регистрация / вход

Проектирование привода ленточного конвейера

Проведение выбора электродвигателя, материалов шестерен и колес, смазки, муфт, определение допускаемых напряжений. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, ведомого и ведущего валов, подшипников. Проверка прочности шпоночных соединений.

Оглавление

Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

7. Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

8. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

9. Смазка

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфт

Список использованной литературы

Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты


Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера.

Кинематическая схема привода

Мощность на валу барабана: Nвых = 1 кВт.

Скорость ленты конвейера: v = 0,7 м/с.

Диаметр барабана: d = 200 мм.

График нагрузки

Срок службы: 15 лет.

Ксут = 0,25

Кгод = 0,7


1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД привода: η = η1 2 · η2 2 · η3 4 = 0,982 · 0,972 · 0,994 = 0,868

η1 = 0,98 – КПД муфты;

η2 = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи;

η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения. табл. 1.1, [2]

Требуемая мощность двигателя:

Nдв n = = 1 / 0,868 = 1,15 кВт.

Выбираем электродвигатель: АИР80В4; Nдв = 1,5 кВт; nдв = 1410 мин-1

dвых × l = 22 × 50 – размеры выходного конца вала.

Частота вращения барабана:

nвых = 60v / πd = 60 · 0,7 / 3,14 · 0,2 = 66,88 мин-1

Передаточное число:

U = U1 · U2 = nдв / nвых = 1410 / 66,88 = 21,1

Передаточное число тихоходной ступени:

U2 = 0,88 = 0,88 = 4,04 табл. 1.3 [2].

Передаточное число быстроходной ступени:

U1 = U / U2 = 21,1 / 4,04 = 5,22


Частота вращения валов:

n1 = nдв = 1410 мин-1

n2 = n1 / U1 = 1410 / 5,22 = 270 мин-1

n3 = 66,88 мин-1

Мощности на валах:

N1 = Nдв · η1 · η3 = 1,15 · 0,98 · 0,99 = 1,12 кВт

N2 = N1 · η2 · η3 = 1,12 · 0,97 · 0,99 = 1,08 кВт

N3 = N2 · η2 · η3 = 1,08 · 0,97 · 0,99 = 1,04 кВт

Nвых = 1 кВт

Вращающие моменты на валах:

Т1 = 9550 N1 / n1 = 9550 · 1,12 / 1410 = 7,6 Н·м

Т2 = 9550 N2 / n2 = 9550 · 1,08 / 270 = 38,2 Н·м

Т3 = 9550 N3 / n3 = 9550 · 1,04 / 66,88 = 148,5 Н·м

Т4 = 9550 Nвых / nвых = 9550 · 1 / 66,88 = 142,8 Н·м

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2 ; 248,5 НВСР2 ; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1 ; 285,5 НВСР1 ; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].

Срок службы привода:

t = 24 · 365 · Kсут · Кгод · Кл = 24 · 365 · 0,25 · 0,7 · 15 = 2,3 · 104 ч

Учитывая график нагрузки:

t1 = 0,03 · 2,3 · 104 = 0,07 · 104 ч

t2 = 0,75 · 2,3 · 104 = 1,73 · 104 ч

t3 = 0,22 · 2,3 · 104 = 0,51 · 104 ч

NK 4 = 60 · C · Σ[(Ti / Tmax )3 · n4 · ti ] = 60 · 1 · [13 · 66,88 · 0,07 · 104 + 0,73 · 66,88 · 1,73 · 104 + 0,23 · 66,88 · 0,51 · 104 ] = 27 · 106

NHO = 16,5 · 106 табл. 3.3 [4] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK 4 > NHO , коэффициент долговечности КН43 = КН44 = 1.

NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].

При NK > NFO , коэффициент долговечности КF 43 = КF 44 = 1.

[σ]H 3 = 1,8HBCP 1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]H 4 = 1,8HBCP 2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]F 1 = 1,03HBCP 1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]F 2 = 1,03HBCP 2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α2 = Кα (U2 + 1) = 495 · (4,04 + 1) = 110 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α2 = 100 мм.

m = (0,01-0,02) α2 = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.

z3 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 100 / 1,5 · (4,04 + 1) = 26

z4 = z3 U2 = 26 · 4,04 = 105

d3 = mz3 = 1,5 · 26 = 39 мм

da 3 = d3 + 2m = 39 + 2 · 1,5 = 42 мм

dt 3 = d3 – 2,5m = 39 – 2,5 · 1,5 = 35,25 мм

d4 = mz4 = 1,5 · 105 = 157,5 мм

da 4 = d4 + 2m = 157,5 + 2 · 1,5 = 160,5 мм

dt 4 = d4 – 2,5m = 157,5 – 2,5 · 1,5 = 153,75 мм

b4 = ψва · α2 = 0,4 · 100 = 40 мм

b3 = b4 + 5 = 40 + 5 = 45 мм

Окружная скорость:

V2 = = = 0,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

Коэффициент формы зуба: уF 3 = 3,9, уF 4 = 3,6, стр. 42 [1].

F 3 ] / уF 3 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF 4 ] / уF 4 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: КF = К · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft 3 = Ft 4 = 2T2 / d3 = 2 · 38,2 / 0,039 = 1959 H

радиальное: Fr 3 = Fr 4 = Ft 3 · tgα = 1959 · tg 20° = 713 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF 4 = Ft 4 · КF · уF 4 / b · m = 1959 · 1,14 · 3,6 / 40 · 1,5 = 134 МПа<[σ]F 4 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН = = = 532 МПа

КН = КНα · КНβ · КН V = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 стр. 32 [1]; КНβ = 1 табл. 3.1 [1]; КН V = 1,05 стр. 32 [1].

σН > [σ]Н2

Перегрузка

Δσ = ((532 – 514) / 532) · 100% = 3,2%

Δσ = 3,2% < [Δσ] = 5% - допускается.

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

U1 = 5,22

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью


αW 1 = Кα (U1 + 1) = 495 · (5,22 + 1) = 79 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем αW 1 = 80 мм.

m = (0,01-0,02) αW 1 = 0,8-1,6 мм, принимаем m = 1,25 мм.

z1 = 2αW 1 / m(U1 + 1) = 2 · 80 / 1,25 · (5,22 + 1) = 21

z2 = z1 U1 = 21 · 5,22 = 110

d1 = mz1 = 1,25 · 21 = 26,25 мм

da 1 = d1 + 2m = 26,25 + 2 · 1,25 = 28,75 мм

dt 1 = d1 – 2,5m = 26,25 – 2,5 · 1,25 = 23,13 мм

d2 = mz2 = 1,25 · 110 = 137,5 мм

da 2 = d2 + 2m = 137,5 + 2 · 1,25 = 140 мм

dt 2 = d2 – 2,5m = 137,5 – 2,5 · 1,25 = 134,38 мм

b2 = ψва · αW 1 = 0,315 · 80 = 25 мм

b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм

Коэффициент формы зуба: уF 1 = 4,07, уF 2 = 3,6, стр. 42 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft 1 = Ft 2 = 2T1 / d1 = 2 · 7,6 / 0,02625 = 579 H

радиальное: Fr 1 = Fr 2 = Ft 1 · tgα = 579 · tg 20° = 211 H

F 1 ] / уF 1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF 2 ] / уF 2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: КF = К · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

К = 1,04 табл. 3.7 [1], KFV = 1,25 табл. 3.8 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF 2 = Ft 2 · КF · уF 2 / b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа<[σ]F 2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Tmax / Tном = 87 · 2,2 = 192 < [σFmax ] = 681 МПа

Fmax ] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН2 = = = 461 МПа < [σ]Н2 =514 МПа

КН = КНα · КНβ · КН V = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 стр. 32 [1]; КНβ = 1 табл. 3.1 [1]; КН V = 1,05 стр. 32 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН · = 461 · = 684 МПа < [σНпр ] = 1674 МПа

Нпр ] = 3,1 · σТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V1 = = 3,14 · 0,02625 · 1410 / 60 = 2,8 м/с


Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025αW 2 + 3 = 0,025 · 100 + 3 = 5,5 мм

δ1 = 0,02αW 2 + 3 = 0,02 · 100 + 3 = 5 мм

Принимаем: δ = δ1 = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d1 = 0,03αW 2 + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм – М16

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 16 = 12 мм – М12

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 16 = 9,6 мм – М10

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 16 = 8 мм – М8

6. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 31 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø36 мм, под подшипники – Ø40 мм, под колесо -

Ø45 мм.

Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 3047 H

Ft 4 = 1959 H, Fr 4 = 713 H, a = 53 мм, b = 103 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RAx (a + b) – Ft4 b = 0; RAx = Ft4 b / (a + b) = 1959 · 0,103 / 0,156 = 1294 H

RBx = Ft4 - RAx = 1959 – 1294 = 665 H

Mx = RBx b = 665 · 0,103 = 69 H · м

RAy = Fr4 b / (a + b) = 713 · 0,103 / 0,156 = 471 H

RBy = Fr4 - RAy = 713 – 471 = 242 H

My = RBy b = 242 · 0,103 = 25 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM (a + b + c) – RAF м (a + b) = 0;

RAF м = FM (a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

RBF м = RAF м - FM = 5000 – 3047 = 1953 H

RA = = = 1377 H

RB = = = 708 H

Для расчета подшипников:

RA ' = RA + RAF м = 1377 + 5000 = 6377 H

RB ' = RB + RBF м = 708 + 1953 = 2661 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Реакции от усилия муфты:

FM (a + b + c) – RAF м (a + b) = 0;

RAF м = FM (a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

RBF м = RAF м - FM = 5000 – 3047 = 1953 H

Материалвала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σа = σu = МAF м / 0,1d3 = 304,7 · 103 / 0,1 · 403 = 47,6 МПа

τа = τк /2 = Т3 / 2 · 0,2d3 = 148,5 · 103 / 0,4 · 403 = 5,8 МПа

Кσ / К = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / К = 2,2 табл. 10.13 [2];

K = K = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

Kσ Д = (Кσ / К + 1 / К – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

Kτ Д = (Кτ / К + 1 / К – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / Kσ Д = 360 / 3,8 = 94,7 МПа, τ-1Д = τ -1 / Kτ Д = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 47,6 = 2; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 5,8 = 15,7

S = Sσ Sτ / = 2 · 15,7 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №208, С = 32 кН, С0 = 17,8 кН, d×D×B = 40×80×18

QA = RA ' Kδ KT = 6377 · 1,3 · 1 = 8290 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23 (C / QA )m (106 / 60n3 ) = 0,8 · (32 / 8,29)3 · (106 / 60 · 66,88) = 1,1 · 104 ч

1,1 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104 ч

Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2308; С = 80,9 кН;

d×D×B = 40×90×23, тогда:

Lh = 0,7 · (80,9 / 8,29)3,3 · (106 / 60 · 66,88) = 3,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

7. Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 11,5 мм

Принимаем: dвых = dэл.дв. = 22 мм, под подшипники – Ø25 мм. Вал изготовлен заодно с шестерней Z1 .

Усилие от муфты: FM = 125 = 125 = 345 H

Ft 1 = 579 H, Fr 1 = 211 H, a = 40 мм, b = 115 мм, с = 80 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RBx (a + b) – Ft1 a = 0; RBx = Ft1 a / (a + b) = 579 · 0,04 / 0,155 = 149 H

RAx = Ft1 – RBx = 579 – 149 = 430 H

Mx = RAx a = 430 · 0,04 = 17,2 H · м

RBy = Fr1 a / (a + b) = 211 · 0,04 / 0,155 = 55 H

RAy = Fr1 – RBy = 211 – 55 = 156 H

My = RBy b = 55 · 0,115 = 6 H · м


Реакции от усилия муфты:

FM (a + b + c) – RAF м (a + b) = 0;

RAF м = FM (a + b + c) / (a + b) = 345 · 0,235 / 0,155 = 523 H

RBF м = RAF м - FM = 523 – 345 = 178 H

МХ F м = RBF м b = 178 · 0,115 = 20,5 Н · м

МА F м = FM с = 345 · 0,08 = 27,6 Н · м

RA = = = 457 H

RB = = = 159 H

Для расчета подшипников:

RA ' = RA + RAF м = 457 + 523 = 980 H

RB ' = RB + RBF м = 159 + 178 = 337 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев.

МI - I = = = 38,2 Н · м

Определим диаметр вала в опасном сечении при совместном действии изгиба и кручения:

Мпр = = = 38,8 Н · м

dI - I = = = 18,6 мм < dt 1 = 23,13 мм

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С0 = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

QA = RA ' Kδ KT = 980 · 1,3 · 1 = 1274 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23 (C / QA )m (106 / 60n1 ) = 0,8 · (14 / 1,27)3 · (106 / 60 · 1410) = 1,3 · 104 ч

1,3 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104 ч

Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2305; С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17,

тогда

Lh = 0,7 · (40,2 / 1,27)3,3 · (106 / 60 · 1410) = 7,3 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

8. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные:

Ft 2 = 579 H, Fr 2 = 211 H, k = 43 мм, d = 60 мм, l = 54 мм, Ft 3 = 1959 H, Fr 3 = 713 H.


RС x (l + d + k) – Ft3 (k + d) - Ft2 k = 0;

RCx = (Ft3 (k + d) + Ft2 k) / (l + d + k) = (1959 · 0,103+ 579 · 0,043)/ 0,157 = 1444 H

RDx = Ft3 + Ft2 – RCx = 1959 + 579 – 1444 = 1094 H

RCy = (Fr3 (k + d) - Fr2 k) / (l + d + k) = (713 · 0,103- 211 · 0,043)/ 0,157 = 410 H

RDy = Fr3 - Fr2 – RCy = 713 - 211 – 410 = 92 H

Mx = RCx l = 1444 · 0,054 = 78 H · м; M'x = RDx k = 1094 · 0,043 = 47 H · м

My = RCy l = 410 · 0,054 = 22 H · м; M'y = RDy k = 92 · 0,043 = 4 H · м

MI-I = = = 81 H · м

RC = = = 1501 H

RD = = = 1098 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев. Определим диаметр вала в сечении I – I по совместному действию изгиба и кручения:

Мпр = = = 87,5 Н · м

dI - I = = = 24,4 мм < dt 3 = 35,25 мм

Прочность вала обеспечена.

Вал изготовлен заодно с шестерней z3 . Принято: под колесом z2 – Ø30 мм, под подшипниками – Ø25 мм. Выбор типа подшипника. Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С0 = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

QС = RС Kδ KT = 1501 · 1,3 · 1 = 1951 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23 (C / QС )m (106 / 60n2 ) = 0,8 · (14 / 1,95)3 · (106 / 60 · 270) = 1,8 · 104 ч

1,8 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104 ч

Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2305;

С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17, тогда:

Lh = 0,7 · (40,2 / 1,95)3,3 · (106 / 60 · 270) = 9,3 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

9. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл. 11.1 [2]:

V1 = 2,8 м/с – V40° = 28 мм2

V2 = 0,8 м/с – V40° = 34 мм2

V40°ср = 31 мм2

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V40° C = 29-35 мм2 /с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σсм = 2Т / d(l – b)(h – t1 ) < [σ]см = 120 МПа

Ведущий вал Ø22 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t1 = 3,5 мм.

σсм = 2 · 7,6 · 103 / 22 · (40 – 6)(6 – 3,5) = 8,12 МПа < [σ]см

Промежуточный вал Ø30 мм, шпонка 8 × 7 × 36, t1 = 4 мм.

σсм = 2 · 38,2 · 103 / 30 · (36 – 8)(7 – 4) = 23 МПа < [σ]см

Ведомый вал Ø36 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t1 = 5 мм.

σсм = 2 · 148,5 · 103 / 36 · (45 – 10)(8 – 5) = 80,8 МПа < [σ]см

Ведомый вал Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 50, t1 = 5,5 мм.

σсм = 2 · 148,5 · 103 / 45 · (50 – 14)(9 – 5,5) = 52,8 МПа < [σ]см


11. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметры концов валов:Ø22 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 63-22-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.

В нашем случае: Т1 = 7,6 Н · м

Муфта, соединяющая ведомый вал с валом барабана.

Диаметры концов валов:Ø36 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 250-36-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 250 Н · м, D × L = 140 × 165.

В нашем случае: Т3 = 148,5 Н · м

Запас у муфт большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.


Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, "Машиностроение", 1988 г.

2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий