Привод коническо-цилиндрический 1,6 квт задание №31508

спецификация ВО.spw

ПК.МиДМ.31508.00.00.000ВО
ПК.МиДМ.31508.00.00.000ПЗ
Пояснительная записка
ПК.МиДМ.31508.01.00.000СБ
ПК.МиДМ.31508.02.00.000
Рама электродвигателя
ПК.МиДМ.31508.03.00.000
ПК.МиДМ.31508.00.00.004
Колесо зубчатое ведущее
ПК.МиДМ.31508.00.00.005
Колесо зубчатое ведомое
Электродвигатель 4АМ90L4У3
Болт фундаментный М12x200

ГЧ-колесо.cdw

Обозначение чертежа
сопряженного зубчатого колеса
Средний делительный диаметр
Внешнее конусное расстояние
Внешний окружной модуль
Угол делительного конуса
Средний угол наклона зуба
Наплавление линии зуба
Коэффициент смещения
Средний нормальный модуль
ПК.МиДМ.31508.01.00.005ГЧ
Сталь 40Х ГОСТ 4543-2016
ПК.МиДМ.31508.01.00.007ГЧ
Радиусы скруглений 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий Н14
Данные для контроля зубчатого венца по ГОСТ 1643-81.

Сборочный чертеж.cdw

ПК.МиДМ.31508.01.00.000СБ
Технические параметры:
Вращающий момент на тихоходном валу Т= 54Н*м.
Частота вращения тихоходного вала n=356 мин
Характеристика зацепления: U=4
Коэффициент полезного действия
Степень точности изготовления передач 8В.
После сборки в редуктор залить масло И-Г-С-100 1
Течь масла не допускается.

Спецификация СБ.spw

ПК.МиДМ.31508.01.00.000СБ
ПК.МиДМ.31508.01.01.000
ПК.МиДМ.31508.01.02.000
ПК.МиДМ.31508.01.00.003
ПК.МиДМ.31508.01.00.004
ПК.МиДМ.31508.01.00.005ГЧ
ПК.МиДМ.31508.01.00.006ГЧ
ПК.МиДМ.31508.01.00.007ГЧ
Колесо коническое зубчатое
ПК.МиДМ.31508.01.00.008
ПК.МиДМ.31508.01.00.009
ПК.МиДМ.31508.01.00.010
ПК.МиДМ.31508.01.00.011
ПК.МиДМ.31508.01.00.012
ПК.МиДМ.31508.01.00.013
ПК.МиДМ.31508.01.00.014
ПК.МиДМ.31508.01.00.015
ПК.МиДМ.31508.01.00.016
ПК.МиДМ.31508.01.00.017
ПК.МиДМ.31508.01.00.018
Манжета 2.2-25x45-1
Манжета 2.2-30х50-1

Общий вид привода.cdw

ПК.МиДМ.31508.00.00.000ВО
Техническая характеристика:
Мощность на выходном валу Р=1
Частота вращения приводного вала n=160 обмин.
Общее передаточное число привода u=8
Мощность электродвигателя P=2
Частота вращения электродвигателя n=1425 обмин.
Технические условия:
Осевое смещение валов до 2 мм.
Радиальное смещение валов до 2 мм.
Перекос валов до 1 градуса.

ГЧ-вал тихоходный.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-2013
ПК.МиДМ.31508.01.00.006ГЧ
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий Н14
Острые кромки притупить.

пояснительная записка.docx

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ АВТОНОМНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «КАЗАНСКИЙ (ПРИВОЛЖСКИЙ) ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра «Механики и конструирования»
ПРИВОД КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
«Механика и детали машин»
ПК.МиДМ.31508.00.00.000.ПЗ
Набережные Челны 2019 г.
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ №31508
по курсу «Механика и детали машин»
ТЕМА:Привод коническо-цилиндрический
Студент Кузьмина В.Н. Группа 2171109
Кинематическая схема привода
Исходные данные (техническая характеристика)
Частота вращения вала привода – 160 обмин.
Мощность на выходном валу привода – 16 кВт.
Срок службы привода – 23 тыс. часов.
Сборочный чертеж конического редуктора с прямозубыми зубчатыми колесами.
Рабочие чертежи тихоходного вала редуктора; зубчатого колеса; вала шестерни.
Чертеж общего вида привода.
Кинематический расчет привода4
2 Подбор электродвигателя4
3 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач5
4 Частоты вращения и моменты на валах6
Расчет закрытой зубчатой конической передачи редуктора7
1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес7
2 Режим работы и число циклов перемены напряжения8
3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости9
4 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни9
5 Проектировочный расчет10
6 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи12
6.1 Расчет зубчатых передач на контактную выносливость12
6.2 Расчет зубчатых передач на выносливость при изгибе13
Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи редуктора13
1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес13
2 Режим работы и число циклов перемены напряжения14
3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости14
4 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни15
5 Проектировочный расчет16
6 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи18
6.1 Расчет зубчатых передач на контактную выносливость18
6.2 Расчет зубчатых передач на выносливость при изгибе18
Предварительный расчет диаметров валов19
Расчет валов редуктора23
1 Определение консольных сил23
2 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала23
3 Проверочный расчет тихоходного вала26
4 Проверочный расчёт шпонок29
5 Проверочный расчет быстроходного вала30
6 Проверочный расчет тихоходного вала36
Смазывание. Смазочные устройства40
Список использованной литературы41
Кинематический расчет привода
где - КПД зубчатой конической передачи;
– КПД открытой зубчатой цилиндрической передачи;
– КПД пары подшипников.
Таблица №1 – КПД кинематических пар привода
Зубчатая коническая закрытая передача
Зубчатая цилиндрическая открытая передача
2 Подбор электродвигателя
Двигатель подбираем по мощности и по частоте вращения.
Потребная мощность двигателя кВт:
где Рпр - мощность привода кВт;
– общее КПД привода.
Тогда потребная мощность двигателя:
Выбираем номинальную мощность двигателя Pэл.дв. из стандартного ряда для двигателей серии 4А по условию что Рэл.дв. ≥ Рпот.эл.
Отсюда Рэл.дв.= 22 кВт.
Возможные к применению двигатели приведены в таблице 2.
Таблица №2 – Характеристика двигателей.
3 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач
При выбранном электродвигателе действительное передаточное число привода определяем по формуле:
где nдв - действительное число оборотов двигателя.
Частота вращения выходного вала:
nв = n4 = 160 мин-1.
В схеме привода кроме редуктора имеется открытая зубчатая передача то рекомендуется сначала назначить передаточное отношение для редуктора Uред а затем уточнить передаточное отношение открытой зубчатой передачи Uозп:
Общее передаточное число привода и его разбивка по ступеням передач для четырех вариантов двигателей приведены в таблице 3
Таблица №3 – Разбивка Uприв по ступеням передач.
Исходя из указанных рекомендаций по передаточным числам для заданного привода выбираем электродвигатель 4АМ90L4У3 мощностью 22 кВт; частотой вращения 1425 обмин.
4 Частоты вращения и моменты на валах
Частота вращения i-го (i = 1 2 4) вала:
где u1-i – передаточное число между валом двигателя (i = 1) и i- м валом привода.
Частоты вращения валов:
n3 = n1 uред = 14254 = 35625 обмин;
n4 = n3 uозп =35625223 = 160 обмин.
Угловые скорости валов:
Вращающий момент на валу :
Расчет закрытой зубчатой конической передачи редуктора
1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес
В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом массового производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-2016. Назначаем термообработку зубьев:
– шестерен z1 –улучшение;
– колес z2 – улучшение.
Механические свойства стали 40Х даны в таблице 4.
Таблица №4 – Механические свойства z1 и z2 из стали 40Х.
Наименование параметра
Твердость поверхности
Предел прочности МПа
Предел текучести МПа
2 Режим работы и число циклов перемены напряжения
По заданиям на курсовой проект переменная нагрузка передач (при ni – const) задается циклограммой нагружения. Переменный режим при расчетах заменяют условным постоянным режимом эквивалентным по усталостному воздействию на передачу используя коэффициент приведения.
Требуемая долговечность передачи в часах:
Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
где n – частота вращения зубчатого колеса мин-1;
с – число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса с=1.
Базовое число циклов перемены напряжений:
- по контактным напряжениям
где HB – средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю.
- по изгибным напряжениям:
3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
где А=125 – для цилиндрической передачи;
- наименьшее из двух значений и .
где - базовый предел контактной выносливости зубьев МПа:
- коэффициент долговечности в зависимости от отношения
- коэффициент запаса прочности: для z1 и z2 SH=12.
4 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни
где - базовый предел изгибной выносливости зубьев.
коэффициент долговечности при изгибе.
5 Проектировочный расчет
Проектировочный расчет конических передач начинаем с определения диаметра внешней делительной окружности колеса de2 из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев:
где – коэффициент учитывающий влияние вида конической передачи:
Диаметр внешней делительной окружности колеса округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 12289:
Диаметр внешней делительной окружности шестерни:
de1 = de2 u = 2004 = 50 мм.
Внешнее конусное расстояние:
Ширина зубчатого венца:
Округляем до целого числа b1 = b2 = b = 30.
Внешний окружной модуль:
Полученное значение модуля округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 9563-60 .
Полученные значения округляют в ближайшую сторону до целого числа: z2 = 100; z1 = 25.
Фактическое передаточное число: uф = z2 z1 =10025=4.
Углы делительных конусов колеса и шестерни:
Диаметры окружностей зубчатых колес:
- внешних делительных (уточнение):
- средних делительных:
6 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи
6.1 Расчет зубчатых передач на контактную выносливость
Расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемых напряжений:
Допускаемые расчетные контактные напряжения: = 372 МПа.
Если расчетное напряжение меньше допускаемого в пределах 15-20% или больше в пределах 5% то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет.
Выполняется условие прочности.
6.2 Расчет зубчатых передач на выносливость при изгибе
Проверочный расчет на выносливость при изгибе:
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
где – коэффициент нагрузки учитывающий влияние внешних динамических и дополнительных нагрузок возникающих в зацеплении;
– коэффициент учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба перекрытия и наклона.
где zv - эквивалентное число зубьев
Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи редуктора
гдеn – частота вращения зубчатого колеса мин-1;
с – число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: с=1.
где HB – средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;
Межосевое расстояние цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев:
Минимальный модуль зацепления:
коэффициент нагрузки.
Максимальный модуль зацепления:
Суммарное число зубьев z:
шестерни z1= z (u + 1)=80(223+1)=247;
колеса z2= z – z1=80-25=55.
Фактическое передаточное число u:
Диаметры окружностей при x1 = x2 = 0 мм:
делительных – шестерни
где для прямозубых передач МПа.
где – коэффициент нагрузки учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
где – коэффициент нагрузки учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;
где – коэффициент нагрузки учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса;
– коэффициент учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба перекрытия и наклона;
– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
– коэфициент учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.
Предварительный расчет диаметров валов
Определяем диаметров d и длины ступеней быстроходного вала и предварительный выбор подшипника:
а) 1-я ступень под муфту:
Принимаем d1 = 20 мм. Высота заплечника t = 2 мм; координата фаски подшипника r = 16 мм; размер фаски колеса f = 1 мм.
где - крутящий момент на быстроходном валу Н*м;
допускаемое условное напряжение при кручении =10 Мпа.
б) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием:
Примем по ряду стандартных значение = 25 мм;
в) 3-я ступень под шестерню:
определим графически на эскизной компановке.
г) 4-я ступень под подшипник:
Примем по ряду стандартных значение .
Для быстроходного вала диаметром под подшипник dп = 30 мм принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный № 306 средней серии с параметрами: d = 30 мм D = 72 мм В = 19 мм r = 2 мм.
д) 5-я ступень под резьбу:
определим в зависимости от по таблице 10.11 [1 стр.91].
Определяем диаметров d и длины ступеней тихоходного вала и предварительный выбор подшипника:
а) 1-я ступень под шестерню открытой передачи:
где - крутящий момент на тихоходном валу Н*м;
допускаемое условное напряжение при кручении =20 МПа.
Принимаем d1 = 25 мм. Высота заплечника t = 22 мм; координата фаски подшипника r = 2 мм; размер фаски колеса f = 1 мм.
б) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
Принимаем d2 =30 мм.
Для тихоходного вала диаметром под подшипник dп = 30 мм предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный № 106 особо легкой серии с параметрами: d = 30 мм D = 55 мм В = 13 мм r = 2 мм.
в) 3-я ступень под колесо:
Муфты выбираем по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр который должен быть в пределах номинального:
где Kр - коэффициент режима нагрузки;
T - номинальный момент.
Муфта в приводе соединяет конец входного вала (d = 25 мм) редуктора с концом вала электродвигателя.
Ориентируясь на упругую муфту по каталогу из условия [T] ≥ Тр где [T] – момент по паспорту муфты выбираем муфту по ГОСТ 20884-93:
Муфта 80–1-20–1–У2 ГОСТ 20884-93.
Рисунок 5.1 – Муфта упругая с торообразной оболочкой
Геометрические параметры:
D=160 мм; d=25 мм; d1=25 мм;
Проверяем прочность оболочки в кольцевом сечении диаметром D1:
Расчет валов редуктора
1 Определение консольных сил
Консольная нагрузка от муфты Fm на входном конце быстроходного вала:
Силы зацепления редуктора:
Силы зацепления открытой передачи Н:
2 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала
Определяем реакций опор быстроходного вала:
Силы в зубчатом зацеплении: Ft = 672 Н Fr =175 Н Fа =531 Н.
l1 = 45 мм l2 = 50 мм l3 = 35 мм.
Для быстроходного вала диаметром под подшипник dп = 30 мм принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный № 306 средней серии с параметрами: d = 30 мм D = 72 мм В = 19 мм r = 2 мм; Cr = 291 кН Cor = 146 кН .
Рисунок 6.1 – Расчетная схема быстроходного вала Определение реакций опор:
Определяем реакций опор:
Горизонтальная плоскость:
Проверяем реакции опор по оси X:
Вертикальная плоскость:
Проверяем реакции опор по оси У:
Определяем суммарных реакций:
Проверочный расчет выполняем для наиболее нагруженного подшипника.
V – коэффициент учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца V = 1;
K – коэффициент динамичности нагрузки при кратковременной перегрузке K =12;
KT – температурный коэффициент KT =1.
Отношение осевой нагрузки подшипника к статической грузоподъемности:
Отношение осевой нагрузки к радиальной:
Так как то Х = 1; Y =0.
Определяем эквивалентную нагрузку3:
где R – радиальная нагрузка действующая на опору Н;
Fa – осевая нагрузка действующая на опору Н;
X – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки.
Определяем динамическую грузоподъемность подшипника:
Сгр Cr. Подшипник пригоден.
Производится расчет на долговечность подшипника для более нагруженной опоры в часах:
3 Проверочный расчет тихоходного вала
Силы зацепления редуктора:
Силы зацепления открытой передачи Н:
l1 = 105 мм l2 = 65 мм l3 = 50 мм.
Приемлемая долговечность подшипников Lh = 23000 часов.
Для тихоходного вала диаметром под подшипник dп = 30 мм предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный № 106 особо легкой серии с параметрами: d = 30 мм D = 55 мм В = 13 мм r = 15 мм; Cr = 133 кН Cor = 68 кН .
Рисунок 6.2 – Расчетная схема тихоходного вала
Определение суммарных реакций:
Отношение осевой нагрузки подшипника к статической грузоподъемности: FаC0 = 17514600 = 0012. Принимаем e=019.
Отношение осевой нагрузки к радиальной: FаVRА=175(1*2565)= 007.
Так как FrVRА e то Х = 1; Y = 0.
Определяется эквивалентная нагрузка:
Рэкв = (1 *1*2565+0 *175)*12 = 3078 Н.
СгрCr. Подшипник не пригоден.
4 Проверочный расчёт шпонок
Призматические шпонки применяемые в проектируемом редукторе проверяем на смятие.
где: — окружная сила на шестерне или колесе Н
— площадь смятия мм2
допускаемое напряжение на смятие Нмм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке =110 190 Нмм2 [1].
где: - рабочая длина шпонки мм
Для шпонок со скругленными торцами:
-полная длина шпонки
h b—стандартные размеры мм2
Шпонка под колесо на тихоходном валу (d = 40 мм):
Шпонка 12 х 8 х 40 ГОСТ 23360-78
Шпонка под зубчатое колесо на тихоходном валу (d=25 мм):
Шпонка 8 х 7 х 20 ГОСТ 23360-78
Шпонка под муфту на быстроходном валу (d=20 мм):
Шпонка 6 х 6 х 20 ГОСТ 23360-78
5 Проверочный расчет быстроходного вала
Определяем величины изгибающих моментов:
Горизонтальная плоскость.
M2 = -RAX*l2 -Ft*(l2+l3) =1304*005-672*(005+0035)
M3 =-Ft*l3 =-672*0035
M3 = -Fм*(l1+l2)+RВX*l2 =-474*(0045+005)+1106*005
M4 = -Fм*(l1+l2+l3)+RВX*(l2+l3)+ RAX*l3
=-474*(0045+005+0035)+1106*(005+0035)-1304*0035
Вертикальная плоскость.
M2 =- Fr*(l2+l3) -RАY*l2=-175*(005+0035)+298*005
M3 = -Fr*l3=-175*0035
M4 = RВY*(l2+l3) +RАY*l3=123*(005+0035)+298*0035
Определяем суммарный изгибающий момент.
Производится построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Рисунок 9.1 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала
В проверочном расчёте учитываются 3 опасных сечения. В точках А В и C расчётной схемы вала.
Опасное сечение в точке В (под подшипник):
а) Определим нормальное напряжение:
где -суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении Нм
— осевой момент сопротивления сечения вала мм3.
б) Определим касательное напряжение:
где:– крутящий момент в рассматриваемом сечении Н м
— круглое сплошное сечения вала мм3.
в) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:
где:- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений =225;
-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
- коэффициент влияния шероховатости
-коэффициент влияния поверхностного упрочнения
где- эффективный коэффициент концентрации касательного напряжения =175.
г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала Нмм2:
где:-пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба =410 Нмм2 [1].
где:- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле и кручения: =058 .
д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Условие запаса прочности в опасном сечении В выполняется.
Опасное сечение в точке А (под подшипник):
- осевой момент сопротивления сечения вала мм3.
Условие запаса прочности в опасном сечении А выполняется.
Опасное сечение в точке С (под шестерню):
Условие запаса прочности в опасном сечении С выполняется.
Быстроходный вал пригоден для эксплуатации.
6 Проверочный расчет тихоходного вала
Производим построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Рисунок 6.5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала
В проверочном расчёте учитываются два опасных сечения. В точках C и D расчётной схемы вала.
Опасное сечение в точке B (под подшипник):
Опасное сечение в точке С (под колесо):
Промежуточный вал пригоден для эксплуатации.
Смазывание. Смазочные устройства
Способ смазывания: Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьяхн=372 Н*ми фактической окружной скорости колес=02 мс.
Выбираем масло индустриальное И-Г-С-100 по ГОСТ 17479.4-87.
Определяем количество масла: Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 04 08 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.
Определение уровня масла:
Минимальный уровень масла
Максимальный уровень масла
где - модуль зацепления
=299 мм – делительный диаметр колеса;
- высота картера редуктора находиться графически .
Список использованной литературы
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд-е 2-е перераб. и допол. А.Е. Штейнблит – Калининград: Янтар. сказ. 2002. — 454 с.
Учебное пособие «Расчет и проектирование передач с использованием систем автоматизированного проектирования Составители: И.П.Талипова Р.Н.Тазмеева – Набережные Челны: изд-во НЧИ КФУ2017 . – 104 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.:Высш. Шк. 2001. – 441с.
Решетов Д.Н. Детали машин. – М.:Машиностроение 1989. – 496 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.Т1-М: Машиностроение 1983
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.Т2-М: Машиностроение 1983
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.Т3-М: Машиностроение 1983.

ГЧ-вал шестерня.cdw

Обозначение чертежа
сопряженного зубчатого колеса
Средний делительный диаметр
Внешнее конусное расстояние
Внешний окружной модуль
Угол делительного конуса
Средний угол наклона зуба
Наплавление линии зуба
Коэффициент смещения
Средний нормальный модуль
ПК.МиДМ.31508.01.00.007ГЧ
Сталь 40Х ГОСТ 4543-2016
ПК.МиДМ.31508.01.00.005ГЧ
Радиусы скруглений 2
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий Н14
Данные для контроля зубчатого венца по ГОСТ 1643-81.