Проектирование привода по заданной схеме

Лист3.cdw

Лист1.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора и=11
Мощность на выходном валу Р
Частота вращения выходного вала n
Редуктор цилиндрический
10-В-2010.ТПМ.КП.01.00.00.РР
* Размеры для справок.
Указанная масса редуктора без учета масла.
Перед сборкой редуктора корпус
плоскости крышек валов очистить от грязи и масла с
последующей покраской (кроме посадочных поверхностей)
малостойкой краской - кд 6эмаль ВЛ-515 красно-коричневая ТУ
Перед соединением привалочных поверхностей корпуса и
крышки редуктора нанести слой пасты "Герметик" толщиной 1 мм.
После сборки редуктора наружные поверхности редуктора
очистить от грязи и масла с последующей загрунтовкой -
ФЛ-03к коричневая ГОСТ 9109-79. VI.Л и покраской эмалью серого
цвета - ХС-710 серая ГОСТ 9355-60 с последующим покрытием
лака ХС-76 ГОСТ 9355-60.IV72.
Выступающие части редуктора покрасить в сигнальные цвета
согласно ГОСТ 12.4.026-2001.
Редуктор залить маслом в количестве: min = 4
При транспортировке использовать грузозахватное
приспособление соответствующей грузоподъемности.
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от
горизонтального положения на угол до 5
. При этом должен быть
обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления."

ПЗ.doc

Кинематическая схема привода и исходные данные для расчета
Выбор двигателя и кинематический расчет привода
1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Проектирование клиноременной передачи
1 Краткие сведения о клиноременной передаче
2 Расчет клиноременной передачи
3 Конструирование ведомого шкива
Проектный расчет зубчатых передач редуктора
1 Выбор материала зубчатых колес
2 Определение числа циклов перемены напряжений
3Определяем допускаемые напряжения для расчета передачи на выносливость
4 Определяем коэффициенты нагрузки
5 Проектный расчет закрытых зубчатых передач
Предварительный расчет промежуточного вала
1 Выбор материала вала
2 Ориентировочные диаметры валов
3 Проектный расчет промежуточного вала
Расчет и выбор подшипников качения промежуточного вала
Проверка прочности шпоночных соединений
Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
Конструирование зубчатого колеса
Конструирование корпуса редуктора
Список использованных литературных источников
-мощность на выходном валу привода – ;
-частота вращения выходного вала привода – ;
-передаточное число редуктора – ;
-режим работы – тяжелый;
-срок службы в годах – 3 года;
-работа двухсменная;
-разработать чертеж большего шкива.
1. Определение мощности и частоты вращения двигателя
Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
где – коэффициенты полезного действия клиноременной передачи;
- коэффициенты полезного действия зубчатой передачи с цилиндрическими колесами.
Значения КПД передач принимаются по рекомендациям [1 стр. 21] и учитывают потери в подшипниках.
Определим требуемую мощность двигателя :
Определим номинальную мощность двигателя
Значение номинальной мощности выбираем из табл. 2 [1 стр. 23] по величине большей но ближайшей к требуемой мощности :
Выберем тип двигателя по табл. 2 [1 стр. 23] и выпишем его характеристики:
Тип двигателя – 4А80В4У3;
Синхронная частота вращения
Габаритные и присоединительные размеры электродвигателя определяем по табл. 4 [1 стр. 24].
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней.
Определим передаточное число привода.
Определим передаточное число клиноременной передачи.
Полученное значение передаточного числа клиноременной передачи соответствует рекомендованным значениям приведенным в табл. 3 [1 стр. 24].
Определим передаточные числа ступеней редуктора руководствуясь рекомендациями приведенными в табл. 5 [1 стр. 25] и табл. 3 [1 стр. 24].
Для цилиндрического соосного редуктора:
- передаточное число тихоходной ступени:
- передаточное число быстроходной ступени:
3 Определение силовых и кинематических параметров привода по рекомендациям [1 стр. 26].
Определим расчетную мощность на валах привода:
Определим частоту вращения валов привода:
Определим вращающие моменты на валах привода:
Результаты кинематического расчета привода сводим в таблицу.
Назначение передачи.
Основное назначение – передача механической энергии от двигателя передаточным и исполнительным механизмам как правило с понижением частоты вращения и повышением вращающего момента.
Устройство передачи.
Клиноременная передача – это передача гибкой связью состоящая из ведущего 1 и ведомого 2 шкивов и надетого на них ремня 3. В состав передачи могут также входить натяжные устройства. Обычно применяется несколько ремней.
По форме поперечного сечения ремни такой передачи – клиновые. Их изготавливают бесконечными замкнутыми.
Достоинства и недостатки.
Достоинствами клиноременной передачи трением: возможность передачи движения на значительные расстояния; возможность работы с высокими скоростями; плавность и малошумность работы; предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки и ударов; защита от перегрузки за счет проскальзывания ремня по шкиву; простота конструкции; отсутствие смазочной системы; низкая стоимость.
Недостатки: значительные габариты; значительные силы действующие на валы и опоры; непостоянство передаточного отношения; малая долговечность ремней в быстроходных передачах; необходимость защиты ремня от попадания масла.
Выбор сечения ремня.
Основной деталью передачи является приводной бесконечный ремень. Выбор необходимого сечения ремня определяется в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения ведущего шкива.
При по графику рис.11 [3 стр. 17] подходят ремни сечением О с размерами приведенными в табл. 1 [3 стр. 16]
Высота сечения ремня ;
Площадь сечения ремня ;
Масса 1 м длины ремня =006кгм;
Минимальный диаметр шкива .
Определим диаметр шкивов.
С целью увеличения рабочего ресурса работы передачи принимаем . Из стандартного ряда по табл. 2 [3 стр. 16] выбираем ближайшее большее значение .
Определим расчетный диаметр ведомого шкива
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по табл. 2 [3 стр. 16].
С учетом коэффициента относительного скольжения уточним передаточное число
Отличие от заданного передаточного числа
что меньше допустимого отклонения 5%
Определим межосевое расстояние клиноременной передачи.
К расчету принимаем промежуточное значение
Определим расчетную длину ремня
Полученную расчетную длину ремня округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 1 [3 стр. 16]
Уточним межосевое расстояние
Определим угол обхвата ремнями ведущего шкива:
Определим число ремней
где – коэффициент учитывающий число ремней в комплекте приняв ориентировочно по табл. 4 [3 стр. 20];
– мощность передаваемая одним ремнем в условиях эксплуатации при заданном режиме работы
где – номинальная мощность передаваемая одним ремнем по табл. 5 [3 стр. 21];
– коэффициент учитывающий влияние угла обхвата по табл. 6 [3 стр. 22];
– коэффициент учитывающий длину ремня по табл. 8 [3 стр. 23];
– коэффициент учитывающий влияние режима работы по табл. 10 [3 стр. 24];
Полученное значение округляем до целого большего значения .
Определим окружную скорость ремня
Определим начальное натяжение каждой ветви одного ремня
где – коэффициент центробежных сил по табл. 11 [3 стр. 24];
Определим силы действующие на валы и опоры
Определим средний рабочий ресурс принятых ремней
где – ресурс работы ремней ;
– коэффициент тяжелого режима работы ;
– коэффициент влияния климата
Определим суммарное число ремней необходимое на весь срок службы привода
По результатам расчетов принимаем:
Ремень О – 1000 Ш ГОСТ 1284.1-80 – ГОСТ 1284.3-80
Конструирование ведомого шкива.
Для ремня сечением О по табл. 12 [3 стр. 27] выбираем размеры профиля канавок шкива.
С учетом того что количество ремней 4конструктивно ширина шкива
В соответствии с расчетом диаметр шкива . Наружный диаметр ведомого шкива:
Принимаем для изготовления шкива чугун марки СЧ20 ГОСТ 1412-85.
Толщина обода для чугунного шкива
Внутренний диаметр обода ведомого шкива
Толщина диска ведомого шкива
С учетом большой ширины шкива принимаем
Вращающий момент на валу
Принимаем диаметр вала
Диаметр ступицы для чугунного шкива
Принимаем диаметр ступицы
С учетом большой ширины шкива принимаем длину ступицы
Для снижения массы шкива и удобства транспортировки в диске выполняем 4 отверстия . Диаметр окружности на которой выполняем отверстия
Принимаем диаметр для выполнения отверстий
Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Выбираем шпонку для по прил. 2 [3 стр. 57].
Для исключения концентрации напряжений между ступицей ведомого шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом .
Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем фаски глубиной .
На наиболее важные размеры ведомого шкива (диаметр вала и шпоночный паз) назначаем посадки (Н7 – для диаметра вала js7 – для шпоночного паза) и отклонения размеров (+02 мм для глубины паза ступицы).
На несопрягаемые поверхности шкива назначаем шероховатости по
прил. 3 [3 стр. 58]: на диаметр отверстия ступицы 16 мкм; на торцы
шкива 32 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 25 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 16 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 32 мкм; неуказанные шероховатости 25 мкм.
На наиболее важные поверхности шкива назначаем допуски и отклонения формы: цилиндричность 0009 мм; перпендикулярность 003 мм; параллельность 002 мм; симметричность 008 мм. Все отклонения формы (кроме цилиндричности) назначаются относительно базовой поверхности А.
Расчет зубчатых передач редуктора
По рекомендациям [2 стр. 10] для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40ХН. Для шестерни нужно обеспечить более высокие механические свойства чем для колеса. Поэтому назначаем среднюю твердость рабочей поверхности зубьев шестерни выше твердости колеса соблюдая условие:
Средняя твердость [2 табл. 2.2 стр. 10]:
Предельные характеристики материала [2 табл. 2.2 стр. 10]:
2 Определение числа циклов перемены напряжений [2 стр. 11]
Определяем суммарное время работы привода в часах:
где - срок службы в годах;
0 – число рабочих дней в году;
– продолжительность рабочей смены в часах.
Определяем суммарное число циклов перемены напряжений
где - частота вращения -го зубчатого колеса обмин.
Быстроходная ступень
Определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений:
при расчете на контактную выносливость
где - коэффициент приведения режима с переменной нагрузкой для расчета на контактную выносливость для тяжелого режима работы
[2 табл. 2.4 стр. 12].
при расчете на изгибную выносливость
где - коэффициент приведения режима с переменной нагрузкой для расчета на выносливость при изгибе для тяжелого режима работы и термообработке улучшение [2 табл. 2.4 стр. 12].
Определяем базовые числа циклов перемены напряжений соответствующие длительному пределу выносливости:
при расчете на контактную выносливость [2 рис. 2.1 стр. 12]:
при расчете на изгибную выносливость - .
Так как то принимаем .
Так как и то принимаем .
3 Определяем допускаемые напряжения для расчета передачи на выносливость [2 табл. 2.5 стр. 13].
Определяем длительный предел контактной выносливости [2 табл. 2.6 стр. 15].
Определяем допускаемые контактные напряжения при неограниченном ресурсе работы передачи [2 табл. 2.5 стр. 13].
где - коэффициент безопасности при расчете на контактную выносливость [2 табл. 2.6 стр. 15].
Определяем предельные допускаемые напряжения [2 табл. 2.6 стр. 15].
Определяем допускаемые контактные напряжения [2 табл. 2.5 стр. 13].
Условие выполняется.
При расчете косозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из двух полученных по зависимостям [2 стр. 14]:
При расчете прямозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из полученных т.е.
Определяем длительный предел выносливости при изгибе
[2 табл. 2.6 стр. 15].
Определяем допускаемые напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи [2 табл. 2.5 стр. 13].
где - коэффициент безопасности при расчете на выносливость при изгибе [2 табл. 2.6 стр. 15].
Определяем допускаемые напряжения на изгиб [2 табл. 2.5 стр. 13].
Определяем параметр [2 стр. 17]:
где - коэффициент ширины венца [2 табл. 2.9 стр. 18].
По рисунку 2.2 [2 стр. 16] определяем схему передачи – 5.
Определяем коэффициенты и по табл. 2.7 [2 стр. 16] и
табл. 2.8 [2 стр. 17]:
Определяем окружную скорость [2 стр. 19]:
где - коэффициент принимаем по табл. 2.13 [2 стр. 20]
Выбираем степень точности обоих передач – 8 - по табл. 2.14
Определяем коэффициенты учитывающие динамическую нагрузку по рекомендациям табл. 2.11 [2 стр. 18] и табл. 2.12 [2 стр. 19]:
Определяем коэффициенты нагрузки [2 стр. 14].
при расчете на контактную выносливость:
при расчете на выносливость при изгибе:
5 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи
Определяем предварительное значение межосевого расстояния для тихоходной ступени [2 стр. 21].
где 10000 – коэффициент по ГОСТ 21354-75.
Полученное расчетное значение округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636-69 [2 табл. 3.2 стр. 22] принимаем
Определяем рабочую ширину колеса и шестерни [2 стр. 22]:
Уточняем коэффициент ширина венца быстроходной ступени [2 стр. 26]:
где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых передачах [2 табл. 3.1 стр. 22].
Так как полученное значение то принимаем
Определяем ориентировочное значение модуля [2 стр. 22]:
Полученное значение модуля округляем до ближайшего большего по табл. 3.3 [2 стр. 22] принимаем
Определяем суммарное число зубьев [2 стр. 23]:
где - предварительно принятый минимальный угол наклона зубьев.
Определяем действительный угол наклона зубьев [2 стр. 23]:
Определяем число зубьев ведущего и ведомого колес [2 стр. 23]:
число зубьев ведущего колеса
где - минимальное число зубьев для прямозубых колес.
число зубьев ведомого колеса
где - минимальное число зубьев для косозубых колес.
Определяем фактическое значение передаточного числа [2 стр. 24]:
Проверяем зубья ведомого колеса на выносливость при изгибе
где - коэффициент учитывающий форму зуба
[2 табл. 3.4 стр. 25].
Проверяем зубья шестерни на выносливость при изгибе
Определяем основные параметры зубчатого зацепления [2 стр. 26]:
- диаметры делительных окружностей:
проверяем действительное межосевое расстояние
- диаметры окружностей вершин:
- диаметры окружностей впадин:
Определяем силы действующие в зацеплении [2 стр. 27]:
Силы действующие в зацеплении:
Тихоходной передачи Быстроходной передачи
Предварительный расчет промежуточного вала.
Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора вместе с подшипниками и зубчатыми колеса.
1 Выбор материала вала.
Валы редукторов испытывающие повышенные напряжения а также валы к которым предъявляют повышенные требования по несущей способности и долговечности выполняют из легированных сталей 45 40Х 40ХН.
Сталь 40Х имеет следующие механические характеристики [4 табл.3.2 стр.50]:
термообработка – улучшение;
твердость – 235 262 НВ;
2. Ориентировочные диаметры валов.
Ориентировочные диаметры валов устанавливаются по результатам расчета на кручение исходя из пониженных допускаемых напряжений. Для выходных участков валов редукторов [2 стр. 52].
Тогда диаметр вала определим из условия прочности
где – вращающий момент на данном валу редуктора.
Определим диаметр вала для меньшего шкива.
Принимаем по ГОСТ 6636-69
Определим диаметр вала большего шкива
Определим диаметр промежуточного вала
Принимаем по конструктивным соображениям.
Определим диаметр выходного вала
Принимаем диаметры шеек валов
Вал обычно выполняют ступенчатым. Шейки валов под подшипники должны быть на 3 5 мм больше чем диаметр входных участков валов причем диаметр должен соответствовать с размерами внутренних колец подшипника.
Тогда принимаем что устанавливаем на второй вал подшипник 205; на третий вал подшипник 214; на четвертый вал подшипник 212.
Диаметры валов под зубчатыми колесами также принимаются на 3 5 мм больше чем диаметр шеек под подшипники.
Расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор ориентировочно определяем в соответствии с табл.7.3 [2 стр. 58].
Расстояние от торца вращающихся деталей до внутренней стенки редуктора .
Расстояние от середины шкива клиноременной передачи до середины опоры
По таблице 7.4 [2 стр. 59] принимаем ширину стенки корпуса в местах посадки подшипников .
Заглубление подшипника в гнездо корпуса зависит от способа смазки подшипника принимаем .
Расстояние между торцами подшипников в средней опоре соосного редуктора .
Наименьший зазор между зубчатым колесом и внутренней поверхностью корпуса редуктора .
Определим диаметры ступеней вала и расстояние между опорами и положением зубчатых колес на примере промежуточного вала.
Диаметр вала под шестерню обычно принимают .
Диаметр вала под зубчатое колесо принимаем .
Диаметр вала под подшипник .
Расстояние между подшипником и зубчатым колесом
где – ширина подшипника
– рабочая ширина зубчатого колеса
Расстояние между зубчатым колесом и шестерней выбираем конструктивно .
Расстояние между шестерней и подшипником
3 Проектный расчет промежуточного вала двухступенчатого редуктора
Для проведения расчета необходимо вычисление не только крутящего но и изгибающего момента в опасном сечении вала. Наиболее нагруженными являются средние участки вала в местах посадки зубчатых колес.
Составляем схему сил действующих в вертикальной плоскости.
Определим реакции опор действующих в вертикальной плоскости
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Составляем схему сил действующих в горизонтальной плоскости.
Определим реакции опор действующих в горизонтальной плоскости
По полученным результатам строим эпюры.
Определим суммарные значения сил и изгибающих моментов
Определим эквивалентный момент
Определим диаметр вала в рассматриваемом сечении
где – допускаемое напряжение при изгибе
В предварительной компоновке задан диаметр третьего вала (в опасном сечении) равный 75 мм > 301 мм.
Расчет и выбор подшипников качения промежуточного вала.
Типоразмер подшипника определяют следующим образом:
а) исходя из действующих радиальных и осевых нагрузок учитывая условия нагружения подшипника вычисляют эквивалентную нагрузку которая при приложении ее к подшипнику обеспечивает такую же долговечность какую достигает подшипник в действительных условиях нагружения и вращения;
б) по эквивалентной нагрузке частоте вращения подшипника и требуемом сроке службы рассчитывают необходимую динамическую грузоподъемность являющуюся основной характеристикой подшипника;
в) по найденной динамической грузоподъемности выбирают по каталогу конкретный типоразмер подшипника и его габаритные размеры.
Предварительно для промежуточного вала был выбран подшипник 214. Так как отсутствуют специальные требования точности к вращению узлов принимаем нормальный класс точности 0 по ГОСТ 520-71.
Определим номинальную долговечность подшипника А
где – показатель степени
– динамическая грузоподъемность
– эквивалентная нагрузка
где – коэффициент вращения внутреннего кольца ;
Х У – коэффициенты Х=1 У=0 по табл.9.2 [2 стр. 71].
– коэффициент безопасности зависящий от характера нагрузки и вида машинного агрегата =11;
– температурный коэффициент =1 (для рабочей температуры подшипника до 1000С)
- суммарное число циклов перемены напряжений на третьем валу.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Расчет длины шпонки проводится по формуле:
где - длина шпонки под соответствующую шестерню или колесо на валу;
- диаметр соответствующего вала.
По конструктивным соображением и по ГОСТ 6636-69 принимаем .
По ГОСТ 6636-69 принимаем
Напряжение смятия и условие прочности определим по формуле
где – предаваемый валом вращающий момент;
– диаметр вала в месте установки шпонки;
– глубина паза вала;
– допускаемое напряжение смятия
Условие прочности при расчете на срез.
где – допускаемое напряжение среза
– предаваемый валом вращающий момент;
Расчет промежуточного вала на усталостную прочность.
Условие прочности имеет вид
где – требуемый коэффициент запаса прочности [2 стр. 76];
– коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где – предел выносливости материала вала
– эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе по табл.12.1 [2 стр. 78];
– коэффициент поверхностного упрочнения по табл. 12.3 [2 стр. 79];
– коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала по табл. 12.2 [2 стр. 79];
– амплитудные напряжения циклов нормальных напряжений (73)
где – момент сопротивления изгибу по табл. 12.4 [2 стр. 79];
– коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
– эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении по табл.12.1 [2 стр. 78];
– амплитудные напряжения циклов касательных напряжений (75)
где – момент сопротивления кручению по табл. 12.4 [2 стр. 79];
– коэффициент характеризующий чувствительность материала
– среднее напряжение циклов при кручении
Конструирование зубчатого колеса.
Основные размеры зубчатого колеса берем из предварительного расчета основных параметров зубчатого зацепления и по формулам из табл. 13.1 [2 стр. 85].
Диаметр ступицы стальных колес
Согласно ГОСТ 6636-69 принимаем .
Согласно ГОСТ 6636-69 принимаем
Толщина обода цилиндрических колес
Толщина диска цилиндрических кованых колес
Диаметр отверстий в диске
Диаметр окружности проходящей через центры отверстий
Фаска на зубьях зубатых колес
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты этих деталей от загрязнения и организации системы смазки. Основным критерием работоспособности корпуса редуктора является жесткость.
Нарушение правильности расположения осей валов из-за деформации корпуса под нагрузкой не должно выходить за пределы допустимого.
Принимаем отливку корпуса из чугуна марки СЧ20. Литой корпус редуктора не должен иметь скрытых дефектов в виде трещин раковин усадок и др. влияющих на прочностные характеристики корпуса.
Основные размеры чугунного литья корпуса редуктора рассчитываем по формулам приведенным в табл. 13.2 [2 стр. 86].
Толщина стенки основания
где - максимальный вращающий момент на редукторе;
Принимаем толщину стенки корпуса редуктора 8 мм.
Толщина стенки крышки корпуса
Принимаем толщину стенки крышки корпуса 8 мм.
Толщина ребра основания
Принимаем толщину ребра в основании равным 8 мм.
Диаметр стяжного болта
Принимаем диаметр стяжного болта 10 мм.
Принимаем диаметр штифта 8 мм.
Диаметр винтов крышек подшипников
Принимаем диаметр винтов крышек подшипников 8 мм.
Выбираем наиболее простой способ смазки зубчатых передач – картерную непроточную непрерывную смазку жидким маслом – ТАД-17И ГОСТ 23652-79.
Количество масла выбираем из расчета
Т. к верхний предел глубины погружения зубчатых колес не должен превышать 13 радиуса колеса принимаем количество заправляемого масла 2 25л.
Допускается заменять данное масло маслами других марок с аналогичными свойствами.
Дианов Х. А. и др. Рабочая программа и задание на курсовой проект с методическими указаниями для студентов IV курса специальностей Т В ЭПС СМ. – М.:РГОТУПС 2002.
Битюцкий Ю. И. и др. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса направления ПСЖД специальностей Т В ЭПС направления ТМиТТК специальности СМ. - М.:РГОТУПС 2004.
Мицкевич В. Г. и др. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса направления ПСЖД специальностей Т В ЭПС направления ТМиТТК специальности СМ. - М.:РГОТУПС 2005.
Васильев А. В. Методические указания по выполнению лабораторных работ для студентов IV курса специальностей Т В ЭПС СМ. - М.:РГОТУПС 2004.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т. 1-3 М. Машиностроение 1978 г.

Вал.cdw

* Размер обеспечивается инструментом.
Неуказанные предельные отклонения размеров по Н12

Колесо.cdw

Нормальный исходный
Коэффициент смещения
сопряженного зубчатого колеса
Радиусы скругления 1
Неуказанные предельные отклонения размеров: Н12

Крышка.cdw

Шкив.cdw

Неуказанные радиусы скругления 3 мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров: Н12