя.
1 Мощность на приводном валу
2.Общий коэффициент полезного действия привода.
о = к.р.п *ч.р. * м. * п.п.в = 095 * 0.75 * 098 * 099 = 0691
где к.р.п = 0.95 – к.п.д. пары подшипников качения(по таблице 1.1[3])
ч.р = 0.75 – к.п.д. червячной передачи (по таблице 1.1[3])
м. = 098 – к.п.д. упругой муфты (по таблице 1.1[3])
п.п.в – к.п.д. пары подшипников на приводном валу (по таблице 1.1[3]).
3.Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления).
Принимаем двигатель АИР90L4: Рэл.дв=2.2кВт nэл.дв=1395 (обмин) d1=24мм [5]
Определение общего передаточного числа.
1.Частоты вращения барабана (приводного вала).
2.Передаточное число привода.
3.Передаточное число червячного редуктора.
Определение частоты вращения мощности и крутящего момента для каждого вала.
1.Частоты вращения валов привода.
2.Мощности на валах.
Результаты кинематического расчета. Таблица 1.1
Выбор материала и допускаемых напряжений.
1.Исходные данные для расчета:
а) вращающий момент на тихоходном валу Ттих = TII = 429 Нм;
б) скорость вращения тихоходного вала nтих = nII = 36обмин;
в) заходность червяка Z1=1;
г) суммарное время работы =1500 часов
2.Определим передаточное число редуктора:
3. Частота вращения червячного колеса:
4.Суммарное циклов перемены напряжений:
Ожидаемая скорость скольжения:
По таблице 1.1 из [5] с учетом Vск выбираем материал венца червячного колеса: Бр.АЖ9-4 sв = 400(МПа) sт = 200(МПа) Е = 1*105(МПа)способ отливки – в металическую форму.
Червяк принимаем Сталь20XHM
7.Расчет допускаемых напряжений.
Для колес из бронзы имеющей предел прочности sВ>300 МПа опасным является заедание и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения c учета количества циклов нагружения принимаем:
sF0 = 0.44*sT + 0.14*sB = 0.44*200+0.14*400=144 SF=1.75 NFE = KFE*N=0.2*324*104=64.8*104
8 Ориентировочное значение коэффициент нагрузки:
где Kb’ - коэффициент неравномерности нагрузки;
KV’ – коэффициент динамической нагрузки.
9 Ориентировочное значение межосевого расстояния.
T2 – вращающий момент на валу червячного колеса Нм.
11.Предварительное значение коэффициента диаметра червяка.
Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 4. и q=10
13.Коэффициент смещения.
14.1. Начальный угол подъема червяка.
14.2. Делительный угол подъема витка червяка.
15.Проверочный расчет по контактным напряжениям.
15.1. Коэффициент концентрации нагрузки.
15.2. Скоростной коэффициент.
15.4 Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления мс.
15.5. Расчетные контактные напряжения
Расчетное напряжение на рабочих поверхностях зубьев не превышает допускаемого следовательно ранее установленные параметры передачи можно принять:
Геометрический расчет червячной передачи.
Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам приведенным в таблице 32 [2].
1. Диаметры делительных окружностей для червяка:
d1 = m×q = 4*10 = 40 (мм)
d2 = m×Z2 = 4×40 = 160(мм)
2. Диаметры вершин для червяка:
da1 = d1 + 2×m = 40 + 2×4 = 48 (мм)
da2 = d2 + 2×m(1 + x) = 160 + 2×4 = 168 (мм)
3. Высота головки витков червяка:
4. Высота ножки витков червяка:
hf1 = 1.2×m = 1.2×4 = 48 (мм)
5. Диаметр впадин для червяка:
df1 = d1 – 2hf1 = 40 - 2×48 = 304 (мм)
df2 = d2 - 2×m×(1.2 + x) = 160 - 2×4×(1.2 ) = 1504 (мм)
6. Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2]):
b1 = (11 + 0.06×Z2)×m = (11 + 0.06×40)×4 = 656 (мм)
7. Наибольший диаметр червячного колеса:
8.Ширина венца червячного колеса:
13.Силы в зацеплении червячной передачи.
13.1. Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).
13.2. Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).
13.3. Радиальная сила
Fr = tg20×Ft2 = tg20×536125.61 = 1770 (H)
14. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.
[tраб] – максимально допустимая температура нагрева масла
P2=2.2кВт – подводимая мощность (мощность на валу червяка);
КТ=8 17.5 Вт(м2°С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем КТ=13 Вт(м2°С);
t0 – температура окружающего воздуха 20°С;
A – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса включая 70% площади поверхности ребер и бобышек м2
А=20*а1.7=20*011.7=04(м2)
а – межосевое расстояние червячной передачи м;
y - коэффициентучитывающий теплоотвод в раму или плиту (y=0.25)
tм [tм] следовательно редуктор специально охлаждать не надо.
Расчет цепной передачи
Т2=429 Н×м - крутящий момент на валу ведущей звездочки;
n2=36 обмин –частота вращения ведущей звездочки;
U=2 –передаточное число цепной передачи.
2 Назначаем однорядную роликовую цепь типа ПР
3 Предварительное значение шага для однорядной цепи
Ближайшее значение шага по стандарту P=38.1 мм; значение А=394.3 мм²
4 Назначение основных параметров:
4.1 Число зубьев ведущей звездочки.
4.2 Межосевое расстояние
=40·P=40·38.1=1524 мм
4.3 Примем что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.
5 Определение давления в шарнире.
Кд=1 – нагрузка без толчков и ударов;
Ка=1 – оптимальное межосевое расстояние;
Кн=1 – наклон передачи менее 60°;
Крег=1.25 – передача с нерегулируемым натяжением цепи;
Ксм=1.5 –смазывание цепи нерегулярное;
Креж=1.45 – работа в три смены;
Кэ=Кд+Ка+Кн+Крег+Ксм+Креж=1+1+1+125+15+145=2.72
Окружная сила передаваемая цепью.
Давление в шарнире однорядной цепи
Для дальнейших расчетов принимаем однорядную цепь ПР-38.1-1270. Ее параметры:
Шаг Р=38.1 мм диаметр ролика d1=22.23 мм расстояние между внутренними пластинами Dвн=25.24 мм ширина внутренней пластины h=36.2
6Число зубьев ведомой звездочки
7Делительный диаметр ведущей звездочки
8Диаметр окружности выступов ведущей звездочки
9Делительный диаметр ведомой звездочки
10 Диаметр окружности выступов ведомой звездочки
11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)
12 Диаметр обода ведомой звездочки (наибольший)
13 Ширина зуба звездочки
14 Ширина зубчатого венца звездочки
15 Межосевое расстояние
16 Потребное число звеньев цепи
17 Уточненное межосевое расстояние
Полученное значение уменьшаем на =(0.002 0.004) = =(0.002 0.004)*1564=3.128 6.256 мм. Окончательное значение межосевого расстояния:
18 Нагрузка на валы звездочек
Определение диаметров валов редуктора
Рассчитаем входной и выходной валы. Из предыдущих расчетов редуктора известно:
а) моменты передаваемые валами ТI = 142 Н×м и ТII = 429 Н×м;
1.Входной вал червячного редуктора.
1.1.Выбор материала вала.
Назначаем материал вала – Cталь 20Х. Принимаем по таблице 3 [3]:
sВ = 1000 МПа sТ = 800 МПа.
1.2.Проектный расчет вала.
По стандартному ряду принимаем dв=24 мм тогда по таблице 2 из [3] t =2 мм r = 1.6 мм f =1.
1.3.Определим диаметры участков вала.
Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].
Диаметры подшипниковых шеек:
dп1 = dв+2×t = 24+2×2 = 28 (мм);
Значения dп должны быть кратны 5 поэтому принимаем dп1 = 30 мм
Расстояние между опорами червяка примем равным диаметру червячного колеса то есть l1 » 160 мм
Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1 = 43 мм
2.1.Выбор материала вала.
2.2.Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [t] = 30 МПа.
По стандартному ряду принимаем d=45 мм тогда по таблице 2 из [3] t =28 мм r = 3 мм f=1.6
2.3.Определим диаметры участков вала.
Значения dп должны быть кратны 5 поэтому принимаем dп = 50 мм
Диаметр ступицы червячного колеса:
dст = (1.6 1.8)dп = (1.6 1.8)×50 = 8 (мм)
Принимаем dст = 60 мм.
Длина ступицы червячного колеса:
lст2 = (1.2 1.8)dст = (1.2 1.8)×60 = 64 (мм)
Принимаем lст2 = 65 мм.
Подбор подшипников качения.
1.Подбор подшипников для червяка.
Для червяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7306 средней серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 24.16 [3] выписываем: d = 30 мм D = 72 мм Т = 21 мм e = 0.34. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT = 170 мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:
lП = lТ + 2Т = 170 + 2×21 = 212 (мм)
2.Подбор подшипников для вала червячного колеса.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7210 легкой серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 24.16 [3] выписываем: d = 50 мм D = 90 мм Т = 22 мм e = 0.37. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT = 85мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:
lП = lТ + 2Т = 85 + 2×22 = 129 (мм)
Другие линейные размеры необходимые для определения реакций берем по компоновочной схеме: l1 мм l2 мм d1 мм l4 мм l5 мм d2 мм.
Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость
Для валов основным видом разрушения является усталостное статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.
1.Проведём расчёт тихоходного вала.
2. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.
Действующие силы: – окружная – осевая – радиальная =9Н – консольная – крутящий момент.
3.Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
. Отсюда находим что .
Выполним проверку: . Следовательно вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: – верно.
По эпюре видно что самое опасное сечение вала находится в точке причём моменты здесь будут иметь значения: .
Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие что где – расчётный коэффициент запаса прочности и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям которые определим ниже.
Найдём результирующий изгибающий момент как .
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 20X) по табл. 10.2 лит. 3: – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3): где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.4 лит. 3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.5 лит. 3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения .
Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала: .
Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: .
Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: где – расчётный диаметр вала.
Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: .
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .
Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса .
Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: – условие выполняется.
Проверка долговечности подшипников.
1.Подшипники для входного вала.
Для червяка примем подшипники роликовые конические 7306 средней серии. Из таблицы 24.16 [3] выписываем: d = 30 мм D = 72 мм Т = 21мм e = 0.34С = 24000 Н.
Из условия равновесия вала:
от сил действующих в вертикальной плоскости Fr
от сил действующих в горизонтальной плоскости Ft
Полные радиальные реакции опор
Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.92 (по рекомендациям [4])
Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника
P1 = (V×X×Fr1 + Y×Fa1)×Kб×Kт где
Kб = 1.3 – коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);
Kт = 1.0 – температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);
Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.
P1 = (0.4×1×898 + 0.92×28844.61)×1.3×1.0 = 3860 (H)
m =3.33 – показатель кривой выносливости.
Lh тр = 9460.8 ч – требуемая долговечность.
Lh1 > Lh тр подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
2.Подшипники для выходного вала.
Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7212A легкой серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 50 мм D = 90 мм Т = 22 мм e = 0.37 С = 46500 Н.
Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.86 (по рекомендациям [4])
P1 = (0.4×1×2324.12 + 0.86×65.191)×1.3×1.0 = 1281.426 (H)
Выбор и расчёт шпоночных соединений
Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.
1. Соединение быстроходного вала с муфтой. Имеем:
– крутящий момент на валу
– глубина паза ступицы
– допускаемое напряжение на смятие
– временное сопротивление (предел прочности при растяжении). Условие прочности:
2. Соединение тихоходного вала с колесом зубчатым. Имеем:
– глубина паза вала
– глубина паза ступицы
– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки
– временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении). Условие прочности:
3. Соединение приводного вала с предохранительной муфтой.
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
Для смазывания передачи применена картерная система.
1 Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:
– для тихоходной ступени
здесь – частота вращения вала тихоходной ступени – диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;
– для быстроходной ступени
здесь – частота вращения вала быстроходной ступени – диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.
2 Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:
здесь – диаметр окружностей вершин зубьев колеса бастроходной ступени.
3. Определим необходимый объём масла по формуле:
где – высота области заполнения маслом и – соответственно длина и ширина масляной ванны.
4. Выберем марку масла по табл. 11.2 лит. 3 в соответствии с работой редуктора при t=90ºС Цилиндровое 52. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .
Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.
Расчёт предохранительного устройства.
1.Дисковая муфта со срезными штифтами.
Расчет муфты проведён на основе данных “Cправочник конструктора-машиностроителя” том 2;
Тср=1343 Н×м ( с учётом Кзапаса=2.2);
Примем диаметр расположения 2-х штифтов d=134мм тогда
на каждый штифт действует сила:
F=10000H по справочнику выбираем штифты dшт=6мм;
1.Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424–75.
Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах (1 5 мм; 0.3 06 мм; до 1 ).
Материал полумуфт – чугун СЧ20.
Материал пальцев – сталь 45.
3. Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают что все пальцы нагружены одинаково а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:
где z – число пальцев z = 5.
Рекомендуют принимать = 18 2 МПа.
Выбор посадок червячного колеса подшипников и других элементов.
Выбираем следующие посадки:
червячное колесо на вал;
крышки на подшипниках качения;
внутренние кольца подшипников качения в корпус;
наружные кольца подшипников качения в корпус;
призматические шпонки в канавках валов;
призматические шпонки в канавках червячного колеса шкива.
А.В. Буланже Н.В.Палочкина Л.Д. Часовников методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин” часть 1 Москва МГТУ им. Н.Э. Баумана 1980г.
В.Н. Иванов В.С. Баринова “Выбор и расчёты подшипников качения” методические указания по курсовому проектированию Москва МГТУ им.Н.Э. Баумана 1981 г.
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов “Конструирование узлов и деталей машин” Москва “Высшая школа” 1985 г.
Д.Н. Решетов “Детали машин” Москва “Машиностроение” 1989г.
А. В. Буланже методическое указание по курсовому проектированию «Подбор и расчет цепных передач» Москва МГТУ им. Н.Э. Баумана 1981г.
Атлас конструкций “Детали машин” Москва “Машиностроение” 1980 г.

icon спецофикация 1.cdw

спецофикация 1.cdw
АИР 90L4 ТУ 16-525.564-84
Пояснительная записка
Болт М10Х40 ГОСТ 10602-94
Болт М16Х60 ГОСТ 10602-94
Гайка М16 ГОСТ 10605-94
Гайка М10 ГОСТ 10605-94
Гайка М30 ГОСТ 15523-70

icon спецофикация 2.cdw

спецофикация 2.cdw
Подшипник 7210 ГОСТ 27365-87
Прокладка регулировочная
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник 7306 ГОСТ 27365-87

icon спецофикация 2.1.cdw

спецофикация 2.1.cdw

icon спецофикация 3.cdw

спецофикация 3.cdw

icon Фрагмент.frw

Фрагмент.frw

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 23 часа 59 минут
up Наверх