Расчет и конструирование валов: Методические указания по выполнению расчетно-графических работ по курсу «Теоретическая и прикладная механика. Детали машин и основы конструирования» для бакалавров направления подготовки 131000 «Нефтегазовое дело», всех форм обучения. – Альметьевск: Альметьевский государственный нефтяной институт, 2013. — 25 с.
В методическом указании изложены основы рационального конструирования и расчеты валов на прочность, которые иллюстрируются числовыми примерами и чертежами.
М.М. Алиев – д.т.н., профессор, заведующий кафедрой ТХНГ АГНИ.
© Альметьевский государственный
2. Проектный расчет валов…………………………………………………4
3. Расчет вала на статическую прочность ………………………. ……..10
3.3 Опасные сечения вала и номинальные напряжения ……….…..14
3.4 Расчет на сопротивление усталости ……………………………15
4. Конструирование валов ………………………………………………..19
5. Шпоночные соединения ……………………………………………….20
Пример конструирования и расчета быстроходного вала……………….21
Приложение 1. Расчетные схемы валов
Приложение 2. Моменты сопротивления сечений валов
Приложение 4. Шпоночные соединения с призматическими шпонками
Приложение 5. Коэффициенты влияния поверхностного упрочнения стальных валов диаметром до 40мм
Приложение 6. Конструкции валов
Вал предназначен для передачи вращающего момента вдоль своей оси, а также для поддержания расположенных на нем деталей и восприятия действующих на эти детали сил. Примером могут служить валы редукторов.
В методическом указании излагается расчет и основы конструирования валов. Приведенные примеры помогают усвоить методы и получить навыки рационального конструирования и расчета валов на прочность.
Проектный расчет валов
Проектируемые валы испытывают сложную деформацию – совместное действие изгиба, кручения и растяжения (сжатия).
Расчет валов проводится в два этапа: проектировочный только под действием крутящего момента и проверочный расчет с учетом крутящего и изгибающего моментов.
Проектный расчет валов выполняют на статическую прочность с целью ориентировочного определения диаметров отдельных ступеней. В начале расчета известен только вращающий момент . Изгибающие моменты оказывается возможным определить лишь после разработки конструкции вала, когда согласно общей компоновке выявляют его длину и места приложения действующих нагрузок. Поэтому проектный расчет вала выполняют условно только на кручение, а влияние на прочность вала изгиба, концентрации напряжений и характера изменения нагрузки компенсируют понижением допускаемого напряжения на кручение .
Для облегчения сборки и разборки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей валы выполняют ступенчатыми. Примеры таких конструкций представлены на рисунке 1.
Определение геометрических размеров валов.
1. В зависимости от того, какой вал проектируется, определяется диаметр входного участка или диаметр выходного участка из расчета на чистое кручение по формуле, известной из курса сопротивления материалов:
где – вращающий момент, действующий в расчетном сечении вала, Н·мм; — допускаемое напряжение на кручение, МПа. Значения , рекомендуемые для определения диаметров валов редукторов, приведены в табл. 2.1.
Таблица 2.1 — Условные допускаемые напряжения при кручении , МПа
Видео:Допуски и посадки для чайников и начинающих специалистовСкачать
| Вал редуктора | Тип редуктора | |
| Одноступенчатый | Двухступенчатый соосный | Двухступенчатый |
| Быстроходный | 6…..10 | |
| Промежуточный | — | |
| Тихоходный |
Полученный результат округляют до ближайшего большого значения из стандартного ряда [1]: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 и далее через 10 мм.
Для удобства соединения вала редуктора с валом электродвигателя стандартной муфтой соблюдают условие, чтобы диаметры соединяемых валов имели размеры, отличающиеся не более чем на 20 %.
Длина входного или выходного участка вала редуктора определяется как:
2. Диаметр ступени вала под подшипник (диаметр подшипниковой шейки) (рис. 1 а, б, г) . Полученные значения следует согласовать с диаметром внутреннего кольца подшипника (таблица ). Для вала-шестерни конической (рис. 1 в): под подшипники , где — диаметр вала под резьбу, полученное значение необходимо согласовать с параметрами внутренних резьб стандартных шлицевых гаек по таблице, — под сквозную крышку.
Длина ступени вала под подшипник и сквозную крышку (рис. 1 а, б, г): Длина вала под подшипник (рис. 1 а, б, г): — для шариковых подшипников; для роликовых — (таблица ). Длина ступени под резьбу у вала-шестерни конической , под сквозную крышку —
3. Диаметр следующей ступени вала определяют по формуле , учитывая технологию изготовления вала, удобство сборки и разборки. Полученные диаметры шеек вала должны быть округлены до ближайшего стандартного значения. Длина определяется графически. На рисунке 1в также определяется графически.
4. Переходной участок вала между двумя смежными ступенями разных диаметров выполняют галтелью радиуса (рис. 2).
5. В конической передаче на валу-шестерне осевая фиксация подшипников осуществляется круглой гайкой с многолапчатой шайбой. В этом случае на резьбовом участке вала выполняют канавку под язычок стопорной многолапчатой шайбы (рис. 4).
6. Шпоночный паз на цилиндрическом конце вала следует выполнить открытым и установить призматическую шпонку, размеры которой определяются в зависимости от диаметра вала (рис. 5). Длина паза и шпонки должна быть на 4…5 мм короче цилиндрического конца вала. Длина призматической шпонки, установленной на промежуточной ступени вала, должна быть на 5….10 мм короче ступицы.
Читайте также: Размеры первичного вала уаз патриот
Если на валу предусмотрено несколько шпоночных пазов, то для удобства фрезерования их располагают на одной образующей вала и выполняют одной ширины, выбранной по меньшему диаметру вала.
Рис. 2.1. Типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов:
а – быстроходный — червячного; б — быстроходный — цилиндрического;
в – быстроходный — конического; г – тихоходный ( — в коническом редукторе)
Этапы проектирования валов
НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ВАЛОВ. ВАЛЫ И ОСИ
Вращающиеся детали машин (зубчатые колеса, шкивы, звездочки и др.) размещают на валах и осях. Валы предназначены для передачи вращающего момента вдоль своей оси. Силы, возникающие при передаче вращающего момента, вызывают напряжения кручения и изгиба, а иногда напряжения растяжения или сжатия.
Оси не передают вращающий момент; действующие в них силы вызывают лишь напряжения изгиба (незначительные вращающие моменты от сил трения не учитываются). Валы вращаются в подшипниках. Ocи могут быть вращающиеся или неподвижные.
По назначению различают валы передач и коренные валы, несущие нагрузку не только от деталей передач, но и от рабочих органов машин (дисков, фрез, барабанов и т. д.).
По конструкции валы можно разделить на прямолинейные, коленчатые и гибкие (рис. 4.1). Широко применяют прямолинейные валы ступенчатой конструкции. Такая форма вала удобна при монтаже, так как позволяет установить деталь с натягом без повреждения соседних участков и обеспечить ее осевую фиксацию. Уступы валов могут воспринимать значительные осевые нагрузки. Однако в местах сопряжения участков разного диаметра возникает концентрация напряжений, что снижает прочность вала.
Чтобы уменьшить массу вала, и обеспечить подачу масла, охлаждающей жидкости или воздуха, применяют полые валы.
К особой группе относятся гибкие валы, используемые для передачи вращающего момента между валами, оси вращения которых смещены в пространстве.
В сельскохозяйственных, подъемно-транспортирующих и других машинах часто используют трансмиссионные валы, длина которых достигает нескольких метров. Их выполняют составными, соединяя с помощью фланцев или муфт.
Критерии работоспособности вала.
Конструкция, размеры и материал вала существенно зависят от критериев, определяющих его работоспособность. Работоспособность валов характеризуется в основном их прочностью и жесткостью, а в некоторых случаях виброустойчивостью и износостойкостью.
Большинство валов передач разрушаются вследствие низкой усталостной прочности. Поломки валов в зоне концентрации напряжений происходят из-за действий переменных напряжений. Для тихоходных валов, работающих с перегрузками, основным критерием работоспособности служит статическая прочность. Жесткость валов при изгибе и кручении определяется значениями прогибов, углов поворота упругой линии и углов закрутки. Упругие перемещения валов отрицательно влияют на работу зубчатых и червячных передач, подшипников, муфт и других элементов привода, понижая точность механизмов, увеличивая концентрацию нагрузок и износ деталей.
Для быстроходных валов опасно возникновение резонанса — явления, когда частота собственных колебаний совпадает или кратна частоте возмущающих сил. Для предотвращения резонанса выполняют расчет на виброустойчивость. При установке валов на подшипниках скольжения размеры цапф вала определяют из условия износостойкости опоры скольжения.
Видео:6.2 Кинематический расчет приводаСкачать
а — прямая ось; б — ступенчатый сплошной вал; в — ступенчатый полый вал; г — коленчатый вал; д — гибкий вал
Конструирование вала выполняют поэтапно.
На первом этапе определяют расчетные нагрузки, разрабатывают расчетную схему вала, строят эпюры моментов. Этому этапу предшествует эскизная компоновка механизма, в процессе которой предварительно определяют основные размеры вала и взаимное положение деталей, участвующих в передаче нагрузок.
К действующим нагрузкам, которые передаются на вал со стороны детали (шкива, звездочки, зубчатого колеса и др.) или с вала на деталь, относятся:
— силы в зацеплении зубчатых и червячных передач;
— нагрузки на валы ременных и цепных передач;
— нагрузки, возникающие при установке муфт в результате неточности монтажа и других ошибок.
Определение сил в зацеплении и нагрузок на валы ременных и цепных передач рассмотрено выше.
При установке на концах входных; выходных валов соединительных муфт учитывают радиальную консольную грузку, вызывающую изгиб вала. Эту нагрузку рекомендуется определять по ГОСТ 16162-85.
Для входных и выходных валов одноступенчатых цилиндрических конических редукторов и для быстроходных валов редукторов любого типа консольную нагрузку можно приближенно рассчитать по формуле
для тихоходных валов двух- и трех — ступенчатых редукторов, а также червячных передач
где Т — вращающий момент на валу, Н • м.
Силы и моменты, передаваемые ступицей на деталь, упрощенно принимают сосредоточенными и приложенными в середине ее длины.
При выполнении расчетной схемы вал рассматривают как шарнирно-закрепленную балку. Положение точки опоры вала зависит от типа подшипника (рис. 4.2).
а — на радиальном подшипнике; б — на радиально-упорном подшипнике;
в — на двух подшипниках в одной опоре; г — на подшипнике скольжения.
Действующие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (вертикальной и горизонтальной) силы переносят в точки на оси вала. Строят эпюры изгибающих и вращающих моментов в двух плоскостях (рис. 4.3).
Момент от окружной силы изображают на эпюре вращающих моментов, от осевой силы в вертикальной плоскости — в виде скачка М′z на эпюре изгибающих моментов. Эпюры строят по методике, изложенной в курсе сопротивления материалов.
Читайте также: Ваз 2107 кпп сколько валов
По эпюрам определяют суммарные изгибающие моменты в любом сечении. Так в сечении 1-1 наибольший суммарный момент
где Мz1 — изгибающий момент в опасном сечении в плоскости ZY; Мх1 — изгибающий момент в опасном сечении в плоскости XY; Мк1 — изгибающий момент в плоскости действия консольной нагрузки. Сравнивая полученные значения, выделяют наиболее опасные сечения вала.
На втором этапе разрабатывают конструкцию вала. Предварительно определяют диаметр выходного участка по условному допустимому напряжению кручения [τ], принимая его равным 15-25 МПа.
Если выбрана ступенчатая конструкция вала, определяют диаметры и длины его участков, используя расчетную схему или эскизную компоновку (см. выше)
Рис. 4.3. Схемы нагружения вала. Эпюры изгибающих и вращающего моментов Принятые размеры рекомендуется уточнять по ГОСТ 6636—69*.
Видео:9.1 Расчет валов приводаСкачать
Ступенчатая форма вала предпочтительна, так, как упрощается сборка соединений с натягом, предотвращаются повреждения участков с поверхностями повышенной чистоты обработки, форма вала приближается к равнопрочному брусу. Однако в местах сопряжения участков разного диаметра возникает концентрация напряжений, что снижает прочность вала, а при использовании в качестве заготовки прутка или поковки усложняется технология изготовления, увеличивается расход металла. Чтобы снизить концентрацию напряжений, а следовательно, повысить усталостную прочность вала, переходные участки чаще всего выполняют с галтелями (рис. 4.4). Радиус галтели r и высоту заплечика (уступа) выбирают в зависимости от диаметра вала d, осевой силы, размеров R, с1 и формы устанавливаемой детали (табл. 4.1).
Рис. 4.4. Переходные участки вала в виде галтелей
Таблица 4.1 Размеры галтелей, мм. (см. рис.4.4.)
| d | 12. 19 | 20. 28 | 30. 48 | 50. 75 | 80. 125 | 130. 180 | 190. 320 |
| г | 1,6 | 2,5 | |||||
| R, c1, | 1.6 | 2,5 |
Таблица 4.2 Размеры посадочных мест подшипников качения , мм (см. Рис.4.4.)
| гn | 0,5 | 1,5 | 2,5 | 3,5 |
| г, менее | 0,3 | 0,6 | 1,5 | 2.5 |
| h, более | 2,5 | 3,5 | 4,5 |
Если уступ служит для осевой фиксации подшипника, то высота h . (табл.4.2) должна быть меньше толщины внутреннего кольца подшипника на величину t, достаточную для размещения лапок съемника при демонтаже.
Канавки для выхода шлифовального круга (рис. 4.5) вызывают более высокую концентрацию напряжений, чем галтели. Переходы такими канавками выполняют при значительном запасе прочности вала. Размеры канавок даны в таблице 4.3.
Чтобы исключить осевые зазоры, длину посадочного участка вала следует выполнять несколько меньше длины ступицы насаживаемой детали. Для удобства монтажа участок вала под посадку с натягом должен иметь скосы и фаски (рис. 4.6, а, б, табл. 4.4).
Рис. 4.5. Канавки для выхода шлифовального круга:
а, б — для шлифования цилиндрической поверхности вала;
в — для шлифования цилиндрической поверхности и торца уступа
Если участок вала не имеет упорных буртиков, то его диаметр рекомендуют принимать на 5 % меньше посадочного диаметра (рис. 4.6, в).
Форма выходного участка вала (рис. 4.7) может быть цилиндрическая (ГОСТ 12080—66*) или коническая (ГОСТ 12081—72*). Конический конец вала выполнить сложнее. Однако конические соединения обладают большой нагрузочной способностью, их легче собирать и разбирать. Осевое усилие создают, затягивая гайку. Для этого на конце хвостовика предусматривают крепежную резьбу.
| d | 10. 50 | 50. 100 | Свыше 100 |
| d1 | d— 0,5 мм | d— 1 мм | d— 1 мм |
| b | 8; 10 | ||
| h | 0,25 | 0,5 | 0,5 |
| r | 1,6 | 2;3 | |
| r1 | 0,5 | 0,5 |
Таблица 4.5 Размеры канавок для выхода шлифовального круга, мм (см. рис.4.5)
Таблица 4.6 Размеры фасок и скосов (см. рис. 4.6)
| d, мм | 30. 45 | 45. 70 | 70. 100 | 100. 150 |
| с, мм | 2,5 | |||
| а, мм | ||||
| α, град |
Рис. 4.6. Фаски (а), скосы (б) и переходные участки (в)
Рис. 4.7. Выходные участки валов: а – цилиндрический, б – конический
Форма и размеры шпоночных канавок на валу зависят от типа шпонки и режущего инструмента. Пазы для призматических шпонок, изготовленные дисковой фрезой, вызывают меньшую концентрацию напряжений. Однако фиксация шпонки здесь менее надежна, а паз длиннее за счет участков для выхода фрезы (рис. 4.8). При наличии пазов для призматических шпонок следует предусмотреть такие размеры участков ступенчатых валов, чтобы демонтаж деталей происходил без удаления шпонок, так как шпонки устанавливают в пазах по прессовой посадке и выемка их нежелательна.
Поэтому диаметр d2 соседнего посадочного участка определяют с учетом высоты h шпонки:
где t2 — глубина паза в ступице, мм
а — изготовленные пальцевой фрезой; б— дисковой фрезой.
Обозначения: l — рабочая длина шпонки; b— ширина шпонки;
lвых — длина участка для выхода фрезы; Dфр — диаметр дисковой фрезы
Если на выходных участках валов это условие невыполнимо, то шпоночный паз фрезеруют «на проход». При установке на валу нескольких шпонок их следует располагать в одной плоскости и предусматривать для них по возможности одинаковую ширину пазов при соблюдении условий прочности шпоночных соединений. Это позволяет обрабатывать пазы без изменения положения вала и одним инструментом.
Размеры зубьев шлицевых участков выбирают, учитывая диаметры соседних посадочных участков вала. Для выхода режущего инструмента внутренний диаметр d зубьев шлицевого участка, расположенного между подшипниками, должен быть больше посадочного диаметра подшипника. В противном случае для выхода фрезы предусматривают участок длиной lвых (рис. 4.9, табл. 4.5).
По такому же принципу конструируют резьбовые участки валов под круглые шлицевые гайки. На участках предусматривают канавки для выхода резьбонарезного инструмента (рис.4.10, табл.4.6) и под язычок стопорной многолапчатой шайбы.
Читайте также: Как подобрать подшипники для валов
Видео:9.4. Расчет валов и осейСкачать
Рис. 4.9. Шлицевые участки валов
Таблица 4.5. Диаметр фрезы для прямобочных шлицев (см. рис.4.9)
Таблица 4.6. Размеры канавок разных типов, мм (см. рис. 4.11.)
Примечание. У канавок типа I радиус скоса r1 = 0,5 мм.
При изготовлении вала за одно целое с шестерней (рис. 4.11) материал вала и способ термообработки выбирают по условиям прочности зубьев шестерни.
Для изготовления валов применяют углеродистые конструкционные стали 40, 45, 50 и легированную сталь 40Х твердостью НВ≤ 300. Легированные стали 40ХН, 30ХГСА, 30ХГТ и других марок с последующей закалкой ТВЧ применяют для высоконагруженных валов. Быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, для повышения износостойкости цапф изготовляют из цементуемых сталей 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ или азотируемой стали 38Х2МЮА. Если размеры вала определяются условиями жесткости, то можно
использовать стали Ст. 5, Ст. 6. Это допускается при отсутствии на валу изнашиваемых поверхностей (цапф, шлицев и др.), требующих прочных, термически обработанных сталей. Фасонные валы (например, коленчатые) изготовляют из высокопрочных и модифицированных чугунов.
Механические характеристики валов указаны в таблице 4.7.
На третьем этапе конструирования выполняют проверочный расчет вала, определяя эквивалентное напряжение или запас прочности в наиболее опасных сечениях.
Для валов, работающих в режиме кратковременных перегрузок, в целях предупреждения пластических деформаций выполняют проверочный расчет н а статическую прочность. Эквивалентное напряжение в опасном сечении, МПа,
где d — диаметр вала, мм; М — наибольший изгибающий момент, Н • м; Т — наибольший вращающий момент, Н • м.
Допустимое напряжение, МПа,
где σт — предел текучести, МПа; ST — запас прочности по пределу текучести: ST = 1,2-1,8.
Проверочный расчет осей выполняют по формуле (4.6) при T = 0.
При длительно действующих нагрузках выполняют проверочный расчет н а сопротивление усталости. Коэффициент запаса усталостной прочности
где Sσ ; Sτ — коэффициенты запаса прочности соответственно по напряжениям изгиба и кручения; [S] — допустимый коэффициент запаса прочности: [S] = 2-2,5.
Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба
Рис. 4.11. Конструкция вала — шестерни.
Обозначения: da1 — диаметр шестерни; dB — диаметр вала;
dП — посадочный диаметр вала под подшипник по напряжениям кручения
где σ-1,-1 — пределы выносливости материала вала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом, МПа (см.табл. 4.7); КσD,KD — коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости; σа, D — переменные составляющие цикла изменения напряжений (амплитуды), МПа; ψσ ψ — коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (см. табл. 4.7); σm; m — постоянные составляющие цикла изменения напряжений, МПа.
Составляющие цикла изменения напряжений изгиба:
где MΣ — суммарный изгибающий момент, Н • м; Wo — момент сопротивления сечения вала изгибу) мм 3 ; Fа — осевое усилие. Н; А — площадь сечения вала, мм 2 : А = nd 2 /4.
Момент сопротивления изгибу вала сплошного круглого сечения
Видео:Вал двухступенчатого редуктора ➤ Курсовой проект одного из студентовСкачать
сечения со шпоночным пазом шириной b и глубиной t1
шлицевого участка вала диаметрами d и D числом зубьев z и шириной b
Составляющие цикла изменения напряжений кручения
где WP — момент сопротивления вала кручению, мм 3 .
Для сечения, ослабленного шпоночным пазом,
Таблица 4.7. Механические характеристики некоторых сталей
Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе
где Кσ, К — эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении (табл. 4.8, 4.9, 4.10, 4.11); Kdσ; Kd — масштабные коэффициенты (табл. 4.12); KFσ ; KF — коэффициенты качества поверхности (табл. 4.13); Ку — коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 4.14).
Если в сечении действуют несколько концентраторов напряжений (например, посадка с натягом и переход галтелью) в расчет вводят большее из значений Кσ и K .
Упругие перемещения валов и осей влияют на работоспособность зубчатых передач, подшипников и различных соединений, вызывая концентрацию напряжений, интенсивное изнашивание и разрушение деталей.
Таблица 4.8. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельными переходам
 |
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с выточкой
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов со шлицами, шпоночной канавкой и метрической резьбы
Таблица 4.11 Отношения коэффициентов концентрации и для валов с насаженными деталями
Примечание: I — посадка с гарантированным натягом; II –переходные посадки; III – посадки типа Н/h.
Поэтому при необходимости выполняют расчет на жесткость по условиям:
где f — максимальный прогиб (стрела прогиба), мм; [f] — допустимый прогиб, мм; θ — угол поворота сечения, рад; [θ] — допустимый угол поворота, рад.
Прогиб валов и углы поворота определяют известными методами, изложенными в курсе сопротивления материалов. С целью упрощения расчета можно использовать готовые формулы (табл. 4.15).
Значения [f] и [θ] определяют, исходя из опыта эксплуатации. Для участков валов с зубчатыми цилиндрическими колесами [f] = (0,01-0,03)m , с коническими и гипоидными [f] = (0,005-0,007)m.
Формулы для расчета углов поворота сечений и прогибов двухопорных балок
Видео:Вводный микрокурс по проектированию и расчету стальной балки |приложение для расчета балокСкачать
(здесь m — модуль зацепления, мм). В местах посадки зубчатых колес и в опорах скольжения [θ] = 0,001 (в радианах), в радиальных шарикоподшипниках — 0,005, в радиально-упорных роликовых — 0,0016, в шариковых сферических [θ] = 0,05
- Свежие записи
- Чем отличается двухтактный мотор от четырехтактного
- Сколько масла заливать в редуктор мотоблока
- Какие моторы бывают у стиральных машин
- Какие валы отсутствуют в двухвальной кпп
- Как снять стопорную шайбу с вала
- Правообладателям
- Политика конфиденциальности
📺 Видео
Выбираем общие допуски и посадки на примере детали вал. Предельные отклонения размеровСкачать
Чертеж вал шестерни. Процесс изготовления валов с зубчатым венцомСкачать
Валы и механические передачи 2D. Построение вала-шестерниСкачать
Принципы расчета железобетонных конструкций | Проектирование зданийСкачать
Как определить мощность, частоту вращения, двигателя без бирки или шильдика самому и простоСкачать
Курсовая работа. Проектирование привода.Скачать
4. Анализ типовых ошибок графической части курсового проекта по деталям машинСкачать
Как в excel построить графикСкачать
Расчетная схема ведомого валаСкачать
Детали машин. Лекция 4.1. Валы и оси.Скачать
САПР Компас-3D. Расчет валаСкачать
3. Узлы зубчатых редукторов, опоры валов, расчетные схемы валов, корпуса, конструкции редукторовСкачать
Лекция 9. Валы и осиСкачать
Выбираем допуски и посадки ➤ Система вала и отверстияСкачать
