I.
Кинематический
расчет и выбор
электродвигателя.
М = 450 Н · м, Wк
= 6 рад/с.
Общий КПД:
Вал А:
.
Р = М · W
= 6 · 450 = 2700 (Вт)
Требуемая
мощность
электродвигателя:
Выбираем
электродвигатель
с частотой
вращения 1000 об/мин
4А112МА6У с параметрами
Рдв
= 3 кВт и скольжением
4,7 %.
Номинальная
частота вращения:
nдв
= 1000 – 47 = 953 об/мин.
.
Общее передаточное
отношение
привода:
Частные
передаточные
числа можно
принять для
редуктора Uр
= 3,98, тогда для
цепной передачи
Частота
вращения и
угловые скорости
валов редуктора:
| Вал | Р (кВт) | W (рад/с) | n (об/мин) | М (Н · м) |
| В | 3000 | 99,7 | 953 | 30 |
| С | 2900 | 25 | 239 | 120 |
| А | 2700 | 6 | 57,3 | 450 |
Вал В:
n1
= nдв
= 953 об/мин
W1
= Wдв
= 99,7 рад/сек.
Вал С:
Вал А:
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
nк
= 57,3 об/мин
Wк
= 6 рад/с
Вращающие
моменты на валу
шестерни:
на валу колеса:
Т2
= Т1 ·
U1
= 30 · 3,98 = 120 Н · м = 120 · 103
Н · мм
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
II.
Расчет зубчатых
колес редуктора
Для шестерни
примем сталь
40Х улучшенную
с твердостью
НВ 270; для колеса
сталь 40Х улучшенной
твердостью
НВ 245.
Допускаемое
контактные
напряжения:
Здесь принято
для колеса δH
lim
b=
2HB+70=2·245+70=560
MПа.
При длительной
эксплуатации
коэффициент
долговечности
КHL=1.
Коэффициент
безопасности
примем [SH]=1,15.
Коэффициент
KHβ
при консольном
расположении
шестерни 1,35,
коэффициент
ширины венца
по отношению
к внешнему
конусному
расстоянию
ψ=0,285.
Внешний
делительный
диаметр колеса:
в этой формуле
для прямозубых
передач Кd
= 99; передаточное
число u=up=3,98
Принимаем
по ГОСТ 1289-76 ближайшее
стандартное
значение de2=1000
мм.
Примем число
зубьев шестерни
Z2=Z;
U=253,98=99,5
Примем Z2
= 100. Тогда
Отклонение
от заданного
, что меньше
установленных
ГОСТ 12289-76, 3%.
Внешний
окружной модуль
Уточняем
значение:
de2
= me
Z2 =
10
100 = 1000 мм
Отклонение
от заданного
значения составляет
что допустимо,
т.к. менее допустимых
2%.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
конусов:
Ctg 1
= U
= 3,98; 1
= 14054|
2 = 900
- 1
= 900 - 14054|
= 75046|
Внешнее
конусное расстояние
Re
и длина зуба
b;
b = ΨbReRe
= 0,285
515 = 146,7 мм
Принимаем
b
=147 мм
Внешний
делительный
диаметр шестерни
de1
= me
Z1
= 10
25 = 250 мм
Средний
делительный
диаметр шестерни
d1
= 2(Re
- 0,5b)
sin
= 2(515 – 0,5
147)
sin 14054|
= 883
0,2571 = 227 мм
Внешние
диаметры шестерни
и колеса (по
вершинам зубьев)
dae1
= de1
+ 2me
cos 1
= 250 + 2
10
cos 14054|
= 264 мм
dae2
= de2
+ 2m
cos 2
= 1000 + 2
10
cos 75046|
= 1000
20
0,26 = 1020,26 мм.
Средний
окружной модуль
Коэффициент
ширины шестерни
по среднему
диаметру
Средняя
окружная скорость
колес:
Для
проверки контактных
напряжений
определяем
коэффициент
нагрузки:
KH
= KHβ
KHα
KHU
При Ψbd
= 0,6, консольном
расположении
колес и твердости
HB350
коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки по
длине зуба, КНβ
= 1,23.
Коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки между
прямыми зубьями,
КНα
= 1,05.
Коэффициент
учитывающий
динамическую
нагрузку в
зацеплении,
для прямозубых
колес при U
5 м/с. КHU
= 1,05
КН
= 1,23 · 1,0 · 1,05 = 1,3
Проверяем
контактное
напряжение:
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
Силы в зацеплении:
окружная
радиальная
для шестерни,
равная осевой
для колеса,
Fr1
= Fa2
= Ft
· tg α · cos δ1
= 263 · tg 20 · cos 14054|
= 0,97 ·
263 · 0,36 = 92
осевая для
шестерни, равная
радиальной
для колеса,
Fa1
= Fr2
= Ft
· tg α · sin δ1
= 263 · tg 20 · sin 14054|
= 263 · 0,36 · 0,24 = 23
Проверка
зубьев на
выносливость
по напряжениям
изгиба:
Коэффициент
нагрузки КF
= KFβ
· KFU
При Ψbd
= 0,65, консольном
расположении
колес, валах
на рожковых
подшипниках
и твердости
НВ
350 значения КFβ
= 1,38
При твердости
НВ
350, скорости U
= 4,35 м/с и седьмой
степени точности
КFU
=1,45
KF
= 1,38 · 1,45 = 2
Для шестерни
Для колеса
При этом YF1
= 3,15
Допускаемое
напряжение
при проверке
зубьев на
выносливость
по напряжениям
изгиба.
Для стали
40Х улучшенной
при твердости
НВ < 350 δ0
F
lim
b =
1,8 НВ
Для шестерни
δ0
F
lim
b1
= 1,8 · 270 = 490 МПа;
для колеса
δ0 F
lim
b2
= 1,8 · 245 =440 МПа.
Коэффициент
запаса прочности
[SF]
= [SF]|
; [SF]|
= 1,75; для поковок
и штамповок
[SF]||
= 1. Отсюда [SF]
= 1,75 · 1 = 1,75.
Допускаемые
напряжения
при расчете
зубьев на
выносливость:
для шестерни
для колеса
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
Для шестерни
отношение
для
колеса
Проверим
зуб колеса:
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
III.
Предварительный
расчет валов
редуктора.
Расчет редуктора
выполним на
кручение по
пониженным
допускаемым
напряжениям.
Крутящие
моменты в поперечных
сечениях валов:
ведущего
ТК1 =
Т1 = 30 ·
103 Н·мм;
ведомого
ТК2 =
ТК1 ·
U =
120 · 103
Н·мм
Ведущий
вал:
Диаметр
выходного конца
при допускаемом
напряжении
[τK]
= 25 МПа
Диаметр под
подшипником
принимаем dn1
= 20 мм; диаметр
под шестерней
dk1
= 28 мм.
Ведомый
вал:
Диаметр
выходного конца
вала db2
определяем
при меньшем
[τk]
= 20 МПа, чем учитываем
влияние изгиба
от натяжения
цепи:
Принимаем
диаметр под
подшипниками
dn2
= 35 мм; под зубчатым
колесом dk2
= 40 мм.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
IV.
Конструктивные
размеры шестерни
и колеса.
Длина посадочного
участка lcm
≈ b
= 147 мм; принимаем
lcm
= 150 мм.
Колесо.
Коническое
зубчатое колесо
кованное.
Его размеры:
dae2
= 1020,26 мм, b2
= 147.
Диаметр
ступицы dcm
≈ 1,6 · dk1
= 1,6 · 40 ≈ 65 мм;
длинна ступицы
lcm
= (1,2 ч 1,5) · dk2
= (1,2 ч 1,5) · 40 = 48 ч 60;
принимаем
lcm
= 55 мм.
Толщина обода
δо
= (3 ч 4) · m
= (3 ч 4) · 9 = 27 ч 36; принимаем
δо
= 30 мм.
Толщина диска
С = (0,1 ч 0,17) · Re
= (0,1 ч 0,17) · 515 = 51,5 ч 875,5; принимаем
С = 465 мм.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
V.
Конструктивные
размеры корпуса
редуктора.
Толщина стенок
корпуса и крышки.
δ =
0,05 · Re
+ 1 = 0,05 · 515 + 1 = 26,7 мм; принимаем
δ = 27 мм.
δ =
0,04 · Re
+ 1 = 0,04 · 515 + 1 = 21,6 мм; принимаем
δ = 22 мм.
Толщина
фланцев (поясов)
корпуса и крышки:
верхнего
пояса корпуса
и пояса крышки:
b = 1,5 ·
δ
= 1,5 · 27 = 40 мм;
b1
= 1,5 · δ1
= 1,5 · 22 = 33 мм;
нижнего пояса
корпуса:
p = 23,5 · δ
= 2,
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
VI.
Расчет параметров
цепной передачи.
Выбираем
приведенную
роликовую
однорядную
цепь. Вращающий
момент на ведущей
звездочке:
Т3
= Т2 = 120 ·
103 Н·мм;
Передаточное
число цепной
передачи Uц
= 4,1
Число
зубьев ведущей
звездочки Z4
= Z3
· Uц
= 23 · 4,1 = 93,48; принимаем
Z4
= 93
Тогда;
Отклонение
что допустимо.
Расчетный
коэффициент
нагрузки Кэ
= 1,25.
Шаг однорядной
цепи:
При n2
= 239 об/мин. принимаем
среднее значение
допускаемого
давления в
шарнирах цепи
[p]
= 20 МПа. Тогда:
Принимаем
цепь с шагом
t =
19,05 мм; Q
= 31,8 кН, q
= 1,9 кг/м; Аоп
= 105 мм.
Скорость
цепи:
Окружная
сила:
Проверяем
давление
в шарнире:
уточняем
допускаемое
давление [p]
= 19 [1 + 0,01(21 - 17)] ≈ 20 МПа: условие
p ≤
[p]
выдержано.
Межосевое
расстояние:
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
ац
= 50 · t
= 50 · 19,05 = 952,5 мм = 0,9 м.
Силы действующие
на цепь:
окружная
Ftц
= 1765 Н
от центробежных
сил FU
= q
· u2
= 1,9 · 1,72
= 5,5 H
от провисания
цепи при kf
= 1,5; q
=1,9 кг/м;
Ff
= 9,81 · kf
· q
·aц
= 9,81 · 1,5 · 1,9 · 0,9 = 25 Н
Расчетная
нагрузка на
валы:
Fb
= Ftц
+ 2Ff
= 1765 + 2 · 25 = 1815 H
Диаметр
ведущей звездочки:
делительной
окружности:
наружной
окружности:
где d1
= 11,91 – диаметр
ролика.
Проверяем
коэффициент
запаса цепи
на растяжение
по формуле:
Это больше,
чем требуемый
коэффициент
запаса [S]
= 8,4; следовательно,
условие S
≥ [S]
выполнено.
Размеры
ведущей звездочки:
Ступица
звездочки dcm3
= 1,6 · 30 = 48 мм; lcm3
= (1,2 ч 1,5) 30 = 38 ч 45 мм, принимаем
lcm3
= 40 мм.
Толщина диска
звездочки 0,93
ВВН
= 0,93 · 12,7 = 12 мм, где ВВН
= 12,7 мм – расстояние
между пластинами
внутреннего
звена.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
VII.
Первый этап
компоновки
редуктора.
Выбираем
способ смазывания;
зацепление
зубчатой пары
– окунание
зубчатого
колеса в масло;
для подшипников
пластичный
смазочный
материал. Раздельное
смазывание
принято потому,
что один из
подшипников
ведущего вала
удален, и это
затрудняет
попадание
масляных брызг.
Камеры подшипников
отделяем от
внутренней
полости корпуса
мазеудерживающими
кольцами.
Намечаем
для валов
роликоподшипники
конические
однорядные
легкой серии:
Условное | d | D | T | C | B | r | r | c | c0 | е |
мм |
>кН | |||||||||
| 7204 | 20 | 47 | 15,25 | 12 | 14 | 1,5 | 0,5 | 21 | 13 | 0,36 |
| 7207 | 35 | 72 | 18,25 | 15 | 17 | 2 | 0,8 | 38,5 | 26 | 0,37 |
Наносим
габариты подшипников
ведущего вала,
наметив предварительно
внутреннюю
стенку корпуса
на расстоянии
x =
10 мм от торца
шестерни и
отложив зазор
между стенкой
корпуса и торцом
подшипника
y1
= 15 мм.
Для однородных
конических
роликоподшипников:
Размер от
среднего диаметра
шестерни до
реакции подшипника
f1
= 140 + 12 = 162 мм.
Принимаем
размер между
реакциями
подшипников
ведущего вала
C1
≈ (1,4 ч 2,3) · f1
= (1,4 ч 2,3) · 162 = 226,8 ч 372,6.
Принимаем С1
= 300 мм
Размещаем
подшипники
ведомого вала,
наметив предварительно
внутреннюю
стенку корпуса
на расстоянии
х = 10 мм от торца
ступицы колеса
и отложив зазор
между стенкой
корпуса и торцом
подшипника
y2
= 20 мм.
Для подшипников
7207 размеры
Определяем
замером размер
А – от линии
реакции подшипника
до оси ведущего
вала. Корпус
редуктора
выполним симметричным
относительно
оси ведущего
вала и применим
размер А|
= А = 115 м.
Замером
определяем
расстояние
f2
= 16 + 510 = 526 мм и
С2
= (1,4 ч 2,3) · 526 = 736,4 ч 1209,8, принимаем
С2 = 973 мм.
Намечаем
положение
звездочки и
замеряем расстояние
от линии реакции
ближнего к ней
подшипника:
l3
= 0,5 · db2
+ a2
= 30 · 0,5 + 16 = 31 мм.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
VIII.
Проверка
долговечности
подшипников.
Ведущий
вал.
Силы, действующие
в зацеплении:
Ft
= 264 H,
Fr1
= Fa2
= 92 H,
Fa1
= Fr2
=23 H.
Первый этап
компоновки
дал f1
= 162 мм и с1
= 300 мм.
Реакция опор
(левую опору,
воспринимающую
внешнюю осевую
силу Fa).
В плоскости
XZ
Rx2
· C1
= Ft
·f1;
Rx1
· C1
= Ft
(c1
+ f1);
Проверка:
Rx2
– Rx1
+ Ft
= 142,56 – 406,56 + 264 = 0.
В плоскости
YZ
;
;
;
Проверка:
Ry2
– Ry1
+ Fr
= 41 – 133 + 92 = 0
Суммарные
реакции:
Осевые составляющие
радиальных
реакций конических
подшипников:
S2
= 0,83 · e Pr2
= 0,83 · 0,36 · 150 = 45 H;
S1
= 0,83 · e Pr1
= 0,83 · 0,037 · 430 = 132 H;
здесь для
подшипника
7204 параметр осевого
нагружения
e =
0,36, а для 7207 е = 0,37.
Осевые нагрузки
подшипников.
В этом случае
S1
> S2,
Fa
> 0, тогда
Pa1
= S1
= 132 (H); Pa2
= S1
+ Fa
= 132 +23 = 155 (H)
Рассмотрим
левый подшипник.
Отношение
,
поэтому следует
учитывать
осевую нагрузку.
Эквивалентная
нагрузка:
Pэ2
= (X
· V
· Pr2
+ Y
· Pa2)
· Kб
·Кт;
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
условий V
= Kб
= Кт
=1; для конических
подшипников
при
коэффициент
Х = 0,4 и коэффициент
Y =
1,565.
Эквивалентная
нагрузка Рэ2
= (0,4 · 150 + 1,565 · 155) = 302,57 Н = 0,3 кН
Расчетная
долговечность
(млн.об):
Расчетная
долговечность
(ч.)
где n
= 974 об/мин – частота
вращения ведущего
вала.
Рассмотрим
правый подшипник.
Отношение
,
поэтому при
подсчете
эквивалентной
нагрузки осевые
силы не учитывают.
РЭ1
= V
· pr1
· Kб
· Кт
= 430 · 1 · 1 · 1 = 430 Н = 0,4 кН.
Расчетная
долговечность,
млн. об:
Найденная
долговечность
приемлема.
Ведомый
вал.
Из предыдущих
расчетов Ft
= 264 H;
Fr
= 92 H;
Fa
= 23H.
Нагрузка
на вал от цепной
передачи Fb
= 1815 H.
Составляющие
этой нагрузки
Fbx
= Fby
= Fb
· sin
γ = 1815 · sin
450 = 1815 ·
0,7 = 1270
Первый этап
компоновки
дал f2
= 526 мм; С2
= 973 мм; l3
= 31 мм.
Реакции опор
(правую опору,
воспринимающую
осевую силу
Fa),
обозначим
четным индексом
цифрой 4 и при
определении
осевого нагружения
этот подшипник
будем считать
«вторым».
Дальнейший
расчет аналогичен
расчету ведущего
вала.
Реакции в
плоскости XZ:
Rx3
= 406,7 H
Rx4
= 142,7 H
Реакции в
плоскости YZ
(для их определения
следует знать
еще средний
диаметр колеса
d2
= m
· Z2
= 9,08 · 100 = 908 мм);
Ry3
= 131 H
Ry4
= 39 H
Так как в
качестве опор
ведомого вала
применены
одинаковые
подшипники
легкой серии
7207, то долговечность
определили
для более наружного
правого подшипника:
Отношение
, поэтому осевые
силы не учитываем.
Эквивалентная
нагрузка PЭ4
= VPr4
Kб
· Кт
= 150 · 1 · 1,2 · 1 = 180 Н = 0,2 кН.
Расчетная
долговечность,
млн. об.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
Расчетная
долговечность,
ч:
здесь n
= 239 об/мин – частота
вращения ведомого
вала. Полученная
долговечность
более требуемой.
Подшипники
7207 приемлемы.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
IX.
Второй этап
компоновки
редуктора.
Взаимное
расположение
подшипников
фиксируем
распорной
втулкой и
установочной
гайкой М39 Ч 1,5 с
предохранительной
шайбой. Толщину
стенки втулки
назначают (0,1
ч 0,15)dП:
принимаем ее
равной 0,15 · 20 = 3 мм.
Подшипники
размещаем в
стакане, толщина
стенки которого
Очеркиваем
всю внутреннюю
стенку корпуса,
сохраняя величины
зазоров, принятых
в первом этапе
компоновки
х = 10 мм, y2
= 20 мм.
Для фиксации
зубчатое колесо
упирается с
одной стороны
в утолщение
вала
48 мм, а с другой
– в мазеудерживающее
кольцо; участок
вала
60 мм делаем короче
ступицы колеса,
чтобы мазеудерживающее
колесо
35 мм упиралось
в торец колеса,
а не в буртик
вала; переход
вала от
40 мм к
35 мм смещен на
2 – 3 мм внутрь
зубчатого
колеса.
Наносим
толщину стенки
корпуса δк
= 27 мм и определяем
размеры основных
элементов
корпуса.
Определяем
глубину гнезда
под подшипник
lт
≈ 1,5 · Т2
= 1,5 · 18,25 = 27,3 мм, где Т2
– ширина подшипника
7207.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
Х. Проверка
прочности
шпоночных
соединений.
Здесь ограничимся
проверкой
прочности лишь
одного соединения,
передающего
вращающий
момент от ведомого
вала к звездочке.
Диаметр вала
в этом месте
db2
= 30 мм. Сечение
и длина шпонки
b
Ч h
Ч l
= = 8 Ч 7 Ч 28; глубина
паза t1
= 4 мм по ГОСТ 23360
– 78.
Момент на
звездочке Т3
= 120 · 103
Н · мм
Напряжение
смятия:
δсм
[δсм]
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
XI.
Уточненный
расчет валов.
Материал
валов – сталь
СТ45 нормализованная;
δb
= 570 МПа.
Пределы
выносливости:
δ-1
= 0,43 · δb
= 0,43 · 570 = 246 МПа
τ-1
= 0,58 · δ-1
= 0,58 · 246 = 142 МПа
У ведущего
вала определить
коэффициент
запаса прочности
в нескольких
сечениях
нецелесообразно;
достаточно
выбрать одно
сечение с наименьшим
коэффициентом
запаса, а именно
сечение в месте
посадки подшипника,
ближайшего
к шестерне. В
этом опасном
сечении действуют
максимально
изгибающие
моменты My
и Мх
и крутящий
момент Т2
= Т1.
Концентрация
напряжений
вызвана напресовкой
внутреннего
кольца подшипника
на вал.
Изгибающие
моменты в двух
взаимно перпендикулярных
плоскостях:
Мy
= Rx2
· C1
= 142,56 · 300 = 43 · 103
H ·
мм
Mx
= Ry2
· C1
= 41 · 300 = 12 · 103
H ·
м
Суммарный
изгибающий
момент:
Момент сопротивления
сечения:
Амплитуда
нормальных
напряжений:
Коэффициент
запаса прочности
по нормальным
напряжениям:
Полярный
момент сопротивления:
Амплитуда
и среднее напряжение
цикла касательных
напряжений:
Коэффициент
запаса прочности
по касательным
напряжениям:
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
;
коэффициент
Ψτ
= 0,1
Для обеспечения
прочности
коэффициент
запаса должен
быть не меньше
[S]
= 1,5 ч 1,7. Полученное
значение S
= 1,6 достаточно.
У ведомого
вала следовало
бы проверить
прочность в
сечении под
колесом dk2
= 40 мм и под подшипником
dП2
= 35 со стороны
звездочки через
оба эти сечения
передается
вращающий
момент Т2
= 120 · 103
Н · мм, но в сечении
под колесом
действует
изгибающий
момент:
а под подшипником
Мu3
= Fb
· l3
= 1815 · 31 = 56 · 103
H ·
мм
Момент сопротивления
сечения:
Амплитуда
нормальных
напряжений:
Коэффициент
запаса прочности
по нормальным
напряжениям:
Полярный
момент сопротивления:
Амплитуда
и среднее напряжение
цикла касательных
напряжений:
Коэффициент
запаса прочности
по касательным
напряжениям:
Коэффициент
запаса прочности:
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
Содержание.
I.
Кинематический
расчет и выбор
электродвигателя.
II.
Расчет зубчатых
колес редуктора
III.
Предварительный
расчет валов
редуктора.
IV.
Конструктивные
размеры шестерни
и колеса.
V.
Конструктивные
размеры корпуса
редуктора.
VI.
Расчет параметров
цепной передачи.
VII.
Первый этап
компоновки
редуктора.
VIII.
Проверка
долговечности
подшипников.
IX.
Второй этап
компоновки
редуктора.
Х. Проверка
прочности
шпоночных
соединений.
XI.
Уточненный
расчет валов.
Список
используемой
литературы.
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
ТМ-1201 | КП-ТМ-351-ПЗ | ЛИСТ |
Министерство
образования
РФ
ЛЫСКОВСКИЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
АВТОМЕХАНИЧЕСКИЙ
ТЕХНИКУМ
Отделение_________________________________
группа
______________________________
________________________________________________________________________________
ф.и.о. студента
Спецмиальность________________________________________________________________
пояснительная
записка
обозначение
документа
Преподаватель____________________
______________________(фамилия)
подпись
__________________(дата)
Студент______________
_______________(фамилия)
__________________(дата)
2001 год
Министерство
образования
РФ
ЛЫСКОВСКИЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
АВТОМЕХАНИЧЕСКИЙ
ТЕХНИКУМ
НА КУРСОВУЮ
РАБОТУ
по
________________________________
____________________________________
Студенту
___________________________________________
(фамилия,
имя, отчество)
Группы
_______________________________ курса
___________________
Специальность
_________________________________________________
ТЕМА
КУРСОВОЙ РАБОТЫ
ОБЪЕМ
КУРСОВОЙ РАБОТЫ
Пояснительная
записка
___________________________________ листов
Дата выдачи
____________________________________________________
Дата окончания
_________________________________________________
Председатель
цикловой комиссии
____________ фамилия
___________
(подпись)
Преподаватель
______________________ фамилия
__________________
(подпись)