Реферат: Расчет прямозубой цилиндрической передачи
Содержание
Задание по расчету цилиндрической зубчатой передачи …
Введение…
1.<span Times New Roman"">
Нагрузочные параметры передачи…2.<span Times New Roman"">
Расчет на прочность зубчатой передачи…3.<span Times New Roman"">
Усилия в зацеплении зубчатой передачии нагрузки на валы…4.<span Times New Roman"">
Расчет тихоходного вала и выборподшипников…5.<span Times New Roman"">
Конструктивные размеры зубчатогоколеса…6.<span Times New Roman"">
Смазка и уплотнение элементовпередачи …Графическая часть:
Приложение 1 «Эскизная компоновка тихоходного вала»
Приложение 2 «Расчетная схема тихоходного вала с эпюрами изгибающих икрутящих моментов»
Приложение 3 «Сборочный чертежтихоходного вала».
Задание по расчету цилиндрическойзубчатой передачи.
Рассчитать и спроектировать закрытую косозубую цилиндрическую передачу,передающую на тихоходном валу мощность Р2=6 кВт, при угловойскорости w2=3*3.14=9.42 рад/с. и передаточнымчисле u=3.3 Режим нагрузки — постоянный «Т».
По заданию выполнить:
А) расчеты
Б) чертежи
Дополнительные условия, которые необходимо учитывать при расчете,принимаются следующими:
А) вид передачи- косозубая цилиндрическая
Б) передача нереверсивная, не допускается изменение направления вращениявалов.
В) двигатель асинхронный серии 4А; в соответствии с данными каталогаэлектродвигателей максимально кратковременные перегрузки составляют 200%,поэтому коэффициент перегрузки кп=2.0
Г) требуемый срок службы передачи назначим h=20000 часов.
Введение
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или
червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и
служащий для передачи мощности от двигателя рабочей машине с понижением угловой скорости иповышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Применение соосной схемы позволяет получить меньшие габариты по длине,что и является ее основным достоинством. К числу недостатков соосных редукторовотносятся:
а) Затруднительность смазки подшипников, находящихся в средней части корпуса.
б) Большое расстояние между порами промежуточного вала, что требуетувеличение его диаметра для обеспечения достаточной прочности и жесткости.
Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когданет необходимости иметь два конца вала быстроходного и тихоходного, асовпадение геометрически осей входного ивыходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода.
1.<span Times New Roman"">
Нагрузочные параметры передачи.Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
PAGE * LOWER 1
Расчет и проектирование элементов редуктора
Разраб.
Буравцев Н.В
Провер.
Герасимов С.В
Реценз.
Ф.И.О.
Н. Контр.
Ф.И.О.
Утверд.
Ф.И.О.
Нагрузочные параметры передачи
Лит.
Листов
2
АППзус03 БрГТУ
<img src="/cache/referats/16825/image001.gif" v:shapes="_x0000_s1616 _x0000_s1617 _x0000_s1618 _x0000_s1619 _x0000_s1620 _x0000_s1621 _x0000_s1622 _x0000_s1623 _x0000_s1624 _x0000_s1625 _x0000_s1626 _x0000_s1627 _x0000_s1628 _x0000_s1629 _x0000_s1630 _x0000_s1631 _x0000_s1632 _x0000_s1633 _x0000_s1634 _x0000_s1635 _x0000_s1636 _x0000_s1637 _x0000_s1638 _x0000_s1639 _x0000_s1640 _x0000_s1641 _x0000_s1642 _x0000_s1643 _x0000_s1644 _x0000_s1645 _x0000_s1646 _x0000_s1647 _x0000_s1648 _x0000_s1649 _x0000_s1650 _x0000_s1651 _x0000_s1652 _x0000_s1653 _x0000_s1654 _x0000_s1655 _x0000_s1656 _x0000_s1657 _x0000_s1658 _x0000_s1659 _x0000_s1660 _x0000_s1661 _x0000_s1662 _x0000_s1663 _x0000_s1664 _x0000_s1665">Угловая скорость тихоходного вала w2=9,42 рад/с.; угловая скорость быстроходного вала:
<img src="/cache/referats/16825/image003.gif" v:shapes="_x0000_i1025">
Мощность на валах тихоходном валу Р2=6 кВт.
Мощность на быстроходном валу:
<img src="/cache/referats/16825/image005.gif" v:shapes="_x0000_i1026"> , где <img src="/cache/referats/16825/image007.gif" v:shapes="_x0000_i1027">
<img src="/cache/referats/16825/image009.gif" v:shapes="_x0000_i1028">
<img src="/cache/referats/16825/image011.gif" v:shapes="_x0000_i1029">
Крутящий момент на быстроходном валу:
<img src="/cache/referats/16825/image013.gif" v:shapes="_x0000_i1030">
Крутящий момент на тихоходном валу:
<img src="/cache/referats/16825/image015.gif" v:shapes="_x0000_i1031">
Расчетные крутящие моменты принимаются:
Т1Н=Т1F=T1=201,055 <img src="/cache/referats/16825/image017.gif" v:shapes="_x0000_i1032">; Т2Н=Т2F=T2=636.943 <img src="/cache/referats/16825/image019.gif" v:shapes="_x0000_i1033">
Суммарное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи,соответственно для зубьев шестерни и колеса равны:
<img src="/cache/referats/16825/image021.gif" v:shapes="_x0000_i1034">
<img src="/cache/referats/16825/image023.gif" v:shapes="_x0000_i1035">
Переменность нагрузки в передаче при тяжелом режиме нагруженияучитывается коэффициентами нагру
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Нагрузочные параметры передачи
<img src="/cache/referats/16825/image024.gif" v:shapes="_x0000_s1666 _x0000_s1667 _x0000_s1668 _x0000_s1669 _x0000_s1670 _x0000_s1671 _x0000_s1672 _x0000_s1673 _x0000_s1674 _x0000_s1675 _x0000_s1676 _x0000_s1677 _x0000_s1678 _x0000_s1679 _x0000_s1680 _x0000_s1681 _x0000_s1682 _x0000_s1683 _x0000_s1684 _x0000_s1685">жения, которые назначаем, ориентируясь на стальные колеса: КНЕ=0,50,при расчете на контактную выносливость.КFE=0,30, при расчете на выносливость при изгибе.
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни и колеса:
<img src="/cache/referats/16825/image026.gif" v:shapes="_x0000_i1036">
Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках:
<img src="/cache/referats/16825/image028.gif" v:shapes="_x0000_i1037">
2.Расчет на прочность зубчатой передачи.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
PAGE * LOWER 1
Расчет и проектирование элементов редуктора
Разраб.
Буравцев Н.В
Провер.
Герасимов С.В
Реценз.
Ф.И.О.
Н. Контр.
Ф.И.О.
Утверд.
Ф.И.О.
Расчет на прочность зубчатой передачи
Лит.
Листов
7
АППзус03 БрГТУ
<img src="/cache/referats/16825/image029.gif" v:shapes="_x0000_s1686 _x0000_s1687 _x0000_s1688 _x0000_s1689 _x0000_s1690 _x0000_s1691 _x0000_s1692 _x0000_s1693 _x0000_s1694 _x0000_s1695 _x0000_s1696 _x0000_s1697 _x0000_s1698 _x0000_s1699 _x0000_s1700 _x0000_s1701 _x0000_s1702 _x0000_s1703 _x0000_s1704 _x0000_s1705 _x0000_s1706 _x0000_s1707 _x0000_s1708 _x0000_s1709 _x0000_s1710 _x0000_s1711 _x0000_s1712 _x0000_s1713 _x0000_s1714 _x0000_s1715 _x0000_s1716 _x0000_s1717 _x0000_s1718 _x0000_s1719 _x0000_s1720 _x0000_s1721 _x0000_s1722 _x0000_s1723 _x0000_s1724 _x0000_s1725 _x0000_s1726 _x0000_s1727 _x0000_s1728 _x0000_s1729 _x0000_s1730 _x0000_s1731 _x0000_s1732 _x0000_s1733 _x0000_s1734 _x0000_s1735">Минимальноемежосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи:<img src="/cache/referats/16825/image031.gif" v:shapes="_x0000_i1038">
Передача предназначена для индивидуального производства и Ки ней непредъявляются жесткие требования к габаритам. Но учитывая значительныекратковременные перегрузки, принимаем для изготовления зубчатых колес следующиематериалы:
Параметр
Для шестерни
Для колеса
Материал
Сталь 45
Сталь 40
Температура закалки в масле, 0С
840
850
Температура отпуска, 0С
400
400
Твердость НВ
350
310
σВ, МПа
940
805
σТ, МПа
785
637
Допускаемое контактное напряжение:
<img src="/cache/referats/16825/image033.gif" v:shapes="_x0000_i1039">
Для зубьев шестерни определяется:
— предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базеиспытаний NHO
<img src="/cache/referats/16825/image035.gif" v:shapes="_x0000_i1040">
Предварительно принимается:
— коэффициент безопасности для колес с однородной структурой зубьев.
SH=1.1
-<span Times New Roman"">
коэффициент, учитывающийшероховатость поверхности ZR=0.95Коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний иэквивалентного числа циклов нагружения зубьев.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Расчет на прочность зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/16825/image036.gif" v:shapes="_x0000_s1736 _x0000_s1737 _x0000_s1738 _x0000_s1739 _x0000_s1740 _x0000_s1741 _x0000_s1742 _x0000_s1743 _x0000_s1744 _x0000_s1745 _x0000_s1746 _x0000_s1747 _x0000_s1748 _x0000_s1749 _x0000_s1750 _x0000_s1751 _x0000_s1752 _x0000_s1753 _x0000_s1754 _x0000_s1755">База испытаний определяется в зависимости:
<img src="/cache/referats/16825/image038.gif" v:shapes="_x0000_i1041">
Так как <img src="/cache/referats/16825/image040.gif" v:shapes="_x0000_i1042">kHL=1.
Допускаемое контактное напряжение:
<img src="/cache/referats/16825/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1043">
Для зубьев колеса соответственно определяется:
<img src="/cache/referats/16825/image044.gif" v:shapes="_x0000_i1044">
SH=1.1
ZR=0.95
<img src="/cache/referats/16825/image046.gif" v:shapes="_x0000_i1045">
Так как:
<img src="/cache/referats/16825/image048.gif" v:shapes="_x0000_i1046">kHL2=1
Допускаемоеконтактное напряжение:
<img src="/cache/referats/16825/image050.gif" v:shapes="_x0000_i1047">
Допускаемого контактного напряжение:
<img src="/cache/referats/16825/image052.gif" v:shapes="_x0000_i1048">
Число зубьев шестерни принимаем: Z1=26
Число зубьев колеса:
<img src="/cache/referats/16825/image054.gif" v:shapes="_x0000_i1049">, принимаем Z2=86
Фактическоепередаточное число передачи:
<img src="/cache/referats/16825/image056.gif" v:shapes="_x0000_i1050">
Угол наклоналинии зубьев β= 120
Вспомогательныйкоэффициент ka=430
Коэффициент ширины зубчатог
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Расчет на прочность зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/16825/image057.gif" v:shapes="_x0000_s1756 _x0000_s1757 _x0000_s1758 _x0000_s1759 _x0000_s1760 _x0000_s1761 _x0000_s1762 _x0000_s1763 _x0000_s1764 _x0000_s1765 _x0000_s1766 _x0000_s1767 _x0000_s1768 _x0000_s1769 _x0000_s1770 _x0000_s1771 _x0000_s1772 _x0000_s1773 _x0000_s1774 _x0000_s1775">о венца ψa=0.4, и соответственно:<img src="/cache/referats/16825/image059.gif" v:shapes="_x0000_i1051">
Коэффициент kHB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
kHB=1,05
Минимальное межосевое расстояние:
<img src="/cache/referats/16825/image061.gif" v:shapes="_x0000_i1052">
Нормальный модуль зубьев:
<img src="/cache/referats/16825/image063.gif" v:shapes="_x0000_i1053">
По ГОСТ9563-90 принимаем mn=5 мм
Фактическоемежосевое расстояние
<img src="/cache/referats/16825/image065.gif" v:shapes="_x0000_i1054">w=330, тогдафактическое угол наклона зубьев:
<img src="/cache/referats/16825/image067.gif" v:shapes="_x0000_i1055">
По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач:
— угол главного профиля ά=200
— коэффициент высоты зуба ha*=1
— коэффициент радиального зазора с*=0.25
— коэффициент высоты ножки зуба h*f=1.25
— коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р*=0.38
Размеры зубчатого венца колеса:
Внешний делительный диаметр колеса:
<img src="/cache/referats/16825/image069.gif" v:shapes="_x0000_i1056">
<img src="/cache/referats/16825/image071.gif" v:shapes="_x0000_i1057">
<img src="/cache/referats/16825/image073.gif" v:shapes="_x0000_i1058">
<img src="/cache/referats/16825/image075.gif" v:shapes="_x0000_i1059">
Размеры зубчатого венца шестерни
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
Расчет на прочность зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/16825/image076.gif" v:shapes="_x0000_s1776 _x0000_s1777 _x0000_s1778 _x0000_s1779 _x0000_s1780 _x0000_s1781 _x0000_s1782 _x0000_s1783 _x0000_s1784 _x0000_s1785 _x0000_s1786 _x0000_s1787 _x0000_s1788 _x0000_s1789 _x0000_s1790 _x0000_s1791 _x0000_s1792 _x0000_s1793 _x0000_s1794 _x0000_s1795">Внешний делительный диаметр колеса:
<img src="/cache/referats/16825/image078.gif" v:shapes="_x0000_i1060">
Внешний диаметр вершин зубьев:
<img src="/cache/referats/16825/image080.gif" v:shapes="_x0000_i1061">
<img src="/cache/referats/16825/image082.gif" v:shapes="_x0000_i1062">
<img src="/cache/referats/16825/image084.gif" v:shapes="_x0000_i1063">
Окружная скорость зубчатых колес:
<img src="/cache/referats/16825/image086.gif" v:shapes="_x0000_i1064">
Эквивалентныечисла зубьев шестерни и колеса:
<img src="/cache/referats/16825/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1065">
Номинальная окружная сила в зацеплении:
<img src="/cache/referats/16825/image090.gif" v:shapes="_x0000_i1066">
Коэффициент торцевого перекрытия:
<img src="/cache/referats/16825/image092.gif" v:shapes="_x0000_i1067">
Коэффициентосевого перекрытия:
<img src="/cache/referats/16825/image094.gif" v:shapes="_x0000_i1068">
Расчет на выносливость зубьев при изгибе:
<img src="/cache/referats/16825/image096.gif" v:shapes="_x0000_i1069">
Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем:
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:
ZH=1.77*cosβ=1.77*0.848=1,501
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженныхзубчатых колес:
ZM=275 Н1/2/мм
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
Расчет на прочность зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/16825/image097.gif" v:shapes="_x0000_s1796 _x0000_s1797 _x0000_s1798 _x0000_s1799 _x0000_s1800 _x0000_s1801 _x0000_s1802 _x0000_s1803 _x0000_s1804 _x0000_s1805 _x0000_s1806 _x0000_s1807 _x0000_s1808 _x0000_s1809 _x0000_s1810 _x0000_s1811 _x0000_s1812 _x0000_s1813 _x0000_s1814 _x0000_s1815">Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
<img src="/cache/referats/16825/image099.gif" v:shapes="_x0000_i1070">
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
kHα=1.13; kHβ=1.05
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
KHv=1.03
Удельная расчетная окружная сила:
<img src="/cache/referats/16825/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1071">
Допустимое контактное напряжение:
<img src="/cache/referats/16825/image103.gif" v:shapes="_x0000_i1072">
<img src="/cache/referats/16825/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1073">
Допускаемоепредельное контактное напряжение:
<img src="/cache/referats/16825/image107.gif" v:shapes="_x0000_i1074">
Расчет на контактнуюпрочность:
<img src="/cache/referats/16825/image109.gif" v:shapes="_x0000_i1075">
Условие при расчете выносливости зубьев при изгибе:
<img src="/cache/referats/16825/image111.gif" v:shapes="_x0000_i1076">
Коэффициент, учитывающий форму зуба:
YF1=3.84, для зубьев шестерни
YF2=3.61, для зубьев колеса
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yε=1
Коэффициент, учитывающий наклонзубьев:
<img src="/cache/referats/16825/image113.gif" v:shapes="_x0000_i1077">
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
<img src="/cache/referats/16825/image115.gif" v:shapes="_x0000_i1078">
Коэффициент, учитывающий распределение на
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
Расчет на прочность зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/16825/image116.gif" v:shapes="_x0000_s1816 _x0000_s1817 _x0000_s1818 _x0000_s1819 _x0000_s1820 _x0000_s1821 _x0000_s1822 _x0000_s1823 _x0000_s1824 _x0000_s1825 _x0000_s1826 _x0000_s1827 _x0000_s1828 _x0000_s1829 _x0000_s1830 _x0000_s1831 _x0000_s1832 _x0000_s1833 _x0000_s1834 _x0000_s1835">грузки по ширине венца:<img src="/cache/referats/16825/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1079">Fβ=1.1
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
KFv=1.07
Удельная расчетная окружная сила:
<img src="/cache/referats/16825/image120.gif" v:shapes="_x0000_i1080">
Допустимое напряжение на изгиб:
<img src="/cache/referats/16825/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1081"><img src="/cache/referats/16825/image123.gif" v:shapes="_x0000_i1082">
Для зубьев шестерни определяем:
Предел ограниченной выносливости зубьев на изгиб при базе испытаний 4*106:
<img src="/cache/referats/16825/image125.gif" v:shapes="_x0000_i1083">
Коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материалапринимаем SF=1.7
Коэффициент учитывающий влияние приложение нагрузки на зубья kFC=1 -для нереверсивной передачи.
Коэффициент долговечности находим по формуле:
<img src="/cache/referats/16825/image127.gif" v:shapes="_x0000_i1084">
, поэтому принимаем kFL=1
<img src="/cache/referats/16825/image129.gif" v:shapes="_x0000_i1085">
Для зубьев колеса соответственно определяем:
<img src="/cache/referats/16825/image131.gif" v:shapes="_x0000_i1086">
<img src="/cache/referats/16825/image133.gif" v:shapes="_x0000_i1087">
SF=1.7; kFC=1;kFL=1; т.кNFE2=3.24*107>4*106
<img src="/cache/referats/16825/image135.gif" v:shapes="_x0000_i1088">
Расчет на выносливость при изгибе:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
Расчет на прочность зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/16825/image136.gif" v:shapes="_x0000_s1836 _x0000_s1837 _x0000_s1838 _x0000_s1839 _x0000_s1840 _x0000_s1841 _x0000_s1842 _x0000_s1843 _x0000_s1844 _x0000_s1845 _x0000_s1846 _x0000_s1847 _x0000_s1848 _x0000_s1849 _x0000_s1850 _x0000_s1851 _x0000_s1852 _x0000_s1853 _x0000_s1854 _x0000_s1855"><img src="/cache/referats/16825/image138.gif" v:shapes="_x0000_i1089">
Допустимое предельное напряжение на изгиб:
<img src="/cache/referats/16825/image140.gif" v:shapes="_x0000_i1090">
Предельное напряжение не вызывающая остаточной деформации или хрупкогоизлома зубьев для шестерни и колеса.
<img src="/cache/referats/16825/image142.gif" v:shapes="_x0000_i1091">
Принимаем коэффициент безопасности SF=1,7
<img src="/cache/referats/16825/image144.gif" v:shapes="_x0000_i1092">
<img src="/cache/referats/16825/image146.gif" v:shapes="_x0000_i1093">
Расчет на прочность при изгибе для шестерни:
<img src="/cache/referats/16825/image148.gif" v:shapes="_x0000_i1094">
Расчет напрочность при изгибе для колеса:
<img src="/cache/referats/16825/image150.gif" v:shapes="_x0000_i1095">
3.Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки навалы
Усилия в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых колес определяютсяпо формулам:
Окружное усилие:
<img src="/cache/referats/16825/image152.gif" v:shapes="_x0000_i1096">
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
PAGE * LOWER 1
Расчет и проектирование элементов редуктора
Разраб.
Буравцев Н.В
Провер.
Герасимов С.В
Реценз.
Ф.И.О.
Н. Контр.
Ф.И.О.
Утверд.
Ф.И.О.
Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы
Лит.
Листов
SECTIONPAGES * LOWER 1
АППзус03 БрГТУ
<img src="/cache/referats/16825/image153.gif" v:shapes="_x0000_s1856 _x0000_s1857 _x0000_s1858 _x0000_s1859 _x0000_s1860 _x0000_s1861 _x0000_s1862 _x0000_s1863 _x0000_s1864 _x0000_s1865 _x0000_s1866 _x0000_s1867 _x0000_s1868 _x0000_s1869 _x0000_s1870 _x0000_s1871 _x0000_s1872 _x0000_s1873 _x0000_s1874 _x0000_s1875 _x0000_s1876 _x0000_s1877 _x0000_s1878 _x0000_s1879 _x0000_s1880 _x0000_s1881 _x0000_s1882 _x0000_s1883 _x0000_s1884 _x0000_s1885 _x0000_s1886 _x0000_s1887 _x0000_s1888 _x0000_s1889 _x0000_s1890 _x0000_s1891 _x0000_s1892 _x0000_s1893 _x0000_s1894 _x0000_s1895 _x0000_s1896 _x0000_s1897 _x0000_s1898 _x0000_s1899 _x0000_s1900 _x0000_s1901 _x0000_s1902 _x0000_s1903 _x0000_s1904 _x0000_s1905">Радиальное усилие:
<img src="/cache/referats/16825/image155.gif" v:shapes="_x0000_i1097">
Осевое усилие:
<img src="/cache/referats/16825/image157.gif" v:shapes="_x0000_i1098">
4. Расчет тихоходного вала и выборподшипников.
Для предварительного расчета принимаем материал для изготовления вала:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
PAGE * LOWER 1
Расчет и проектирование элементов редуктора
Разраб.
Буравцев Н.В
Провер.
Герасимов С.В
Реценз.
Ф.И.О.
Н. Контр.
Ф.И.О.
Утверд.
Ф.И.О.
Расчет тихоходного вала и выбор подшипников
Лит.
Листов
5
АППзус03 БрГТУ
<img src="/cache/referats/16825/image158.gif" v:shapes="_x0000_s1906 _x0000_s1907 _x0000_s1908 _x0000_s1909 _x0000_s1910 _x0000_s1911 _x0000_s1912 _x0000_s1913 _x0000_s1914 _x0000_s1915 _x0000_s1916 _x0000_s1917 _x0000_s1918