Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса

Название: Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 03:56:34 13 декабря 2009 Похожие работы
Просмотров: 1276 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Содержание

1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

3. Прочный расчет валов

4. Предварительный выбор подшипников

5. Уточненный расчет валов на статическую прочность

6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность

7. Определение размеров корпуса редуктора

8. Конструирование зубчатого колеса

9. Определение размеров крышек подшипников

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

Вывод


1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода

Р2 =4.6 квт , частота вращении ведомого вала п2 =135 об∕мин

Выбор электродвигателя

общий КПД привода:

ήобщ. = ή рп ∙ ή (1)

ή рп - кпд решенной передачи

ή-кпд зубчатой передачи редуктора с учетом потерь в подшипников

Принимаем:

ή рп = 0.95

ή= 0.97

ήобщ. = 0.95 ∙ 0.97 = 0.92

Требуется мощность электродвигателя:

Рэ = р2 ∕ ήобщ. = 4.6 ∕ 0.92 = 5 кВт (2)

Ориентированная частота вращения требуемого электродвигателя nэ принимаем U =4 – передаточное число зубчатой передачи редуктора, Uр.п =3 – передаточное число решенной передачи

Общее передаточное число привода:

Uобщ. = Uр.п ∙ U = 3 ∙ 4 =12 (3)

nэ = n2 ∙ Uобщ. = 135 ∙ 12 = 1620 об∕ мин (4)

По полученным значениям Рэ и nэ, выбираем электродвигатель. Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения nс =1500 об∕ мин, тип двигателя 4АМ║2МА643,мощность Р= 5,5 кВт синхронная частота вращения n= 1445 об∕ мин

Киниматический расчет

Уточняем общее передаточное число привода

Uобщ. = n ∕ n2 ∙ 1445 ∕135 = 10.7 (5)

Производим разбивку U′общ. по ступеням, стандартное значения передаточного числа решенной передачи

Uр.п = U′общ. ∕ U = 10.7 ∕ 4 = 2.67 (6)

Частота вращения и угловые скорости вала:

вал электродвигателя

n= 1445 об∕ мин

ω = П ∙ n ∕30 = П ∙ 1445 ∕30 = 151.2 рад ∕с (7)

ведущий вал редуктора:

n1 = n ∕ Uр.п = 1445 ∕ 2.67 = 541.2 об∕ мин (8)

ω 1 = ω ∕ Uр.п = 151.2 ∕ 2.67 = 56.74 рад ∕с

ведомый вал редуктора:

n2 = n1 ∕ 4 = 541.2 ∕ 4 = 135 об∕ мин

ω 2 = ω 1 ∕ 4 = 56.74 ∕ 4 = 14.2 рад ∕с

Силовой расчет

Вращение момента на валу привода

вал электродвигателя:

М = Рэ ∕ ω = 5 ∙ 10³ ∕ 151.2 = 33 км (9)

Ведущий вал редуктора

М1 = М ∙ Uр.п ∙ ή рп = 33 ∙ 2.67 ∙ 0.95 = 83.7 км (10)

Ведомый вал редуктора

М2 = М1 ∙ U ∙ ή = 83.7 ∙ 4 ∙ 0.97 = 325 км

вал

Частота вращения n1 оборотов в минуту

Углов скорость U1 рад ∕с

Вращающий момент М, Км

электродвигатель

1620 об∕ мин

151.2 рад ∕с

33 Км

ведущей

541.2 об∕ мин

56.74 рад ∕с

83.7 Км

ведомый

135 об∕ мин

14.2 рад ∕с

325 Км

2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Материалы зубчатых колес.

Сталь 45 с термообработкой – улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; т = 650 Н ∕мн²

диаметре (предполагаемом) D ≤ 80 мм

для колеса твердость 235…262 НВ2 ; т = 540 Н ∕мн²

при предполагаемой ширине заготовки колес S ≤ 80 мм

Выбираем среднее значение твердости:

Твердость шестерни – 280 кв1;

Твердость колеса – 250 кв2

При этом НВ1 – НВ2 = 280 – 250 = 30 ( условие соблюдает)

Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса

[п] = (п ∕ [Sп]) ∙кп (11)

по = 2 Нв + 70 (12)

[Sп] = 1.1

кп = 1

[п]1 = ((2 Нв 70) [Sп]) ∙ кп = ((2 ∙ 280 + 70) : 1.1) ∙ 1 = 573 к ∕мм² (13)

Для надежности при расчете прямозубых цилиндрических передач за величину [п] принимают меньшее значение из допускаемых [п]1 и [п]2

Принимаем [п] = [п2] = 518 к ∕мм²

Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

[п] = (fo ∕ [Sf]) ∙кfc ∙кfl (14)

где fo = 1.8 Нв

[Sf] = 1.75

кfc = 1/1,8nB1; kfl =1/_1,8·280

[fa]1= [Sf] · Kfl ∙Kfc = 1,75 =288 Н ∕мм²

[fa]2= 1,8·250/ 1,75 ·1 ·1 = 257 Н ∕мм²

Расчетные коэффициенты. Принимаем 4а=0,4 как для симметрично расположенных колес, и коэффициент Кив=1, как для прирабатывающих колёс (твердость колёс меньше 350 нв , нагрузка постоянная).

Мешаевы расстояние передачи

по стандарту принимаем аn=160мм.

Ширина зубчатого венца колеса: в2=ψa·am=0,4·160=64 мм

Шестерни: в1≈1,12·в2=1,12·64=71,7мм

Принимаем стандартное значение по таблице: В2=63мм; В1=71мм

Модуль зубьев по формуле:

m = _6,8М2(W+1)/4·aw·b2[Gк]2 = 6,8·325·2·10³·5/4·160·63·257 = 1,07 мм

принимаем стандартное значение m=2 мм

Суммарное число зубьев:

Е = 2a ω /м = 2·160/2 = 160 (17)

число зубьев шестерни

1 =Е/(4+1) = 160 : 5 = 32

2 = Е -1 (18)

= 160-32 = 128

Фактическое передаточное число:

Иф = 2/1 = 128/32 = 4

- что соответствует заданному (номинальному значению)

Основные геометрические размеры передачи:

Делительные диаметры

d1 = m ·1 = 2 ·32 = 64 (19)

d2= m ·2 = 2·128 = 256


уточняем межосейное расстояние:

an = (d1 + d2)/2 = (64+256)/2 = 160мм (20)

Диаметр окружностей верхних зубьев шестерни и колеса:

da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52

da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196

Пригодность заготовки шестерни Д и ширина S:

Д = da1 + 6мм = 52+6=58мм

Д=58мм< 80 мм

S=b2+4мм=63+4=67<80 мм

Условие пригодное заготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристики м.б. получены при термообработке.

Выбранная сталь 45 не требует применений.

Окружная скорость зубчатых колес и степень тонкости

υ = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 · 10³ · 63/60 = 1.6 м/с (21)

Для уменьшения динамической нагрузки применяем 8 степень точности (по таблице)

Силы в зацеплении i окружная сила

Ft = 2м2/d2 = 2 · 325 · 10³ / 256 = 2539H (22)

Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20º = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23)

Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knυ=1.2 (по таблице)

Рассчитываем контактное напряжение.

n = 310/aw · n (24)

н = 310/160 · 4 = 0,48 = 0,48 879,6 = 422 н/мм

по условию

n² (0.8м · 1.1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и 570 н/мм²

Т.к. расчетное Gn=412 н/мм² находится в пределах допускаемых значений напряжений, то контактная прочность зубьев обеспечивается

Коэффициент формы зуба Јf :

для шестерни : 1 = 32; Јf1=3,78

для колеса: 2 =128; Јf2=3,6

сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб

Шестерни: [n]1/ Јf1 = 288/3,78 = 76,2 н/мм²

колеса : [n]2/ Јf2 = 257/3,6 = 71, 4 н/мм²

Прочность зубьев колеса оказалась менее прочности зубьев шестерни.

[n]1/ Ј f1<[n]1/Ј f2

- поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.

Принимаем коэффициенты: К Fв=1 К Fυ=1,4

Расчетное напряжение изгиба в основании ношии зубьев колеса:

f2= Ј f2 · Pt/В2м k pв Kpv = 3.6 · 2539.1/63 · 2 · 1 · 1.4 = 101.6 н/мм²<

[f]2=257 н/мм (25)

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3. Прочный расчет валов

Выбор материалов валов.

Для ведущего и ведомого вала выбираем ст.45 с термообработкой улучшения с механическими

Характеристиками НВ 240 т = 650 н/мм², в = 800 н/мм²

Ведущий вал.

Выбираем конструкцию вала

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле

dк= (26)

где диаметр dn диаметр пальцевого участка вала.

М1 (ИМ)- вращающий момент на ведущем валу редуктора.

[τк] 20…25 н/мм², допускаемое касательное напряжения .

dк = =25,6 мм

по стандарту принимаем dk = 26 мм

где dy - диаметр участка вала под уплотнением.

dy=26+4=30мм

dn=30+5=35мм

dw=35+5=40мм

Ведомый вал.

Выбираем конструкцию вала.

М2 = 325 мм

τ= 25

dk = = 40,1 мм

по стандартному выбираем

dy =42 мм

dy = 42+3=45 мм dn = 45+5=50 мм

dзк = 50+2=52 мм dб = 52+3=55 мм

4. Предварительный выбор подшипников

Предварительный выбор ведущего вала.

dn = 35 мм легкой серии №207

Д=72 мм

В1=17 мм

Предварительный выбор ведомого вала

dn = 50 мм легкой серии №210

Д=90 мм

В1=20мм

5. Уточненный расчет валов на статическую прочность

Ведущий вал.

Чертим расчетную схему вала.

Определяем расстояние между опорами и силами зацепления

l1 = l1′= x+y+b1/2+ b1/2 м (1) [3]

где х =10мм расстояние от стенки корпуса до шестерки:

b1=71 мм b1- ширина шестерни

B1 – это ширина подшипника

Ј – 20 мм расстояние от подшипника

l1 = l1′= 10+ 20+71/2+17/2 = 30+35,5+8,5 = 74мм = 0,074м

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости

R ay = R ву = Fr 1/ 2= 914/ 2 = 457 Н (27)

Fn1 – рациональная нагрузка на материи R


Определяем реакцию опор в горизонтальной плоскости.

R ах = Rвх= Ft /2=2539.1/2 = 1269.6 Н

Определим изгиб момента в вертикальной плоскости и построим эпюру моментов

М ах= 0 М вх = 0

М сх = - R ау · l1= - 457 · 0.074 = - 33.82 Hм

Определим изгиб момента.

Мау = 0 Мву = 0

Мсу = -Rax · l1= -1269.6 · 0.074=m-33.82 Нм

Определяем крутящий момент.

Мк = М1 = 83,7 и.м

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении.

Мкс = ====99,85 Hм (28)


Определим эквивалентный момент в сечении.

Мэ = = == 130,2 Hм

Определим диаметр вала в опасном сечении.

dm ====29,6 мм (29)

Находим диаметры остальных участков вала исходя из dш

dn = dш (-2...5)= 30-5 = 25 мм

dу = dn (-2,,,5) = 25-3 = 22 мм

dn = dу (-2...5) = 22-2 = 20 мм

.2. Ведомый вал.

l 2 = l 2' = x + y + в 2/2 + В2/2 (30)

В2 =20 мм

в 2= 63 мм

l 2= l 2' =10+20 +63/2+20/2= 40+31.5 = 71.5 мм = 0.072м

Ray = 457 н

Rax = 1269,6 н


Мсх = - Ray · l 1 = -475 · 0,072 = - 32,9нм

Определим изгиб момента.

Мсу = Raх · l 1 = - 1269,6 · 0,072 = - 91,41 нм

Мк = М2 = 325 и.м

Мuc = = = 97,2 нм

Мэ = = = 339,3 нм

dyk = = 40,8

dn = dш – (2…5) = 42 – 2 = 40 мм

dу = dn (- 2 …5) = 40 - 4 = 36 мм

dк = dу ( - 2 …5) = 36 – 4 = 32 мм

6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность

Ведущий вал.

суммарная радиальная опора реакции:

Rra = Rrв = = = 1349,35 Кn (31)

Выбор типа подшипника.

Для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники.

Проверяем возможность установки подшипника средней серии № 305

d = 25мм

Д = 62мм

В = 17 мм

Сr = 22.5

Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников принимаем коэффициенты:

V = 1; Кб= 1.4 ; Кт = 1; а1 = 1; а23 = 0,7.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Rэ∆ = Rэв = Rэ = V · R ra · Кб · Кт = 1 · 1349,35 · 1.4 · 1 = 1889.09 н = 1.89Кн

Базовая долговечность подшипника.

L10 = a1 · а23 · ( C r/ Rэ) = 1 · 0,7 (22.5 : 1.89)³ = 1179.61 г (32)

Базовая долговечность подшипника.

L10h = 10³· L 10/ 60r1=10·179.61/ 60·541.2 =36326.99 ч> [L10h ]=10000ч-

долговечность обеспечена

Ведомый вал.

Суммарная радиальная опорная реакция: Rra = 1349.35 h

выбор типа подшипника для опор валов цилиндрических колес при отсутствии осевой силы принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники.

Проверяем возможность установки подшипника легкой серии № 208

d = 40 мм В = 18 мм

Д = 80 мм C = 32

6.2.3. Выбор коэффициентов в соответствии с условиями работы подшипников , принимаем коэффициенты:


V = 1; Кб = 1.4; Кт = 1; а1 = 1; а23 = 0,7.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Rэа = Rэв = Rэ = V·Rra·Кб·Кт = 1· 1349.35 ·1.4 ·1 = 1889.09 n = 1.89 Kn (34)

Базовая долговечность подшипника.

L10 =1· 0.7 · (32/1.89)³ = 0.7 · 4826.81 = 3378.77 (ч)

Базовая долговечность подшипника

L10h = 10³ · 3378.77/ 60·135= 41713.09 (ч ) - долговечность обеспечена

7. Определение размеров корпуса редуктора

Толщина степени основания корпуса

Sкп=≥6 (35)

Sкр==4,78 мм

Принимаем Sкорп = 6мм

Толщина степени основания корпуса.

Sкр = 0.9 Sкорп. > 6мм (36)

Sкр = 0.9· 6 = 5.4 мм

Принимаем Sкр = 6 мм

Толщина ребра в основании


Sреб = Sкорп = 6 мм

Толщина подъемного уха в основании:

Sу = 2.5 Sкр = 2.5 · 6 = 15 мм (37)

Диаметр стяжного болта

dб = ≥10 (38)

dб = = 6,87мм

Диаметр штифтов:

dшт = ( 0.7 ....0.8) dб = 0.8 ·10 = 8 мм (39)

Толщина фланга по разъему :

Sфл = 1.5· dб = 1.5 · 10 = 15 мм (40)

Диаметр фундаментального болта

dб = ≥ 1,2 (41)

dб = = 8.65мм

принимаем dф = 12 мм

Толщина лампы фундаментального болта:

Sф = 1.5 · dф = 1.5 · 12 = 18 мм (42)


Высота центров редуктора:

Н0 = ( 1 … 1.12 ) · aw = 1 · 160 = 160 мм (43)

Расстояние между торцом шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами части корпуса :

Δ1 = 0.8 Sкорп (44)

Δ1 = 0.8 · 6 = 48 мм

Ширина пояса жесткости (фланца)

в ф ≥ 1.5 dф

в ф = 1.5 ∙ 12 = 18 мм

Расстояние между зубьями колеса в радиальном направлении и торцом фланга, днищем основания:

Δ2 = 1.2 · Sкорп = 1.2 · 6 = 7.2 мм

8. Конструирование зубчатого колеса

Выбираем конструкцию колеса.


Обод ( элемент колеса)

Диаметр : da = 196 мм

Толщина:

S = 2.2 · т + 0.05 в2 = 2.2 · 1.07 + 0.05 · 63 = 5.5 мм (46)

Ширина: в2 = 63 мм

Ступица.

Диаметр внутренний: d = d3К =42мм

Диаметр наружный: dСТ = 1.55 · d = 1.55 · 42 = 65.1 мм (47)

Толщина: Sст = 0.3 · d = 0.3 · 42 = 12.6 мм

Длина: l ст = 1.5 d = 1.5 · 42 = 63 мм (48)

Диск

Толщина:

С = 0.5 (S + S ст) = 0.25· в2 = 0.25 · 63 = 15.75мм (49)

Радиусы закругленный и уклон:

R = 6 J >7°

9. Определение размеров крышек подшипников

Выбираем конструкцию крышек подшипников.

Принимаем крышки врезанные с отверстиями и глухие:


Ведущий вал.

Д = 62 мм h 1 = 5 мм

Д0 = 67мм l = 8 мм

Д3 = 52мм l 1 = 2 мм

h = 14мм В = 10 мм

Ведомый вал.

Д = 80 мм h 1 = 5мм

Д0 = 85мм l = 10мм

Д3 = 72мм l 1 = 2мм

h = 16мм В = 10мм

10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок

Ведущий вал.

Для диаметра вала d = 20мм принимаем размеры сечения шпонки:

в = 6мм t2 = 2.8 мм

h = 6 мм l ст = 36 мм t1 = 3.5мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины:

l ш = (5…10) l ст

l ш = 36 -8 = 28 мм

l р = l ш - в = 28 – 6 = 22 мм (50)


Расчетное напряжение смятия:

см = 2М1/ D ( h – t1) l р= < [G] см = 190 и/мм (51)

см = 2· 83.7 ·10³/ 20(6 – 3.5 )· 22= 152.18 и/мм

Прочность на смятие обеспечивается.

Ведомый вал

Для диаметра вала d = 32 мм принимаем размеры сечения шпонки:

в = 10мм t2 = 3.3 мм

h = 8 мм l ст = 42мм

t1 = 5мм

Расчет длины шпонки и рабочей длины:

l ш = 42 – 8 = 34мм

l р = 34 – 10 = 24 мм

10.2.3. Расчет напряжения смятия:

см = 2М2/ D ( h – t1) l р = < 190 и/мм

см = 2· 83.7 ·10³ / 32(8 – 5 )· 24= 72.66и/мм

Прочность на смятие обеспечена.

11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом катерным непрочным способом ( окупанием).

Этот способ применяют для зубчатых передач при окруженных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбор сорта масла зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях Gn и фактической скорости υ. Gn = 422.0 н/мм², υ = 1.6 м/с

В соответствии с полученными значениями выбираем сорта масла И-Г-А-68 Гост 17479 4-87

Смазывание подшипников.

При окруженных скоростях υ<2м/с

Полость подшипника, смазывается пластичным материалом и должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением.

Размер внутренней полости корпуса под эластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно ¼ его ширины.

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала производят при ремонте.

Выбираем для смазки подшипниковый солидол жировой Гост 1033 – 79.


Вывод

В курсовом проекте был выполнен проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:33:56 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
08:38:58 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(150883)
Комментарии (1841)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru