Проект рулевого управления c червячным рулевым механизмом для дизельного грузового автомобиля грузоподъемностью 1500 кг

Spetsifikatsia1.cdw

Tyagovy_raschet_ver3.doc

Выбор исходных данных и их обоснование
Тяговый расчет автомобиля
1 Определение полной массы автомобиля
2 Определение статического радиуса колеса
3 Определение максимальной мощности двигателя
4 Построение скоростной характеристики двигателя
5 Определение параметров трансмиссии
5.1 Определение передаточного числа главной передачи
5.2 Определение передаточных чисел коробки передач
6 Построение тягово-скоростной характеристики автомобиля
7 Построение динамической характеристики автомобиля
8 Определение параметров разгона автомобиля
9 Построение топливно-экономической характеристики автомобиля
Техническое обоснование выбора расчетной схемы рулевого механизма
Расчет червячного рулевого механизма
Целью данного курсового проекта является проектирование рулевого управления с червячным рулевым механизмом для дизельного грузового автомобиля грузоподъемностью 1500 кг.
Для этого требуется разработать следующие вопросы:
- техническое обоснование выбора исходных данных тягового расчета;
- тяговый расчет автомобиля;
- техническое обоснование выбора расчетной схемы узла;
- расчет проектируемого узла.
Так же конструктивно разработать (вычертить):
- графики тягового расчета;
- общий вид проектируемого узла;
- рабочие чертежи деталей.
Техническое обоснование выбор исходных данных тягового расчета
Прежде чем выбрать исходные данные необходимо проанализировать существующие грузовые автомобили и уже после сравнения их характеристик определиться с параметрами проектируемого автомобиля. Для сравнения были выбраны следующие автомобили: Ford Tranzit-460 Peugeot Bo Fiat Ducato. Основные показатели этих моделей приведены в таблице 1.1.
Таблица 1.1 – Обзор параметров автомобилей прототипов
Снаряженная масса кг
Максимальная скорость кмч
дисковые вентилируемые
Средний расход топлива л100 км
Основываясь на данных таблицы 1.1 и задания на курсовой проект произведем выбор исходных данных для тягового расчета:
- снаряженная масса Ма = 2000 кг;
- максимальная скорость Vмах = 110 кмч;
- число мест в кабине n = 3;
- грузоподъемность Мг = 1500 кг;
- колесная база L = 32 м;
- коэффициент обтекаемости Cx = 08.
Полная масса автомобиля Ма определяется по формуле:
где Мо – собственная масса автомобиля кг;
Мп – масса пассажира (принимается равной 75 кг);
n – количество пассажиров включая водителя;
Ма = 2000 + 753 + 1500 = 3725 кг.
2 Подбор шин для автомобиля
Максимальная нагрузка на колесо определяется:
По максимальной нагрузке подбираем размер шин 19575R1698L где 195 – ширина профиля дюймов; 75 – отношение высоты профиля к ширине %; R – радиальная конструкция; 16 – посадочный диаметр обода дюймов; 98 – индекс нагрузки (750 кг) L – индекс скорости (120 кмч) и определяем статический радиус колеса:
rст= 05do+ H(1 – l*)
где do – диаметр обода колеса м;
H – высота профиля м;
l* – коэффициент деформации шины.
Rст = 050025416 + 0195075(1 – 01) = 0335 м.
В дальнейшем принимаем что статический радиус равен динамическому.
Определяем мощность двигателя которая необходима для движения автомобиля с заданной максимальной скоростью по горизонтальной дороге:
где Сх – коэффициент лобового сопротивления;
r – плотность воздуха кгм3;
Fa – площадь проекции автомобиля на плоскость перпендикулярную к
его продольной оси м2; принимаем Fa = 3 м2.
Мa – полная масса автомобиля кг;
g – ускорение свободного падения;
fv – коэффициент сопротивления качению:
fо– коэффициент сопротивления качению при малых скоростях;
hтр – коэффициент полезного действия трансмиссии на высшей передаче.
Максимальная мощность определяется по формуле
где NVmax – мощность двигателя при максимальной скорости движения
определяется по формуле (1) кВт;
– отношение угловой скорости вращения коленчатого вала при
максимальной скорости к угловой скорости вращения при
максимальной мощности.
Для автомобилей с дизельным двигателем l = 10.
4 Построение скоростной характеристики двигателя
Если известны максимальная мощность двигателя Nmax угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной мощности w* то скоростная характеристика двигателя при полной подаче топлива может быть построена по формуле:
где Ne we – текущие значения мощности и угловой скорости вращения коленчатого вала.
Коэффициенты a b и c для дизельных двигателей a = 053; b = 156; c = 109.
Принимаем максимальную угловую скорость вращения коленчатого вала wmax =480 с-1. Тогда угловая скорость вращения при максимальной мощности:
Для построения скоростной характеристики по уравнению (2) можно ограничиться 6 – 7 точками соответствующими угловой скорости вращения коленчатого вала we: wm 04; 06; 08; 10; 12; w*.
Минимальная угловая скорость вращения коленчатого вала wmin принимаем 80 с-1.
Крутящий момент рассчитывается по формуле
где Nе – текущее значение мощности Вт;
wе – текущее значение угловой скорости вращения коленчатого вала с-1.
По полученным значениям Nе и wе строим скоростную характеристику двигателя.
Таблица 2.1 – Результаты расчета скоростной характеристики
Рабочий объем двигателя определяется по известным значениям Nmax и w*:
где Ре – среднее эффективное давление при максимальной мощности (1 МПа);
w* – угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной
Полученные в результате ориентировочного расчета величины Nmax w* и Vh дают основание для выбора двигателя из числа выпускаемых отечественной промышленностью.
5.1 Определение передаточного числа главной передачи
Передаточное число главной передачи i0 находят из условия достижения автомобилем максимальной скорости на горизонтальной дороге с твердым покрытием на высшей расчетной передаче. Максимальная скорость автомобиля
тогда передаточное число главной передачи определяется по формуле:
где rст – радиус колеса статический;
i*k – передаточное число расчетной передачи при которой достигается максимальная скорость автомобиля.
5.2 Определение передаточных чисел коробки передач
Передаточное число первой передачи i1 выбираем из двух условий:
а) преодоления автомобилем максимального дорожного сопротивления yIma
б) отсутствия буксования ведущих колес по условию сцепления шин с дорогой.
Для автомобиля с осевой формулой 2×1 с задними ведущими колесами эти условия запишутся в виде:
где Mа – полная масса автомобиля кг;
hтр– коэффициент полезного действия трансмиссии;
j – коэффициент сцепления шины с дорогой (см. табл. 4);
Mmax – максимальное значение крутящего момента двигателя взятого
по скоростной характеристике Нм;
M2 – масса приходящаяся на заднюю ось автомобиля в статическом состоянии кг;
m2 – коэффициент изменения вертикальной реакции на ведущих (в данном случае задних) колесах:
где h – расстояние от опорной поверхности до центра тяжести автомобиля м;
L – база автомобиля.
Из формул (3) и (4) находим:
Таким образом расчетное значение передаточного числа первой передачи должно находиться в интервале i1a i1 i1б.
Принимаем значение передаточного числа первой передачи i1 = 625.
Зная передаточное число коробки передач на первой передаче переходят к определению передаточных чисел на промежуточных передачах:
где k – порядковый номер рассчитываемой передачи;
n – число передач (не считая ускоряющей передачи и передачи заднего
ik* – передаточное число расчетной передачи.
Таблица 2.2 – Результаты расчета передаточных чисел КПП
Производительность автомобиля характеризуемая средней скоростью зависит от его тягово-скоростных качеств. Эти качества определяются всеми действующими на автомобиль продольными силами равновесие которых в случае равномерного движения по горизонтальной дороге может быть представлено в виде:
где Pт – сила тяги на колесах;
Pf – сила сопротивления качению;
Pw – сила сопротивления воздуха.
В развернутом виде уравнение (6) запишется в виде:
где Мa – масса автомобиля кг;
Сх – коэффициент лобового сопротивления;
Fa – лобовая площадь автомобиля м2;
va – скорость движения автомобиля мс.
Это уравнение движения называемое тяговым балансом используется для оценки тягово-скоростных качеств автомобилей.
Тягово-скоростную характеристику строим по данным внешней скоростной характеристики двигателя передаточным числам трансмиссии и другим параметрам автомобиля. Тяговый баланс автомобиля представляют в виде графика на котором в системе координат Р = F(V) наносят силы тяги на колесах Рт на различных передачах и силы сопротивления движению Pf и Pw.
Тяговые усилия на колесах при различных включенных передачах находят по выражению:
где Pт [kn] - тяговые усилия на ведущих колесах при различных передачах;
Me [n] - текущее значение крутящего момента;
i [k] –передаточные числа коробки перемены передач (КПП).
Скорость автомобиля при отсутствии буксования сцепления и ведущих колес находят по выражению:
где v [kn] – скорость автомобиля при различных передачах мс;
we [n] – текущее значение угловой скорости вращения коленчатого вала
Тяговое усилие подводимое к ведущим колесам автомобиля расходуется на преодоление сопротивления качению и сопротивления воздуха (в случае равномерного движения по горизонтальной дороге). Сопротивление качению находится из выражения:
где f0 – коэффициент сопротивления качению при скорости менее 22 мc.
Сопротивление воздуха определяется по формуле
Данные расчета сводим в табл. 2.3 по значениям которых строим тягово-скоростную характеристику автомобиля на всех передачах.
Таблица 2.3 – Результаты расчета показателей динамичности автомобиля
7 Построение динамической характеристики автомобиля
Динамическая характеристика автомобиля – зависимость динамического фактора на различных передачах от скорости автомобиля. Динамический фактор – это отношение разности тягового усилия на колесах и силы сопротивления воздуха к полному весу автомобиля:
где Ga – полный вес автомобиля Н.
Значения тягового усилия на различных передачах и силы сопротивления воздуха берут из графика тягово-скоростной характеристики автомобиля или рассчитывают по формулам (7) – (10). Полученные данные расчета динамического фактора заносятся в табл. 2.3 на основании которых строится зависимость D = F(va) (рисунок 3 приложение А).
Значение коэффициента f построенного в том же масштабе что и D указывает величину динамического фактора необходимую для равномерного движения с заданной скоростью.
Пересечение кривых D и f определяет максимальную скорость движения автомобиля в заданных дорожных условиях. Наибольший динамический фактор на каждой передаче указывает максимальное значение коэффициента общего дорожного сопротивления ymax которое может быть преодолено при равномерном движении. Угол подъема который может одолеть автомобиль при той или иной равномерной скорости и заданном коэффициенте сопротивления качению находится по выражению:
f – коэффициент сопротивления качению.
Максимальный угол подъема на первой передаче который может преодолеть автомобиль при отсутствии буксования:
где j – коэффициент сцепления шины с дорогой;
– отношение высоты центра тяжести автомобиля к базе;
– отношение координаты центра масс автомобиля к базе.
Определение ускорений при разгоне. Ускорения на различных передачах рассчитываются по формуле:
где D[kn] – динамический фактор автомобиля на различных передачах;
d[k] – коэффициент учета вращающихся масс автомобиля на различных передачах рассчитывается по выражению:
d[k] = 104 + 004 i2[k]
где i[k] – передаточное число включенной передачи.
Ускорения и величины обратные ускорениям подсчитанные для различных передач записываются в табл. 2.3.
По данным табл. 2.3 строятся кривые зависимости ускорений и величин обратных ускорениям от скорости движения автомобиля: j[kn] = F(va) и 1 j[kn] = F(va).
Определение времени разгона автомобиля. Пользуясь дифференциальной зависимостью j = dvadt находим dt = (1 j)dva следовательно время разгона автомобиля от скорости v1 до v2
где v1 v2 – начальная и конечная скорости соответственно мс;
ja – величина обратная ускорению для соответствующего шага.
Этот интеграл решается графическим методом. Для решения интеграла необходимо иметь вспомогательный график величин обратных ускорениям 1 j = F(va) тогда
где n – количество интервалов.
Разбивая кривые обратных ускорений на n интервалов и считая что в каждом интервале изменения скорости Dv автомобиль разгоняется с постоянным ускорением j найдем время разгона автомобиля на каждом интервале:
Таблица 2.4 – Результаты расчета времени разгона
Тогда суммарное время разгона до контрольной скорости
t = (057+063+102+104+(0+248)05)333 = 15 с.
Контрольная скорость для грузовых автомобилей составляет 60 кмч (167 мс).
Таблица 2.5 – Данные для постройки графика времени разгона
Определение пути разгона S. Зная дифференциальную зависимость va = dsdt находим:
Интеграл решается графическим методом. Для решения необходимо иметь график времени разгона t = F(va).
Путь разгона автомобиля в указанном диапазоне времени от t0 до tn м:
где to tn – время начала и конца разгона соответственно с;
Dt –шаг интегрирования.
Путь разгона на каждом интервале времени:
Таблица 2.6 – Результаты расчета пути разгона
Тогда суммарный путь разгона автомобиля до контрольной скорости
s = (333+667+10+133+(0+167)05)3 = 125 м.
По полученным данным строим графики зависимости времени и пути разгона от скорости автомобиля (рисунки 6 и 7 приложение А).
Удельный расход топлива двигателем определяется по выражению
где ge* – удельный расход топлива при полной нагрузке на двигатель г(кВтч);
ku – коэффициент учитывающий изменение расхода топлива в зависимости
от степени использования мощности двигателя (hи).
Числовое значение этого коэффициента можно определить:
ku = 085+167(hи – 07)2.
Текущее значение удельного расхода топлива при полной нагрузке на двигатель определяется по формуле:
wе – текущее значение угловой скорости вращения коленчатого вала с-1;
w* – угловая скорость вращения коленчатого вала (по скоростной характеристике двигателя) при максимальном крутящем моменте с-1.
Минимальный расход топлива для дизельного двигателя gmin = 180 – 210 г (кВтч).
Расход топлива в литрах на 100 км пути подсчитывается по уравнению
где ge – текущее значение удельного расхода топлива г(кВтч);
hтр – КПД трансмиссии;
g – плотность дизтоплива 830 кгм3.
Построение топливно-экономической характеристики автомобиля производят в следующей последовательности:
Задаются несколькими значениями угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя wn (принимают те же значения что и при построении скоростной характеристики двигателя).
По формуле (11) находят значения удельного расхода топлива (ge) при полной нагрузке на двигатель для принятых угловых скоростей вращения коленчатого вала (wn).
На основании формулы (8) для тех же значений wn определяют скорость движения автомобиля.
По величине скорости определяется сила сопротивления воздуха по формуле (10).
Оценивается значение коэффициента сопротивления качению дороги fv. Экономическая характеристика строится для значений коэффициента сопротивления качению fo = 0015; 0020. Величина коэффициента сопротивления качению зависит от скорости и корректируется по выражению
где va – скорость автомобиля мс.
Оценивается степень использования мощности двигателя
где Рт – сила тяги на ведущих колесах (берется по тягово-скоростной
характеристике автомобиля) Н.
По величине степени использования мощности двигателя (hи) определяется коэффициент ku.
По уравнению (12) определяется расход топлива Q (л100 км) при движении автомобиля с данной скоростью и в заданных дорожных условиях.
Для построения топливно-экономической характеристики данные сводятся в табл. 2.7.
На основании данных табл. 2.7 строится топливно-экономическая характеристика автомобиля на прямой передаче для указанных коэффициентов сопротивления качению (рисунок 8 приложение А).
Таблица 2.7 – Результаты расчета топливно-экономической характеристики
для четвертой передачи и f0 = 0035
для пятой передачи и f0 = 002
Выбор и обоснование расчетной схемы червячного рулевого механизма
Рулевым управлением называется совокупность устройств осуществляющих поворот управляемых колес автомобиля. Рулевое управление служит для изменения и поддержания направления движения автомобиля. Оно в значительной степени обеспечивает безопасность движения автомобиля.
Рулевое управление автомобиля состоит из двух частей — рулевого механизма и рулевого привода.
Рулевое управление оказывает существенное влияние на управляемость маневренность устойчивость и безопасность движения автомобиля. Поэтому кроме общих требований к конструкции автомобиля к нему предъявляются специальные требования в соответствии с которыми рулевое управление должно обеспечивать:
минимальный радиус поворота для высокой маневренности автомобиля;
легкость управления автомобилем;
пропорциональность между усилием на рулевом колесе и сопротивлением повороту управляемых колес (силовое следящее действие);
соответствие между углами поворота рулевого колеса и управляемых колес (кинематическое следящее действие);
минимальную передачу толчков и ударов на рулевое колесо от дорожных неровностей;
предотвращение автоколебаний (самовозбуждающихся) управляемых колес вокруг осей поворота;
минимальное влияние на стабилизацию управляемых колес;
травмобезопасность исключающую травмирование водителя при любых столкновениях автомобиля.
В данном курсовом проекте производится расчет червячного рулевого механизма.
Червячный рулевой механизм представляет собой червячную пару (передачу) состоящую из червяка и ролика. Они находятся в постоянном зацеплении и расположены в картере. Существуют следующие разновидности зацепления:
цилиндрический червяк – центральный сектор;
цилиндрический червяк – боковой сектор;
глобоидный червяк – одно- двух- и трехгребневый ролик.
Наибольшее применение получил рулевой механизм выполненный в виде пары — глобоидальный червяк и ролик на подшипниках качения. Такой рулевой механизм состоит из стального глобоидального (т. е. с вогнутой поверхностью) червяка 1 в зацепление с которым входит одно-двух-трехгребневый ролик 3.
Рисунок 3.1 – Червячный рулевой механизм
Червяк 1 закреплен на рулевом валу 2 и установлен на подшипниках в картере рулевого механизма. Ролик 3 установлен на шариковом или игольчатом подшипнике на оси закрепленной в головке вала 4 . Вал лежит на подшипниках в приливе картера. На наружном конце вала закреплена сошка .
При повороте червяка ролик перемещается по его винтовой нарезке поворачивая вал с сошкой. При вогнутой поверхности червяка получается правильное зацепление червяка с роликом при различных его положениях. В такой паре трение и износ значительно уменьшаются так как при работе ролик не скользит а катится по червяку.
Вогнутая поверхность червяка и дуга по которой поворачивается ролик описаны разными радиусами R1 и R2 из разных центров так что дуги сближаются в средней плоскости и расходятся по краям что обеспечивает малый зазор между роликом и червяком в среднем положении и увеличенные зазоры в крайних положениях ролика. Это повышает чувствительность рулевого управления при среднем положении колес облегчает вывод рулевого колеса из крайних положений и способствует более равномерному износу червяка.
Рулевой механизм расположен в картере который крепится на раме и заполнен маслом.
Для поддержания правильного зацепления пары и устранения повышенных зазоров в рулевом механизме что может вызвать большой свободный ход рулевого колеса применяют регулировочные устройства. При этом регулируют осевой зазор червяка в подшипниках (с помощью прокладок установленных под верхней или нижней крышкой картера или с помощью торцовой гайки завернутой в картер) осевой зазор вала сошки и зацепление пары (осевым перемещением вала 6 сошки с помощью регулировочного винта ).
Достоинством червячных передач является плавность и относительная бесшумность а недостатком – низкий КПД.
Значение модуля (m) червяка коэффициента диаметра червяка (q) числа витков червяка (z1) межосевое расстояние (аw) задаются пользователем путем выбора из нормативов;
Число оборотов рулевого колеса для грузового автомобиля составляет не более 35 от упора до упора радиус рулевого колеса для грузового автомобиля – 022 028 м.
Передаточное отношение рулевого механизма принимаем равным Uм =20.
После выбора необходимых параметров производится непосредственный расчет рулевого механизма.
Число зубьев червячного колеса находится по формуле:
z2=z1uм=120=20 (4.1)
где z2 – число зубьев червяка;
z1 – число витков (заходов) червяка;
uм – передаточное отношение.
Передаточное число рулевого привода (отношение плеч рычагов)
где 1с – длина плеча рулевой сошки;
lр – длина плеча рычага поворотного кулака.
Оба плеча переменны по углу поворота следовательно Uп - переменно. Uп = 085.. .11 (до 20 у грузовых автомобилей).
Полученное значение округляется до ближайшего целого числа; допускается изменение величины z2 после чего уточняется окончательное значение uм.
Передаточное число рулевого механизма определяется по формуле:
где uру – передаточное число рулевого управления; uп – передаточное число рулевого привода принимается равным 125.
Минимальный радиус поворота двухосного автомобиля с жесткими передними управляемыми колесами
L – база автомобиля м.
Нагрузки в рулевом управлении
Момент сопротивления повороту колес одной оси на месте
где Gк – нагрузка от управляемого колеса на опорную поверхность Н;
j - коэффициент сцепления;
Рш - давление воздуха в шине МПа.
Усилие (расчетное) для поворота колеса на месте
где Rк – радиус рулевого колеса.
Полное число оборотов рулевого колеса от одного крайнего положения до другого – не более четырех для тяжелых машин – до шести.
Усилие на рулевом колесе при повороте на месте должно находиться в пределах 6 40 кгс (60 400 Н); при движении по дороге с асфальтобетонным покрытием усилие не должно превышать 6 кгс (60 Н). Расчет рулевого управления может также производиться по условному расчетному усилию водителя Ру = 70 кгс (700 Н) – для грузовых автомобилей.
Рулевой вал нагружается моментом сил:
Напряжение кручения:
где d и D – внутренний и наружный диаметры рулевого вала.
[t] = 100 МПа (1000 кгссм2).
Угол закручивания в градусах на один метр длины
где G = 85 ГПа (850000 кгссм2) q 5 8 °м.
Материал вала – сталь 20.
Чрезмерная жесткость снижает демпфирующие свойства вала малая жесткость ухудшает чувствительность рулевого управления.
Рабочая пара рулевого механизма глобоидальный червяк – ролик.
где Рх – осевое усилие на червяке;
F – площадь контакта одного гребня ролика с червяком;
n – число гребней ролика.
Материал червяка – цианируемая сталь 30Х 35Х 40Х 30ХН; материал ролика цементируемая сталь 12ХН3А 15ХН.
Напряжение кручения при отсутствии встроенного усилителя:
где r – радиус приложения скручивающего усилия к рулевому валу
(например радиус сектора);
d – диаметр вала сошки.
Материал вала сошки – сталь 30 18ХТГ 20ХН3А; [t] = 300 350 МПа (3000 3500 кгссм2).
В соответствии с заданием в курсовом проекте произведен выбор и обоснование исходных данных для тягового расчета дизельного грузового автомобиля грузоподъемностью 1500 кг и по его результатам построены графики. С использованием данных тягового расчета был спроектирован червячный рулевой механизм общий вид которого представлен на чертеже ВлГУ.190600.05.4.01 СБ.
Библиографический список
Автомобиль: Основы конструкции: Учебник для вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство» Н.Н. Вишняков В.К. Вахламов А.Н Нарбут и др. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1986. – 304 с: ил.
Конструирование и расчет автомобиля. Часть 2. Рулевое управление. Тормозная система. Подвеска: Методические указания к курсовому проектированиюВладим. гос. ун-т; Сост.: В.П. Фролов В.А. Немков. Владимир 1997. – 32 с.
Лукин П.П. и др. «Конструирование и расчет автомобиля» М.: Машиностроение 1984. – 376 с. ил.
Осепчугов В.В. Фрумкин А.К. «Автомобиль: Анализ конструкции и элементы расчета»: – М. Машиностроение 1989. – 304 с ил.
Тяговый расчет автомобиля. 2-е изд. испр. и доп. Владим. гос. ун-т; Сост.: Соцков Д.А. Тимофеева С.И. Владимир 2002. 44 с.
Рисунок 1 – Внешняя скоростная характеристика
Продолжение приложения А
Рисунок 2 – График тягового баланса
Рисунок 3 – Динамическая характеристика
Рисунок 4 – График ускорений
Рисунок 5 – График обратных ускорений
Рисунок 6 – График времени разгона
Рисунок 7 – График пути разгона
Рисунок 8 – Топливно-экономическая характеристика

Chervyak.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров
Неуказанные радиусы 1 мм
Сталь 40Х ГОСТ 1050-88
Коэффициент смещения

Gayka.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Sborochny_rulevoy_mekhanizm.cdw

*Размеры для справок.
Затяжку болтов 22 производить кртутящим моментом 12
- 18 27 Нм; 25 - 24 37 Нм; 26 - 37 56 Нм.
Зацепление червяка и ролика регулировать винтом 13
После окончания сборки внутреннюю полость механизма заполнить
маслом трансмиссионным ТМ-3-9 ГОСТ 17492-97 в объеме 0

Rolik.cdw

Spetsifikatsia1 (1).cdw

ВлГУ.230303.05.4.01 СБ
Гайка регулировочная
Кольцо уплотнительное

Spetsifikatsia2.cdw

Гайка М8 ГОСТ 5915-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Гайка М24 ГОСТ 5915-70
Кольцо 072-078 ГОСТ 9833-83
Подшипник 922205 ГОСТ 8328-25
Подшипник 987910 ГОСТ 333-79
Подшипник 977908 ГОСТ 333-79
Шайба 8 ГОСТ 6402-85
Шайба 12 ГОСТ 6402-85
Шайба 24 ГОСТ 6402-85
Шплинт 4 ГОСТ 397-76

Soshka13.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71