Курсовая работа: Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании
🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Министерство Образования Российской Федерации
Липецкий Государственный Технический Университет
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Составители В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ В КУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ. Методические указания/Сост. В.Я.Баранцов,
Предназначены для студентов 3 курса дневной и очно-заочной форм обучения немеханических и немашиностроительных специальностей.
Даны методические указания по выбору электродвигателя и материалов для элементов зубчатых и червячных передач редукторов, а также последовательность их проектного расчета.
1. Цель и задачи курсового проектирования…………………………… .4
2. Тематика, объем и содержание курсового проекта………………….. 4
3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет
привода……………………………………………………………………. .4
4. Последовательность проектного расчета закрытых цилиндриче-
ских передач…….…………………………………………………………..7
5. Последовательность проектного расчета закрытых конических
прямозубых передач……………………………………………………….20
6. Последовательность проектного расчета червячных передач...……..24
Библиографический список……………………………………………….31
1. Цель и задачи курсового проектирования
Курсовое проектирование является заключительным этапом в изучении общеинженерных курсов «Прикладная механика», «Механика», «ДМ и основы конструирования» и имеет своей целью приобретение студентом навыков практического применения знаний, развитие умения пользоваться справочной литературой и стандартами, ознакомление с основными правилами и приемами проектирования механизмов и машин.
Знания и опыт, приобретенные студентами при выполнении курсового проекта или работы, послужат базой для изучения устройства, принципов работы и основ проектирования специального технологического оборудования.
2. Тематика, объем и содержание курсового проекта (работы)
Наиболее характерными темами курсовых проектов или работ являются приводы машин металлургического, литейного, сварочного, коксохимического производства или общего назначения.
Курсовой проект состоит из графической части (1…2 листа формата А1) и расчетно-пояснительной записки (30…40 страниц формата А4).
Содержание графической части проекта (работы) и расчетно-пояснительной записки изложено в специальных методических указаниях [1].
3. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой
Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходном валу привода и частота его вращения , которые могут быть заданы либо непосредственно, либо в виде тягового усилия на приводном барабане (тяговых звездочках) транспортера и скорости ленты (тяговой цепи), между которыми существует связь:
где Р – мощность, кВт; F t
- окружная сила (тяговое усилие), кН;
v – окружная скорость на барабане или звездочках, м/с.
Связь между частотой вращения приводного барабана (тяговых звездочек) транспортера и скоростью ленты (тяговых цепей) выражается зависимостью:
для ленточного транспортера n=60v/(π·D б
);
для цепного транспортера (при тяговой пластинчатой цепи по ГОСТ 588-74) n=60·10 3
v/(z·р);
где n – частота вращения, мин -1
; v – скорость ленты (тяговой цепи), м/с; D б
– диаметр приводного барабана, м; z – число зубьев тяговой звездочки; р – шаг тяговой цепи, мм.
Если на выходном валу привода задан момент, то мощность определяется из соотношения Р=Т·ω;
где Р – мощность, Вт; Т – вращающий момент, Н·м; ω – угловая скорость, рад/с.
Требуемая мощность электродвигателя
где Р - мощность на выходном валу привода; η общ
– общий КПД привода.
При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов (передач):
где к
– число передач, составляющих привод.
Рекомендуемые значения КПД некоторых видов передач приведены в пособиях [2], c.6; [3], c.5.
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
где n – частота вращения выходного вала привода, мин -1
; i общ
–общее передаточное отношение привода, определяемое как произведение значений передаточных отношений входящих в него передач:
Рекомендуемые значения передаточных отношений для различных передач приведены в пособии [2], c.7. Предварительно нужно принимать средние значения передаточных отношений.
По полученным значениям Р тр
и n дв.тр.
подбирается электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А (закрытый обдуваемый) по ГОСТ 19523-81 [2], c.417; [3], c.390.
По принятой частоте вращения вала электродвигателя при номинальной нагрузке n дв
и частоте вращения выходного вала n определяется фактическое передаточное отношение привода
которое необходимо перераспределить между отдельными передачами, приняв для проектируемого редуктора значение из стандартного ряда.
Для червячных редукторов можно принять следующие стандартные значения i: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50…
Угловые скорости вращения валов привода:
- вала электродвигателя ω дв
=π·n дв
/30, рад/с;
- последующих валов ω 1
= ω дв
/i 1
; ω 2
= ω 1
/i 2
и т.д.
Вращающие моменты на валах определяют из условия постоянства мощности с учетом потерь:
Т дв
=Р тр
/ ω дв
; Т 1
= Т дв
i 1
·η 1
; Т 2
= Т 1
i 2
·η 2
; и т.д.
4. Последовательность проектного расчета закрытых
4.1. Выбор материала зубчатых колес и вида термической
При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же марки стали, но с различной термической обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее чем на 20… 30 единиц НВ больше твердости колеса при прямых зубьях и более 40 единиц НВ – при косых и шевронных зубьях.
При твердости шестерни и колеса 45НRC и более не требуется обеспечивать повышенную твердость материала шестерни.
Рекомендации по применению незакаленных (с твердостью до 350 НВ) и закаленных (с твердостью активных поверхностей зубьев более 350НВ) приведены в [2], c.11…12.
Механические характеристики сталей для зубчатых колес приведены в табл.1. Для сравнения твердости, выраженной в единицах НВ и НRC, можно пользоваться зависимостью: 1 HRC≈10HB.
4.2.Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса
Определение допускаемых контактных напряжений [σ] H
регламентируется ГОСТ 21354-75:
где σ HO
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения (см. табл. 2); К HL
– коэффициент долговечности, определяемый по формуле
Механические характеристики сталей для зубчатых колес
Предельный диаметр заготовки шестерни, мм
Предельная толщина или ширина обода колеса, мм
Предельный диаметр заготовки шестерни, мм
Предельная толщина или ширина обода колеса, мм
Значения предела контактной выносливости и коэффициента
Термическая и термохимическая обработка
Значения базового числа циклов нагружения N HO
=(НВ) 3
или см. [2], рис.2.1 в зависимости от средней твердости. Эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи N HЕ
:
N H
Е
=60Σ(T i
/T max
) m
·n·t i
·c , (4)
где n – частота вращения шестерни (колеса), мин -1
; t i
- срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений (число одинаковых зубчатых колес, одновременно находящихся в зацеплении с данной шестерней (колесом); T i
,T max
,t i
- заданы циклограммой нагружения (T max
- наибольший длительно действующий момент); m – показатель степени, m=3.
При реверсивной нагрузке значение N HE
уменьшается в 2 раза.
Значения К HL
, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1 <
К HL
<
2,3 для мягких и 1 <
К HL
<
1,8 для твердых (>350НВ) колес.
Расчет прямозубых передач ведут по меньшему из полученных для шестерни и колеса значений [σ] H
.
[σ] H
=0,45([σ] H
1
+[σ] H
2
) , (5)
при этом должно выполняться условие
где [σ] Hmin
, как правило, является [σ] H
2
.
4.3. Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на
Допускаемые напряжения изгиба [σ] F
определяются по формуле:
где σ F0
- предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения (табл.3); S F
- коэффициент безопасности (табл.3); K FL
– коэффициент долговечности
здесь m – показатель степени, зависящий от твердости: m=6 при твердости <
350НВ; m=9 при твердости >350НВ; N FЕ
– эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, определяемое по формулам (3) или (4), но при этом в формуле (4) m=6 при твердости <
350НВ; m=9 при твердости >350НВ.
Значения K FL
, принимаемые к расчету, могут быть в пределах
1 <
K FL
<
2,08 при твердости <
350НВ и 1 <
К FL
<
1,63 при твердости >350HB.
Для реверсивных передач значения [σ] F
уменьшают на 20%.
4.4. Определение предельно допускаемых напряжений
При кратковременных перегрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемыеуле:
где i – передаточное отношение ступени редуктора; А – численный коэффициент, А=310 для прямозубых передач; А=270 для косозубых и шевронных передач; Т 2
– вращающий момент на валу колеса, Н·мм; ψ ba
=b 2
/a w
– коэффициент ширины зубчатого венца. По ГОСТ 2185-66* ψ ba
может принимать значения: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25. Для прямозубых передач ψ ba
=0,125…0,25; для косозубых ψ ba
=0,25…0,4; для шевронных ψ ba
=0,5…1,0; К Н
– коэффициент нагрузки
где К Нα
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач К Нα
=1, для непрямозубых К Нα
=1,0…1,15; К Нβ
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 4). К Нυ
- коэффициент динамичности нагрузки, К Нυ
= 1…1,1.
По полученному значению а w
принимается ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-66 (мм): 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (224); 250; (280); 315; (355); 400 (значения в скобках менее предпочтительны).
При твердости зубьев шестерни и колеса <
350НВ m=(0,01…0,02)а w
; при твердости зубьев шестерни >
45 HRC и колеса <
350НВ m=(0,0125…0,025)а w
; при твердости зубьев шестерни и колеса > 350 НВ m=(0,016…0,0315)а w
.
По ГОСТ 9563-80* принимается ближайшее стандартное значение модуля, (мм): 1,5; (1,75); 2,0; (2,25); 2,5; (2,75); 3,0; (3,5); 4,0; (4,5); 5,0; (5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10… (значения в скобках менее предпочтительны).
Для косозубых и шевронных колес стандартным считают нормальный модуль m n
.
4.7. Определение суммарного числа зубьев
Для прямозубых передач z Σ
= z 1
+z 2
=2а w
/m; для косозубых и шевронных z Σ
= z 1
+ z 2
=2а w
соsβ / m n
, где β – угол наклона зубьев. Для косозубых передач β=8…18º, для шевронных β=25…40º.
4.8. Определение чисел зубьев шестерни и колеса
z 1
= z Σ
/(i +1); z 2
=z Σ
- z 1
,
По округленным до целых значениям чисел зубьев уточняется передаточное отношение i= z 2
/z 1
. Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не должно превышать +
2,5%.
4.9. Проверка межосевого расстояния
Для прямозубых колес а w
=0,5(z 1
+z 2
)m, для косозубых и шевронных а w
=0,5(z 1
+z 2
)m n
/cosβ. Если полученное значение а w
не соответствует ранее принятому стандартному, расхождение устраняется изменением угла наклона зубьев
Вычисление сosβ производится с точностью до пяти значащих цифр. Действительный угол наклона зубьев β при этом определяется с точностью до 1секунды. Рекомендуется проверить расчеты, определив
d 1
=z 1
m n
/cos β; d 2
=z 2
m n
/cos β
c точностью до сотых долей миллиметра и убедиться, что расчетное межосевое расстояние 0,5(d 1
+ d 2
)= а w
соответствует принятому ранее.
Если принятое ранее значение ψ ba
<0,4, должно выполняться условие ψ ba
>
2,5m n
/(a w
sinβ).
Ширина зубчатого венца колеса b 2
=ψ ba
a w
, шестерни
b 1
= b 2
+(5…10)мм с последующим округлением до целых значений.
4.11. Проверка правильности принятых ранее значений размеров
ширина заготовки для зубчатого колеса b заг2
= b 2
+5мм; толщина заготовки для обода колеса s заг2
=5m n
+(7…10)мм. Полученные значения размеров заготовок не должны превышать принятых ранее по табл.1.
4.12. Определение окружной скорости в зацеплении
4.13. Назначение степени точности передачи в зависимости от
Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.
Степень точности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81
Предельная окружная скорость, м/с при степени точности
4.14. Уточнение коэффициента нагрузки
где К нα
=1 – для прямозубых передач; для непрямозубых см. табл.6.
Значение коэффициента К нα
для непрямозубых колес
Значения К нβ
и К нυ
принимаются по табл. 7, 8.
4.15. Проверка величины расчетного контактного напряжения
полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах (0,8…1,05) [σ] Н
.
4.16. Проверка контактной прочности при кратковременных
где σ Н
– расчетное напряжение, полученное по формуле (10).
4.17. Проверка зубьев на выносливость при изгибе
где Y F
– коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев (для непрямозубых колес – от эквивалентного числа зубьев z υ
=z/cos 3
β).
Y F
… 4,26 4,07 3,98 3,92 3,88 3,81 3,71
Y β
– коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Для прямозубых колес Y β
=1, для непрямозубых Y β
=1-β/140˚.
К FL
– коэффициент нагрузки, К F
= К F
α
· К F
β
· К F
υ
,
где К F
α
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач К F
α
=1, для непрямозубых значения К F
α
следующие:
К F
β
·- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл.9). К F
υ
, - коэффициент динамичности нагрузки (табл.10).
Расчет по формуле (12) выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение [σ] F
/Y F
имеет меньшее значение.
4.18. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках
где - расчетное напряжение по формуле (12).
4.19. Определение и сведение в таблицу основных параметров
,Основные параметры зубчатой передачи
1. Вращающий момент на ведомом валу, Н·м.
6. Направление наклона зубьев шестерни
8. Диаметр делительный, мм: шестерни
11. Ширина зубчатого венца, мм: шестерни
5. Последовательность проектного расчета закрытых
5.1. Выбор материала зубчатых колес и назначение термической обработки
(см. п. 4.1.)
Для конических зубчатых колес твердость шестерни должна быть выше твердости колеса не менее чем на 100 единиц НВ.
5.2. Определение допускаемых напряжений
(см. п. 4.2…4.3 )
5.3. Определение внешнего делительного диаметра колеса
где Т 2
– вращающий момент на валу колеса, Н·мм; i – передаточное отношение; К Н
– коэффициент нагрузки. При твердости активных поверхностей зубьев <
350НВ предварительно принимают К Н
=1,2, при твердости >350 К Н
= 1,35; ψ bRe
= b/Re <
0,3 – коэффициент ширины зубчатого венца. Для стандартных редукторов ψ bRe
=0,285.
Окончательно принимают ближайшее значение d e
2
по ГОСТ 2185-66 (см. п. 4.5).
5.4. Определение внешнего окружного модуля
Далее нужно выписать значения m e
по ГОСТ 9563-80* (см. п. 4.6), попадающие в полученный интервал. Окончательно принимается значение модуля, обеспечивающее получение целого числа z 2
=d e
2
/m e
. После этого определяется z 1
=z 2
/i, округляется до целого числа и уточняется передаточное отношение, отклонение которого от принятого номинального не должно превышать +
3%.
Если ни одно из стандартных значений m e
в нужном интервале не обеспечивает целого числа z 2
или Δi>[ Δi], принимается нестандартное значение m e
(вычисляется до тысячных долей миллиметра).
5.5. Определение углов при вершине делительных конусов
5.6. Проверка правильности выбора размеров заготовок
d заг1
≈ d е1
+(3…3,5)m e
; s заг2
≈ 5m e
+(5…7) мм.
Полученные значения размеров заготовок не должны превышать принятых ранее.
5.7. Определение внешнего конусного расстояния
5.8. Определение ширины зубчатого венца
при этом должно выполняться условие b <
10m e
.
5.10. Определение средней окружной скорости передачи
5.11. Назначение степени точности передачи
(см. табл. 5)
5.12. Уточнение величины коэффициента нагрузки
К н
= К нα
· К нβ
· К нυ
, (см. табл. 6…8).
5.13. Проверка величины расчетного контактного напряжения
при этом должно выполняться условие:
5.14. Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках
(см. п. 4.16)
5.15. Проверка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб
где F t
=2T 2
/(mz 2
) – окружная сила, Н; значение К F
определяется так же как и для цилиндрических зубчатых колес (см. пояснения к формуле (12); коэффициент формы зуба Y F
определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев z υ
=z/cosδ.
5.16. Проверка прочности зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках
(см. п. 4.18)
5.17. Определение основных геометрических параметров конической передачи
(табл. 12) и сведение основных результатов расчетов
Геометрические параметры конических прямозубых колес по
ГОСТ 19624-74 (при α=20˚, δ 1
+ δ 2
=90˚)
Основные параметры конической передачи
Внешний диаметр вершин зубьев колеса, мм
6. Последовательность проектного расчета червячных
6.1. Выбор материалов червяка и зубчатого венца колеса. Определение допускаемых напряжений
Для червяков принимают те же марки сталей, что и для зубчатых колес (см. табл. 1). Улучшенные червяки ( <
350HB) применяют для передач мощностью до 1 кВт при малой длительности работы.
Для длительно работающих передач большей мощности применяют червяки с твердостью >
45HRC с шлифованной или полированной поверхностью витков.
Выбор материала для зубчатого венца колеса (см. табл.14) связан со скоростью скольжения, которую ориентировочно можно определить по формуле:
где n 1
– частота вращения червяка, мин -1
; Т 2
– момент на валу червячного колеса, Н·м.
Коэффициент С υ
учитывает интенсивность изнашивания материала, зависит от скорости скольжения:
[σ] F
=(0,25 σ T
+0,08 σ B
)K FL
для 1 и П групп;
[σ] F
=0,22 σ ВИ
K FL
для Ш группы.
Предельно допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках:
[σ] Нпр
=4σ T
; [σ] F
пр
=0,8σ T
- для 1 группы;
[σ] Нпр
=2σ T
; [σ] F
пр
=0,8σ T
- для П группы;
[σ] Нпр
=1,65σ ВИ
; [σ] F
пр
=0,75σ ВИ
- для Ш группы.
K Н
L
- коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
K FL
- коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
Здесь N HE
и N FE
– число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы передачи, определяются по формулам (3) или (4), но при определении N HE
в формуле (4) m=4, при определении N FE
m=9.
Значения K НL
, принимаемые к расчету, могут быть в пределах
Материалы и допускаемые контактные напряжения для венцов червячных колес
Способы отливки: К – в кокиль, Ц – центробежный, З – в землю (единичное производство).
* Для закаленных ТВЧ червяков с шлифованными витками.
0,67 <
K Н
L
- <
1,15, значения K FL
в пределах 0,543 <
K FL
- <
1.
Для реверсивных передач значение [σ] F
уменьшают на 20%.
6.2. Определение межосевого расстояния
где Т 2
– момент на валу червячного колеса, Н·мм.
По ГОСТ 2144-76 выбирают ближайшее значение а w
из ряда, мм: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315…
6.3. Назначение числа заходов червяка в зависимости от
и определение числа зубьев червячного колеса z 2
= z 1
·i.
6.4. Определение значений модуля m=(1,4…1,7)a w
/z 2
и коэффициента диаметра червяка q=(2a w
/m)-z 2
По ГОСТ 2144-76 окончательно принимают значения m и q из рядов:
При этом из условия жесткости червяка должно выполняться условие
6.5. Определение коэффициента смещения инструмента
при этом должно выполняться условие
6.6. Определение фактического передаточного отношения
При этом отклонение не должно превышать +
4% от ранее принятого.
6.7. Определение основных параметров червячной передачи
делительный диаметр червяка d 1
=mq;
делительный диаметр червячного колеса d 2
=mz 2
;
начальный диаметр червяка d w
1
=m(q+2x);
диаметр вершин витков червяка d а1
= d 1
+2m;
диаметр впадин витков червяка d f
1
= d 1
-2,4m;
длина нарезной части червяка: при z 1
=1; 2 b 1
>
(11+0,06 z 2
)m;
при z 1
=4 b 1
>
(12,5+0,09 z 2
)m;
угол подъема витков червяка γ=arctg(z 1
/q);
диаметр вершин зубьев колеса d а2
=m(z 2
+2+2x);
диаметр колеса наибольший d ам2
<
d а2
+6m(z 1
+2);
диаметр впадин зубьев колеса d f
2
=m(z 2
-2,4+2x);
ширина зубчатого венца колеса при z 1
=1; 2 b 2
=0,335а w
;
6.8. Определение окружных скоростей на червяке и колесе υ 1
=0,5ω 1
d 1
·10 -3
, м/с; υ 2
=0,5ω 2
d 2
·10 -3
, м/с и скорости скольжения
Если скорость скольжения отличается от ранее принятой, необходимо уточнить значение допускаемого напряжения для материала колеса.
Степень точности червячных передач определяется в зависимости от скорости скольжения:
где φ΄ - приведенный угол трения [2], c.35; [3], табл.4.4.
Окружная на колесе и осевая на червяке F t
2
= F a
1
=2T 2
/d 2
; окружная на червяке и осевая на колесе F t
1
= F a
2
=2T 1
/d 1
; радиальные силы F r1
= F r2
= F t2
tgα; где α – угол профиля витка червяка.
6.12.Расчетное контактное напряжение
где К – коэффициент нагрузки. При υ 2
<
3м/с К=1; при υ 2
>3м/с К=1,1…1,3; [σ] Н
– уточненное по действительной скорости скольжения υ s
значение допускаемого напряжения.
6.13. Проверка зубьев колеса на изгиб
где Y F
– коэффициент формы зуба, выбираемый по эквивалентному числу зубьев колеса z υ
2
=z 2
/cos 3
γ:
z υ
2
20 26 30 35 40 45 50 60 80 100 150
Y F
1,98 1,85 1,76 1,64 1,55 1,48 1,45 1,40 1,34 1,3 1,27.
ξ – коэффициент, учитывающий износ зубьев. Для закрытых передач ξ=1.
6.14. Проверка прочности зубьев колеса при кратковременных перегрузках
где σ Н
, σ F
– расчетные напряжения (см. пп. 6.12, 6.13).
6.15. Сведение в таблицу основных параметров передачи (табл. 15)
Основные параметры червячной передачи
1. Вращающий момент на валу колеса, Н·м.
7. Диаметр делительный, мм: червяка
9. Диаметр вершин витков червяка, мм
10. Диаметр впадин витков червяка, мм
11. Длина нарезанной части червяка, мм.
12. Диаметр вершин зубьев колеса, мм
13. Диаметр впадин зубьев колеса, мм
1. Баранцов В.Я. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов и работ по дисциплинам «Механика», «Прикладная механика», «ДМ и основы конструирования» / Баранцов В.Я., Зайцева Т.Г. Липецк: ЛГТУ, 2002,-32 с.,(№2782).
2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов/П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов.-М.: Высш. шк., 2000.- 447с.
3. .Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин/Под ред. С.А. Чернавского. М.: Высш. шк., 1988.- 416 с.
4. Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика. Учебник для вузов/ Г.Б.Иосилевич, Г.Б. Строганов, Г.С. Маслов. Под ред. Г.Б. Иосилевича.-М.: Высш. шк. – 1989.- 315 с.
Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании
Подписано к печати. Формат 60х801/16.Ризография. Бесплатно. Объем 2,0 п.л. Тираж 800 экз. Заказ. Бумага газетная.
Липецкий государственный технический университет. 398600. Липецк, ул. Московская, 30. Типография ЛГТУ. 398600. Липецк,
Название: Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании
Раздел: Остальные рефераты
Тип: курсовая работа
Добавлен 17:45:15 15 сентября 2005 Похожие работы
Просмотров: 994
Комментариев: 15
Оценило: 6 человек
Средний балл: 4.3
Оценка: 4 Скачать
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.
Курсовая работа: Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании
Эссе Горы
Контрольная работа по теме Понятие и функции эмоций
Контрольная работа: Расчет экономической эффективности машины для формования теста
Курсовая Работа Лицензирование Фармацевтической Деятельности 2022
Дипломная работа по теме Разработка технологии монтажа гидравлического пресса 'Лайс'
Сочинение О Дружбе 6 Класс
Реферат: Controversial Pornography Essay Research Paper Controversial Pornography
Итоговая Контрольная Работа
Доклад: Декабристы в Москве и Московской губернии
Реферат: Памятники Кубани
Дипломная работа: Методика преподавания темы: "Использование электронны таблиц для финансовых и других расчетов" в 10 классе. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат по теме Планирование человеческих ресурсов
Разработка Тура Дипломная Работа
Сочинение Понравился
Реферат по теме Опухоли головного мозга
Реферат: Нелинейные электрические цепи в режиме постоянного тока. Скачать бесплатно и без регистрации
Короткое Сочинение Про 7
Пособие по теме История моего города
Доклад по теме Система принятия верных решений
Курсовая Работа Заказать Метро Белорусская
Реферат: Математические основания геоморфологии (по статье А.С. Девдариани)
Реферат: Голос человека
Реферат: Новое открытие в астрономии подтверждает существование антигравитирующего вакуума