Дипломная работа

от 20 дней
от 9999 рублей

Курсовая работа

от 10 дней
от 1999 рублей

Реферат

от 3 дней
от 699 рублей

Контрольная работа

от 3 дней
от 99 рублей
за задачу

Диссертация

Сроки и стоимость индивидуальные

Главная - ТММ - Проектирование редуктора

Проектирование редуктора ТММ . Курсовая

  • Тема: Проектирование редуктора
  • Автор: Юлия
  • Тип работы: Курсовая
  • Предмет: ТММ
  • Страниц: 56
  • Год сдачи: 2008
  • ВУЗ, город: политех
  • Цена(руб.): 1500 рублей

Заказать персональную работу

Выдержка

5 Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв  316 x Tкp x [tк]


5.1 Ведущий вал (1-я половина).

dв  316 x 130961,5223,142 x 25 = 29,881 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.


5.2 Ведущий вал (2-я половина).

dв  316 x 130961,5223,142 x 25 = 29,881 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.


5.3 Выходной вал.

dв  316 x 386332,8333,142 x 25 = 42,855 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 60 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 50 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Диаметры валов, мм
Валы Расчетный диаметр Диаметры валов по сечениям
1-е сечение 2-е сечение 3-е сечение 4-е сечение
Ведущий вал (1-я половина). 29,881 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:

45 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под свободным (присоединительным) концом вала:

36
Ведущий вал (2-я половина). 29,881 Под свободным (присоединительным) концом вала:

36 Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40 Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала:

45 Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:

40
Выходной вал. 42,855 Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:

55 Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала:

60 Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:

55 Под свободным (присоединительны) концом вала:

50

Длины участков валов, мм
Валы Длины участков валов между
1-м и 2-м сечениями 2-м и 3-м сечениями 3-м и 4-м сечениями
Ведущий вал (1-я половина). 80 80 120
Ведущий вал (2-я половина). 140 80 80
Выходной вал. 80 80 130


6 Конструктивные размеры шестерен и колёс
6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 32 = 48 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 32 = 38,4 мм = 76 мм.
Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,5 = 9,35 мм = 9 мм.
где h = 8,5 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d1 - 2 x (o + h) = 112 - 2 x (9 + 8,5) = 77 мм


6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 45 = 67,5 мм. = 68 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 45 = 54 мм = 76 мм.
Толщина обода:о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,5 = 9,35 мм = 9 мм.
где h = 8,5 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d2 - 2 x (o + h) = 400 - 2 x (9 + 8,5) = 365 мм
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (365 + 68) = 216,5 мм = 216 мм
где Doбода = 365 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода + dступ.4 = 365 + 684 = 74,25 мм = 74 мм.


6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 45 = 67,5 мм. = 68 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 45 = 36 мм = 77 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.


6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи

Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 60 = 90 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 60 = 48 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 72 мм.
Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,25 + 0,05 x 1,25 = 6,35 мм = 6 мм.
где b2 = 72 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (6 + 0,5 x (90 - 60)) = 10,5 мм = 18 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x o = 269,375 - 2 x 6 = 257,375 мм = 257 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (257 + 90) = 173,5 мм = 175 мм
где Doбода = 257 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода - dступ.4 = 257 - 904 = 41,75 мм = 42 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,25 = 0,625 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.

7 Выбор муфт
7.1 Выбор муфты между половинами 1 вала привода

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:

d(1-й половины 1-го вала) = 50 мм;
d(2-й половины 1-го вала) = 50 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 386,333 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр x T = 1,5 x 386,333 = 579,499 Нxм
здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 63,582 об./мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-50-I.1-50-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

см. = 2 x 10 3 x Tрzc x Do x dп x lвт = 2 x 10 3 x 579,4996 x 98 x 14 x 28 = 5,028 МПа  [см] = 1,8МПа,

здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

и = 2 x 10 3 x Tр x (0,5 x lвт + с)zc x Do x 0,1 x dп 3 =
2 x 10 3 x 579,499 x (0,5 x 28 + 4)6 x 98 x 0,1 x 14 3 = 129,299 МПа  [и] = 80МПа,

здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.


7.2 Выбор муфты на выходном валу привода

Для аварийного одноразового выключения привода при непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют муфты с разрушающимися элементами; включение привода возможно лишь после замены разрушенного элемента, что затрудняет эксплуатацию. В нашем случае аварийные ситуации маловероятны, поэтому вполне допустима установка предохранительной муфты со срезным штифтом. Выбор предохранительной муфты со срезным штифтом производится в зависимости от диаметров соединяемых валов и расчётного передаваемого крутящего момента. Диаметры соединяемых валов:

d(выход. вала) = 50 мм;
d(вала потребит.) = 50 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту:

T = 386,333 Нxм

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр x T = 1,5 x 386,333 = 579,499 Нxм
здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Выбираем предохранительную муфты со срезным штифтом и проведём расчёт срезных штифтов.
В качестве предохранительного штифта выбираем штифт диаметром d=4 мм по ГОСТ 3128-70.
Вычислим радиус расположения срезного штифта:

R = 10 3 x Tрp x Dш 24 x tb ср = 10 3 x 579,4993,142 x 4 24 x 400 = 115,288 мм  115,3 мм;

здесь b ср = 400 МПа - предел прочности на срез для материала выбранного штифта.

Содержание

Содержание
1 Введение 3
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
3 Расчёт 1-й клиноременной передачи 7
4 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи 11
4.1 Проектный расчёт 11
4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 15
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 16
5 Предварительный расчёт валов 18
5.1 Ведущий вал (1-я половина). 18
5.2 Ведущий вал (2-я половина). 18
5.3 Выходной вал. 18
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 20
6.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 20
6.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 20
6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи 20
6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи 20
7 Выбор муфт 21
7.1 Выбор муфты между половинами 1 вала привода 21
7.2 Выбор муфты на выходном валу привода 21
8 Проверка прочности шпоночных соединений 24
8.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 24
8.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 24
8.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи 24
8.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи 25
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 27
10 Расчёт реакций в опорах 28
10.1 1-й вал 1-я половина 28
10.2 1-й вал 2-я половина 28
10.3 2-й вал 29
11 Построение эпюр моментов валов 30
11.1 Расчёт моментов 1-го вала 1-й половины 30
11.2 Эпюры моментов 1-го вала 1-й половины 31
11.3 Расчёт моментов 1-го вала 2-й половины 32
11.4 Эпюры моментов 1-го вала 2-й половины 33
11.5 Расчёт моментов 2-го вала 34
11.6 Эпюры моментов 2-го вала 35
12 Проверка долговечности подшипников 36
12.1 1-я половина 1-го вала 36
12.2 2-я половина 1-го вала 36
12.3 2-й вал 37
13 Уточненный расчёт валов 40
13.1 Расчёт 1-й половины 1-го вала 40
13.2 Расчёт 2-й половины 1-го вала 43
13.3 Расчёт 2-го вала 46
14 Тепловой расчёт редуктора 50
15 Выбор сорта масла 51
16 Выбор посадок 52
17 Технология сборки редуктора 53
18 Заключение 54
19 Список использованной литературы 55

1 Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже контруктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем: 1 = 0,96
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,975

Общий КПД привода будет:

 = 1 x ... x n x подш. 3 x муфты 2
= 0,96 x 0,975 x 0,99 3 x 0,98 2 = 0,872

где подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.
муфты = 0,98 - КПД одной муфты.

Угловая скорость на выходном валу будет:

вых. = 2 x VD = 2 x 1,4 x 10 3420 = 6,667 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = F x Vh = 1,8 x 1,40,872 = 2,89 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин, угловая скорость

двиг. = p x nдвиг.30 = 3,14 x 70930 = 74,246 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

U = wвход.wвых. = 74,2466,667 = 11,136

Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:

U1 = 3,54
U2 = 3,15

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :

Вал 1-й n1 = nдвиг.U1 = 7093,54 = 200,282 об./мин.
1 = wдвиг.U1 = 74,2463,54 = 20,973 рад/c.

Вал 2-й n2 = n1U2 = 200,2823,15 = 63,582 об./мин.
2 = w1U2 = 20,9733,15 = 6,658 рад/c.


Мощности на валах:

P1 (1-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. =
2890 x 0,96 x 0,99 = 2746,656 Вт

P1 (2-я половина вала) = Pтреб. x 1 x подш. 2 x (муфты 1) =
2890 x 0,96 x 0,99 2 x 0,98 = 2664,806 Вт

P2 = P1 (2-я половина вала) x 2 x подш. =
2664,806 x 0,975 x 0,99 = 2572,204 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 (1-я половина вала) = P1 (1-я половина вала)w1 = 2746,656 x 10 320,973 = 130961,522 Нxмм

T1 (1-я половина вала) = P1 (2-я половина вала)w1 = 2664,806 x 10 320,973 = 127058,885 Нxмм

T2 = P2w2 = 2572,204 x 10 36,658 = 386332,833 Нxмм

По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 112MB8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 709 об/мин.

Передаточные числа и КПД передач
Передачи Передаточное число КПД
1-я ременная передача с клиновым ремнём 3,54 0,96
2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача 3,15 0,975

Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
Валы Частота вращения,
об/мин Угловая скорость,
рад/мин Момент,
Нxмм
1-й вал (1-я половина) 200,282 20,973 130961,522
1-й вал (2-я половина) 200,282 20,973 127058,885
2-й вал 63,582 6,658 386332,833


3 Расчёт 1-й клиноременной передачи



1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T(ведущий шкив) = 38924,656 Нxмм.

2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=708,997 об/мин) и передаваемой мощности:

P = T(ведущий шкив) x (ведущий шкив) = 38924,656 x 10 -6 x 74,246 = 2,89 кВт

принимаем сечение клинового ремня О.

3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

d1 = (3...4) x 3T(ведущий шкив) = (3...4) x 338924,656 = 101,671...135,561 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 112 мм.
4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

d2 = U x d1 x (1 - ) = 3,54 x 112 x (1 - 0,015) = 390,533 мм.

где  = 0,015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 400 мм.
5. Уточняем передаточное отношение:

Uр = d2d1 x (1 - e) = 400112 x (1 - 0,015) = 3,626

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

(ведомый шкив) = w(ведущий шкив)Uр = 74,2463,626 = 20,476 рад/с.

Расхождение с требуемым 20,973-20,47620,973 = 2,37%, что менее допускаемого: 3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d1 = 112 мм;
d2 = 400 мм.

6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (112 + 400) + 23,5 = 305,1 мм;

amax = d1 + d2 = 112 + 400 = 512 мм.

где T0 = 23,5 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a = 423 мм.
7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 x a + 0.5 x  x (d1 + d2) + (d2 - d1) 24 x aw =

2 x 423 + 0.5 x 3,142 x (112 + 400) + (400 - 112) 24 x 423 =
1699,269 мм.

Литература

Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.

Форма заказа

Напрмер, Экономика

Похожие работы

Название Цена
Кинематический и силовой расчет механизма 1500
Спроектировать и исследовать кулисный механизм 1500
Расчет и проектирование планетарного механизма 1400
Кинематический синтез кулачковых механизмов 1500
Разработка технологического процесса обработки гладкого вала, ступенчатого вала 1500
Технология ремонта машин 1500
Кривошипно-ползунный механизм двигателя внутреннего сгорания 1500
Кинематический и силовой расчет мханизма 1500

© 2010-2017, Все права защищены. Принимаем заказы по всей России.