Разработка привода главного движения станка модели 1Б140 - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Разработка привода главного движения станка модели 1Б140

Назначение станка, выполняемые операции, определение технических характеристик. Выбор структуры, кинематический расчет привода главного движения. Разработка конструкции, расчет шпиндельного узла на точность, жесткость, виброустойчивость. Система смазки.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

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


Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения. Непрерывное совершенствование и развитие машиномтроения связано с прогрессом станкостроения, поскольку металлорежущие станки с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.
К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, виброустойчивость, теплостойкость, технологичность.
1 . Назначение станка, выполняемые операции. Задачи проектирования (модернизация)
Токарно-револьверный автомат модели 1Б140 предназначен для серийного и массового производства деталей из круглого, квадратного и многогранного калиброванного прутка. Максимальные размеры обрабатываемой детали: диаметр - 40 мм, длина - 90 мм. При применении приспособления для внешней подачи максимальный диаметр детали - 45 мм. Кроме загрузки автомата прутком все процессы автоматизированы.
В универсальном исполнении автомат имеет револьверную головку с 6-ю гнездами для инструмента, четыре поперечных суппорта (один суппорт имеетдополнительное и продольное перемещение), приспособление для быстрого сверления, качающийся упор.
Дополнительно станок может быть оборудован приспособлением для внешней подачи, приспособлением для заправки прутка, приспособлением для поперчного сверления, магазинным устройством, винтовым транспортером, приспособлением для проточки конусов.
Пределы чисел оборотов шпинделя и подачи суппортов позволяют обрабатывать широкий диапазон изделий на рациональных режимах.
Целью модернизации является изменение диапазона размеров обрабатываемых деталей до 30 мм и увеличение количества материалов, которые можно обрабатывать на рациональных режимах. Это можно осуществить применением более мощного двигателя и увеличением диапазона регулирования.
2 . Определение технических характеристик станка
Максимальный диаметр обрабатываемой детали
Минимальный диаметр обрабатываемой детали
d min = d max /(4…8)=30/(4…8)=4…8 мм; принимаем d min =8 мм
Обрабатываемые материалы: сталь у в ?750 МПа, БрОЦС6-6-3.
Инструментальные материалы: твёрдые сплавы, HSS.
станок привод шпиндельный технический
2.1 Выбор параметров обработки при точении
Рассмотрим последовательность определения режимов резанья при точении для d max =30 мм материала сталь у в ?750 МПа обрабатываемого твёрдым сплавом. Остальные данные сведём в таблицу
Подача. При точении без ограничивающих факторов выбираем максимально допустимую по прочности твердосплавной пластины подачу
где Т=60 - период стойкости инструмента;
C v , q, m, y - эмпирические коэффициенты;
K v - общий поправочный коэффициент.
где К mv -коэффициент на обрабатываемый материал;
К uv -коэффициент на инструментальный материал;
К nv -коэффициент, учитывающий глубину сверления.
Тангенциальная составляющая силы резания [5]
где С p , n, x, y - имперические коэффициенты
K p - общий поправочный коэффициент
где - коэффициенты, учитывающие обрабатываемый материал, геометрию инструмента
Остальные расчёты сведены в таблицу 1
Таблица 1 - Параметры обработки при сверлении
3 . Выбор структуры, кинематический расчет привода главного движения
3.1 Выбор структуры привода главного движения
Из таблицы 1 видно, что максимальная частота
Знаменатель геометрического ряда =1,26
Определяем частоты вращения шпинделя
Таблица 2 - Частоты вращения шпинделя
Составим структурную формулу привода
Рисунок 1 - Структурная сетка привода
Рисунок 2 - кинематическая схема привода
Исходя из кинематической схемы привода и структурной сетки привода, строим график частот
Рисунок 3 - График частот вращения шпинделя
Определяем передаточные отношения для каждой передачи. Покажем расчёт для первой пары зубчатых колёс остальные расчеты сведём в таблицу 3.
Суммарное число зубьев Z=80; z 1 =28 z 2 =52
Определяем фактические частоты и их отклонения от стандартных значений n 1 =n э i 1 i 4 i 6 =1460 0,538 0,5 1 =393,1 мин -1
Отклонение от стандартного значения:
Аналогично находим значения для других частот (таблица 4)
Таблица 4 - Частоты и их отклонения от стандартных значений
3.2 Определение моментов на валах и КПД привода главного движения
Определим расчётную частоту вращения шпинделя и построим расчётную цепь:
По графику частот (рисунок 3) принимаем n p =n 5 =1000 мин -1
Определяем крутящие моменты на валах по расчётной цепи [4]
Общий КПД привода главного движения:
4 . Силовой, прочностной расчет основных элементов привода главного движения
4.1 Проектный расчет цилиндрических зубчатых передач на выносливость зубьев при изгибе
Модуль передачи должен удовлетворять условию [2]:
где k m =13 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
M 1 F - крутящий момент на шестерне, Н мм;
k F =1,4 - коэффициент нагрузки на шестерне;
Y F 1 - коэффициент, учитывающий форму зуба;
bm - отношение ширины колеса к модулю;
FP 1 - допускаемое напряжение для материала шестерни, МПа.
где Flimb =504 - предел выносливости зубьев, МПа;
k FL - коэффициент режима нагружения и долговечности.
где m F =6 - показатель кривой усталости;
N F 0 =410 6 - базовое число циклов перемены напряжения при изгибе;
N FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.
где t=10 4 - расчетный срок службы передачи, часов.
Теперь определим значения величин для первой передачи (z 1 =33, z 2 =47 рисунок 2) - с первого на второй вал и для второй передачи (z 1 =18, z 2 =36) - со второго вала на третий (рисунок 2).
Y F 1 =3,9 при эквивалентном числе зубьев 33, M 1 F =30,55 Нм
Y F 1 =4,2 при эквивалентном числе зубьев 18, M 1 F =42,64 Нм
4.2 Проектный расчет передач на контактную выносливость зубьев
Начальный диаметр шестерни должен удовлетворять условию [2]:
где k d =770 - вспомогательный коэффициент;
HP - допускаемое контактное напряжение, МПа.
где Hlimb =1050 МПа - базовый предел контакной выносливости поверхностей зубьев;
S H =1,2 - коэффициент безопасности.
HP =0,45 ( HP 1 + HP 2 )=0,45 (787,5+787,5)= 708,8 МПа
HP <1,25 Hpmin ; 708,8<1,25787.5=984,4 МПа - выполняется
Принимаем больший модуль из полученных при расчете передачи на выносливость при изгибе и на контактную выносливость, и округляем до стандартного m=3 мм.
Принимаем больший модуль из полученных при расчете передачи на выносливость при изгибе и на контактную выносливость, и округляем до стандартного m=4 мм;
4.3 Проверочный расчет цилиндрических зубчатых перелач на выносливость зубьев при изгибе
Удельная расчетная окружная сила [2]:
где k Fv =1,1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
k F =1,05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
k F =1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
где Y =1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость при изгибе определяем по формуле [2]:
где k Fg =1,1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев;
k F =1,1 - коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переходной поверхности зубьев;
k Fc =0,7 - коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при реверсивной нагрузке;
k xF =1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;
Y S - коэффицент, отражающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений;
Y R =1,1 - коэффициент, учитывающий параметры шероховатости;
S F =2,2 - коэффициент безопасности.
Условие F < FP 42,1<77,2 МПа выполняется.
Условие F < FP 42,75<79,9 МПа выполняется.
4.4 Расчет п е редачи на контактную выносливость зубьев
Удельная расчетная окружная сила [2]:
где k Hv =1,1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
k H =1,05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
k H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
k H =1+0,0025 (0,17N) 4 v+0,02 (N-6) 1,35 ,
где N=7 - степень точности зубчатой передачи;
v - окружная скорость в зацеплении, м/с
k H =1+0,0025 (0,177) 4 15,1+0,02 (7-6) 1,35 =1,03;
k H =1+0,0025 (0,177) 4 7,54+0,02 (7-6) 1,35 =1,02;
Расчетное контактное напряжение [2]:
где z H =1,76 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
z M =274 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
z - коэффициент, зависящий от коэффициента торцового перекрытия
и коэффициента осевого перекрытия , который для прямозубых колес равен 0.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач [2]:
где z R =0,95 - коэффициент, учитывающий параметры шероховатости;
z v - коэффициент, учитывающий окружную скорость;
k L =1 - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;
k x Н =1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;
k HL - коэффициент режима нагружения и долговечности
где N H 0 =2510 6 - базовое число перемены циклов напряжений;
N HE =N FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.
Выполним расчеты для каждой передачи.
Н НР - 303,72543,5 МПа выполняется.
Н НР - 404,2519,1 МПа выполняется.
4.5 Расчет поликлиноременной передачи
Задаемся расчетным диаметром ведущего и ведомого шкивов d 1 =d 2 =140 мм, так как передаточное отношение и=1. Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, и его частоты вращения:
где п=1000 мин -1 - расчетная частота вращения ведущего шкива;
Т 1 =83,58 Нм - крутящий момент на выходном валу коробки скоростей.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние [6]:
а?0,55 (d 1 +d 2 )+Н=0,55(140+140)+9,5=97,5 мм,
где Н=9,5 - высота сечения поликлинового ремня, мм.
значение округляем до ближайшего большего стандартного l=900 мм.
станок привод шпиндельный технический
Число клиньев поликлинового ремня [6]:
где [P П ] - допускаемая мощность передаваемая ремнями, кВт
[P П ]=[P 0 ]С р С С l =110,91,01,0=9,9 кВт,
где [P 0 ]=11,0 - допускаемая приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями;
С р =0,9 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;
С l =1,0 - коэффициент зависящий от длины ремня.
Сила предварительного натяжения поликлинового ремня [6]:
где 1 =180 о - угол обхвата ремнем ведущего шкива.
Электродвигатель и вал коробки скоростей соединены упругой муфтой с торообразной оболочкой вогнутого профиля ГОСТ 20884-93. Выбор муфты производим не по передаваемому вращающему моменту, а по диаметру внутреннего отверстия. Принимаем муфту с номинальным вращающим моментом 100 Нм и внутренним отверстием d=35 мм. Отверстие одной полумуфты, соединяемой с валом электродвигателя, необходимо перед сборкой расточить до d=38 мм.
Выбор электромагнитных муфт контактного типа Э1М…2 производится в зависимости от крутящего момента на валу и угловой скорости [6].
где п - частота вращения вала, мин -1
Конкретные типоразмеры муфт примем после расчета диаметров валов коробки скоростей
4.7 Расчёт диаметров валов и предварительный выбор подшипников
Ориентировочно диаметры валов определяем из соотношения [2]:
где Т-момент на соответствующем валу
Диаметры валов необходимо согласовать с диаметрами внутренних колец подшипников, а также с посадочными отверстиями электромагнитных муфт.
Диаметр выходного конца электродвигателя d=38 мм.
Диаметры валов необходимо принять несколько больше, так как подача смазочной жидкости будет осуществляться через отверстия в валах.
На первом и втором валу будут установлены электромагнитные муфты Э1М07.2, имеющие посадочное отверстие d=25 мм, следовательно принимаем диаметр валов d 1 =d 2 =25 мм.
На третьем валу устанавливаем муфту Э1М08.2 с отверстием d=30 мм. Принимаем d 3 =30 мм.
Предварительно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75 средней серии для установки в корпус и легкой серии для зубчатых колес.
Рисунок 4 - Схема приложения нагрузки
Наиболее нагруженным валом в коробке скоростей является III (рисунок 4), на который действует помимо сил в зубчатом зацеплении сила давления, передаваемая от поликлиноременной передачи.
Определим окружную силу в зацеплении [4]:
где d 2 =тz 2 =436=144 мм - делительный диаметр колеса;
Т 2 =83,58 Нм - крутящий момент на колесе.
По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек их приложения, переносим их на рисунок. Для облегчения расчёта применим относительную систему координат совпадающую с направлениями сил F r и F t .
М А =F ОП Z l 1 -F r l 2 -R BZ (l 2 +l 3 )=0,
М B =F ОП Z (l 1 +l 2 +l 3 )+F r l 3 -R AZ (l 2 +l 3 )=0,
F z =-F ОП Z +R AZ -F r -R BZ =1811,3+2267,6-422,5-33,8=0
М А =-F ОП X l 1 -F t l 2 +R BX (l 2 +l 3 )=0,
М B =-F ОП X (l 1 +l 2 +l 3 )+F t l 3 +R AX (l 2 +l 3 )=0,
F z =F ОП X -R AX -F t +R BX =1811,3-1383,2-1160,8+732,7=0
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 5)
Рисунок 5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов
4.9 Расчет вала на сопротивление усталости
4.10 Расчет вала на статическую прочность
Проверка статической прочности проводится по условию [4]:
где у Е - эквивалентное напряжение;
[]=0,8 T =0,8750=600 МПа - предельное допускаемое напряжение;
4.11 Проверочный расчет подшипников по динамической грузоподъемност и
Сопоставим расчетную динамическую грузоподъемность С расч с базовой С:
Для радиальных подшипников условие имеет вид [4]:
где С r расч - расчетная радиальная грузоподъемность, Н;
Р r - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н;
п=1000 мин -1 - частота вращения внутреннего кольца подшипника;
L h =1210 4 ч - требуемая долговечность подшипника;
К НЕ =0,18 - коэффициент режима нагрузки;
С r =29,1 кН - базовая радиальная динамическая грузоподъемность.
Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;
R r =2656,2 H - наибольшая радиальная нагрузка действующая на подшипник;
К Б =1,4 - коэффициент безопасности;
К Т =1 - температурный коэффициент.
Проверку на статическую грузоподъемность не проводим, так как подшипники не работают на частотах ниже 10 мин -1 .
5 . Разработка конструкции, расчет шпиндельного узла на точность, жесткость, виброустойчивость
5 .1 Разработка конструкции шпиндельного узла
Определим диаметр шпинделя из условия работоспособности [3]:
Подшипники шариковые радиально-упорные серии 36200 и роликовые радиальные серии 3182100К 5 класса точности.
Расстояние между опорами принимаем конструктивно из условия возможности размещения между ними механизма подачи прутка.
5.2 Расчет шпиндельного узла на жесткость
Станок нормальной точности обеспечивает получение деталей с размерами по 8 квалитету точности. Лимитирующий диаметр обрабатываемой детали 30 мм. Допуск на этот диаметр по 8 квалитету составляет ? д =33 мкм. Допускаемое радиальное биение переднего конца шпинделя должно быть [3]:
Изобразим схему нагружения шпинделя, заменив подшипники опорами и определим реакции, возникающие в подшипниковых опорах.
Рисунок 6 - Схема нагружения шпинделя
Составим уравнение моментов относительно опоры В:
где Q=2561,2 Н - консольная сила, вызванная натяжением поликлинового ремня; P=3930 Н - максимальная сила резания.
Составим уравнение равновесия на вертикальную ось:
R B =Q+P-R A =2561,2+3930-4236,4=2254,8 H
Передняя опора представляет собой роликовый радиальный двухрядный подшипник с короткими роликами диаметром d=80 мм. Радиальная жесткость j A =800 Н/мкм (810 5 Н/мм).
Задняя опора комплексная, состоящая из двух шариковых радиально-упорных подшипников, которые представляют собой две условные опоры. Сила предварительного натяга F H =1140 H.
Радиальная жесткость комплексной опоры [2]:
где j a - осевая жесткость опоры [2], Н/мм;
k 4 - коэффициент, характеризующий распределение нагрузки между телами качения и зависит от соотношения между силой натяга и радиальной нагрузкой в опоре
где z=15 - число тел качения в подшипнике;
Получили радиальную жесткость опор:
5.3 Расчет шпиндельного узла на точность
Вычислим радиальное перемещение переднего конца шпинделя [2]:
где 1 - перемещение, вызванное изгибом тела шпинделя;
2 - перемещение, вызванное податливостью опор;
3 - сдвиг, вызванный защемляющим моментом.
Когда приводной элемент расположен на задней консоли на расстоянии с от задней опоры, перемещение переднего конца шпинделя с учетом защемляющего момента в передней опоре [2]:
где Е=2,110 5 МПа - модуль упругости материала шпинделя;
=0,3 - коэффициент защемления в передней опоре;
I 1 - среднее значение осевого момента инерции сечения консоли, мм 4 ;
I 2 - среднее значение осевого момента инерции сечения шпинделя в пролете мужу опорами, мм 4 .
где d 2 =80 мм - диаметр шпинделя в передней опоре;
d 1 =46 мм - диаметр отверстия в шпинделе.
где d 1 , d 2 - наружный и внутренний диаметры шпинделя в задней опоре, мм.
5.4 Расчет шпинделя на виброустойчивость
Приближенный расчет собственной частоты шпинделя, не имеющего больших сосредоточенных масс, можно проводить по формуле [3]:
- относительное расстояние между опорами:
Полученная частота собственных колебаний удовлетворяет требованиям к данному типу станков.
6 . Выбор системы смазывания станка, привода
Смазочная система представляет собой совокупность устройств для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в резервуар. В станке применена централизованная циркуляционная система подачи смазочного материала разбрызгиванием и струйным методом.
В узлы с электромагнитными муфтами смазочный материал подводят для того, чтобы смазывать трущиеся поверхности их деталей, удалять продукты изнашивания и отводить теплоту, выделяющуюся вследствие потерь энергии в катушках и дисках муфт, а также в зубчатых передачах и подшипниках. Подвод масла к муфтам осуществляется внутренним способом через центральные отверстия, просверленные в валу, на котором находится муфта.
Подшипники, на которых установлены зубчатые колеса, связанные с муфтами, смазываются струей масла через радиальные отверстия, просверленные в валу. В соответствии с габаритами электромагнитных муфт, установленных в коробке скоростей Э1М07.2, Э1М08.2 и Э1М10.2 подача масла должна быть не менее 0,4…0,5 л/мин.
Рисунок 7 - Схема импульсной централизованной смазочной системы дроссельного дозирования:
1-указатель уровня смазочного материала; 2-приемный фильтр; 3-насос; 4-фильтр напорной магистрали; 5-манометр; 6-смазочный дроссельный блок; 7-реле расхода смазочного материала; 8-точки смазывания; 9-указатель потока; 10-точки смазывания с форсункой; 11-точки смазывания; 12-смазочный дроссельный блок; 13-сливной магнитосетчатый фильтр; 14-предохранительный клапан; 15-реле уровня; 16-воздушный фильтр резервуара; 17-резервуар.
Масло, применяемое для смазки, должно быть чистым безкислотным, не должно содержать воды и твердых частиц. Механизмы коробки скоростей смазываются от специального насоса, подающего масло из специального резервуара. При работе станка масло, подающееся от насоса, разбрызгивается быстровращающимися колёсами и благодаря этому, подаётся на все рабочие поверхности механизма коробки скоростей
В период эксплуатации станка необходимо следить за наличием смазочного материала в резервуаре не допуская падения его ниже 1/3 от уровня, обозначенного на маслоуказателе, а так же следить за работой маслонасосов по указателям.
Систему смазывания шпинделя жидким материалом выбираем исходя из его быстроходности
где d=80 мм - диаметр шпинделя в передней опоре;
n max =5000 мин -1 - максимальная частота вращения шпинделя.
Применяем циркуляционное смазывание, осуществляемое системой, общей для шпинделя и коробки скоростей. Подвод смазочного материала непосредственно к подшипникам шпинделя производится чере отверстия в буксе задней опоры и отверстия в корпусе у передней опоры. Контроль смазки шпинделя производится через смотровое окно в крышке шпиндельной бабки.
станок привод шпиндельный технический
1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1985.
2 Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование. Учебное пособие для ВУЗов. - Мн.: Вышэйшая школа, 1991.
3 Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных ВТУЗов / Под ред. В.Э. Пуша. - М.: Машиностроение, 1985.
4 Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие - Брест: БГТУ, 2003.
5 Справочник технолога-машиностроителя. / Под. ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. М.: Машиностроение, 1972.
6 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - 2-е изд. перераб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 1999.
Назначение станка, выполняемые операции. Расчёт диаметров валов и предварительный выбор подшипников. Разработка конструкции, расчет шпиндельного узла на точность, жесткость, виброустойчивость. Выбор системы смазывания станка, привода. Силовой расчет вала. курсовая работа [231,8 K], добавлен 12.09.2014
Обзор компоновок и технических характеристик станков, приводов главного движения, аналогичных проектируемому станку. Кинематический и предварительный расчет привода. Обоснование размеров и конструкции шпиндельного узла. Разработка смазочной системы. курсовая работа [3,7 M], добавлен 18.01.2013
Разработка кинематики привода подач и привода главного движения токарно-винторезного станка. Определение назначения станка, расчет технических характеристик. Расчет пары зубчатых колес. Разработка кинематики коробки подач, редуктора и шпиндельного узла. курсовая работа [970,1 K], добавлен 05.11.2012
Назначение станка и область применения. Выбор структуры привода главного движения. Определение технических характеристик станка. Силовой, прочностной расчет основных элементов привода главного движения. Проверочный расчёт подшипников и валов на прочность. курсовая работа [624,1 K], добавлен 25.10.2013
Проектирование привода главного движения вертикально-фрезерного станка на основе базового станка модели 6Т12. Расчет технических характеристик станка, элементов автоматической коробки скоростей. Выбор конструкции шпинделя, расчет шпиндельного узла. курсовая работа [2,4 M], добавлен 22.04.2015
Разработка привода вращательного движения шпинделя и структуры шпиндельного узла консольно-вертикально-фрезерного станка. Кинематический и силовой расчет привода главного движения станка. Проект развертки сборочной единицы и конструкции шпиндельного узла. курсовая работа [1,4 M], добавлен 16.05.2014
Разработка привода главного движения радиально-сверлильного станка со ступенчатым изменением частоты вращения шпинделя. Расчет мощности привода и крутящих моментов, предварительных диаметров валов и зубчатых колес. Система смазки шпиндельного узла. курсовая работа [800,9 K], добавлен 07.04.2012
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 .

© 2000 — 2021



Разработка привода главного движения станка модели 1Б140 курсовая работа. Производство и технологии.
Основные Части Эссе
Сочинение 2022 Направления Презентации
Морозное Солнечное Утро Сочинение Описание
Реферат: Актуальность темы исследования. Общение условие и универсальный способ существования человека и общества, в процессе которого происходит обмен опытом, материа
Реферат: Reflection Essay Research Paper ReflectionThesis The
Особенности Расчетов Наличными Денежными Средствами Реферат
Оформление Оглавления Курсовой Работы В Ворде
Курсовая работа по теме Математичне моделювання процесів руху заряджених часток в аксиально-симетричних електростатичних полях
Эссе Профессия Педагог Современные Требования И Реалии
Курсовая работа: Виды отпусков 3
Критерии Оценки Егэ Русский Сочинение 2022
Курсовая работа: Налог на имущество организаций
Реферат На Тему Особенности Анестезии В Челюстно-Лицевой Хирургии, Оториноларингологии И Офтальмологии
Контрольная работа: Основы компьютерных технологий
Реферат: Формационный и цивилизационный подходы к истории
Сочинения Огэ 15.3 Темы Сочинений
Курсовая работа по теме Делопроизводство в учебном учреждении
Реферат На Тему Технологии Будущего
Реферат по теме Проблемы управления процессами формирования и использования кадрового потенциала предприятия
Сочинение В Жанре Письма Другу 8
Анализ погрешностей спутниковой радионавигационной системы, работающей в дифференциальном режиме - Коммуникации, связь, цифровые приборы и радиоэлектроника дипломная работа
Монтаж скребкового конвеєра СП-63/3 - Производство и технологии курсовая работа
Стратегия развития торговой деятельности предприятия Таганрогское ГОРПО - Менеджмент и трудовые отношения дипломная работа