Реферат: Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей
<img src="/cache/referats/25930/image002.gif" v:shapes="_x0000_i1025"><img src="/cache/referats/25930/image002.gif" v:shapes="_x0000_i1026">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">
<span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">Введение. Описание устройства привода
<span GOST type A",«sans-serif»; color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы
(развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
<img src="/cache/referats/25930/image004.jpg" v:shapes=«Рисунок_x0020_3»>
<span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">Рисунок 1
–<span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line"> Кинематическая схема приводаВращающий момент от электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на шестерню 3, установленную на ведущем валу Ι и через неё передается зубчатому колесу 4, расположенному на ведомом валу ΙΙ, установленному в подшипниках 5. От ведомого вала редуктора вращающий момент через цепную передачу 6 передается ведущему валу ΙΙΙ привода ленточного конвейера. Редуктор общего назначения; режим нагрузки постоянный; редуктор предназначен для длительной работы; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения; редуктор нереверсивный (ПЗ, задание), [1, с.9-16]; [2, c.20-26]; [3,c261-262].
Методические указания
В этом разделе должны быть выполнена кинематическая схема привода и оформлена согласно СТ СЭВ 1187-78, с условными графическими обозначениями элементов машин и механизмов по СТ СЭВ 2519-80.
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
<span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
<span GOST type A",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">
Определяем общий КПД привода.
η=η1η2ηпк, (1)
гдеη1- КПД закрытой зубчатой передачи, η1=0,97,[1, с5, табл. 1.1];
η2 — КПД открытой цепной передачи, η1=0,93, [1, с5, табл.1.1];
ηпк — КПД подшипников, ηп=0,99,[1, с5, табл.1.1];
к – число пар подшипников, к=3, (ПЗ, задание).
η =0,97· 0,93 ·0,993=0,875.
Определяем требуемую мощность электродвигателя.
Ртр= Р3/ η, (2)
где Р3 — мощность на выходном валу привода, Р3=4,6 кВт, (ПЗ, задание).
Ртр=4,6/0,875 = 5,28 кВт.
Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по ГОСТу с номинальной мощностью Р =5,5 кВт, с синхронной частотой вращения n=1000 об/мин, типоразмер 132S2, [1, с. 390].
Номинальная частота вращения вала электродвигателя .
nдв=n(1-s), (3)
где n-синхронная частота вращения, n=1000 об/мин;
S — процент скольжения ремня, S=3,3%, [1, с. 390].
nдв=1000∙(1-0.033)=967 об/мин.
Определяем общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням.
U=U1U2 , (4)
где U1-передаточное число редуктора, U1=3,15,(ПЗ, задание);
U2 — передаточное число цепной передачи.
U=nдв /n3 , (5)
где nдв=967об/мин;
n3=95 об/мин, (ПЗ, задание).
U=967/95=10,18.
Определяем передаточное число открытой цепной передачи
U2=U/ U1, (6)
U2=10,18/3,15=3,23.
Определяем частоту вращения, угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах привода.
Вал электродвигателя:
Ртр= 5,28 кВт;
nдв=967об/мин.
ωдв= πnдв/30. (7)
ωдв=3,14·967/30= 101,22 рад/с.
Мдв = Ртр/ωдв.
Мдв = 5,28·103/101,22 =52 ,16 Н·м.
Вал І привода:
nдв=n1=967об/мин;
ωдв=ω1=101,22 рад/с;
Мдв=М1=52,16 Н·м.
Вал ІІ привода
n2=n1/ U1. (8)
n2=967/3,15=306,98 об/мин;
ω2= π n2/30,
ω2=3,14·306,98/30=32,13 рад/с;
М2=М1· U1∙η12 , (9)
М2=52,16·3,15·0,97·0,992=156,2 Нм.
Вал ІІІ привода:
n3=n2/ U2
n3=306,98/3,23=95,04 об/мин;
ω3= π n3/30,
ω3=3,14·95,04/30=9,94 рад/с.
М3=М2· U2 ·η2 .η п ,
М3=156,2·3,23·0,93·0,99=464,6 Н·м;
С другой стороны
М3= М1·· U· η , (10)
М3=52,16·10,18·0,875= 464,6 Н·м .
Полученные данные приводим в таблицу.
Таблица 1
<span GOST type A",«sans-serif»">Номер вала
<span GOST type A",«sans-serif»">Частота ращения,
<span GOST type A",«sans-serif»">об/мин
<span GOST type A",«sans-serif»">Угловая скорость,
<span GOST type A",«sans-serif»">1/с
<span GOST type A",«sans-serif»">Вращающий момент, Н
·<span GOST type A",«sans-serif»">м<span GOST type A",«sans-serif»">Вал
<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">I<span GOST type A",«sans-serif»"><span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">n
<span GOST type A",«sans-serif»">1<span GOST type A",«sans-serif»">=967ω<span GOST type A",«sans-serif»">1
<span GOST type A",«sans-serif»">=101<span GOST type A",«sans-serif»">М1=52,2
<span GOST type A",«sans-serif»">Вал
<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">II<span GOST type A",«sans-serif»"><span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">n
<span GOST type A",«sans-serif»">2<span GOST type A",«sans-serif»">=307ω<span GOST type A",«sans-serif»">2
<span GOST type A",«sans-serif»">=32<span GOST type A",«sans-serif»">М2=156,2
<span GOST type A",«sans-serif»">Вал
<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">III<span GOST type A",«sans-serif»"><span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">n
<span GOST type A",«sans-serif»">3<span GOST type A",«sans-serif»">=95ω<span GOST type A",«sans-serif»">3
<span GOST type A",«sans-serif»">=10<span GOST type A",«sans-serif»">М3=464,6
[1, с.4<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1028">8, 290<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1029">291]
Методические указания
При обозначении параметров привода нумерацию производить начиная от двигателя. При выборе синхронной частоты вращения электродвигатель рекомендуется выбирать с числом полюсов не более 6 у которых nc≥ 1000 б/мин, так как с уменьшением частоты вращения возрастают габариты и масса двигателя. При этом следует учесть, что передаточное число цепной передачи должно быть в интервале 2<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1030">6, а клиноременной – 2<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1031">5.
<span GOST type A",«sans-serif»">2 Расчёт зубчатых колес редуктора
<span GOST type A",«sans-serif»">
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес .
Определим допускаемое контактное напряжение:
<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1032"><img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1033">
<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1034"><img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1035"><img src="/cache/referats/25930/image010.gif" v:shapes="_x0000_i1036">, (11)
где σHlimb– предел контактной выносливости при базовом числе циклов,
σHlimb=2<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1037">HB+70, [1, с. 34, табл. 3.2];
KHL– коэффициент долговечности, KHL=1, [1, с. 33];
[SH] – коэффициент безопасности, [SH] =1.1, [1, с. 33].
Для шестерни
<img src="/cache/referats/25930/image012.gif" v:shapes="_x0000_i1038">, (12)
<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1039"><img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1040"><img src="/cache/referats/25930/image014.gif" v:shapes="_x0000_i1041">482 МПа.
<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1042">
Для колеса
<img src="/cache/referats/25930/image016.gif" v:shapes="_x0000_i1043">, (13)
<img src="/cache/referats/25930/image018.gif" v:shapes="_x0000_i1044">=428 МПа.
Для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле
<img src="/cache/referats/25930/image020.gif" v:shapes="_x0000_i1045">, (14)
[σH]=0,45·([482 +428]) = 410 МПа.
Требуемое условие <img src="/cache/referats/25930/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1046"> выполнено.
<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1047">
(Для прямозубых передач [σH]= [σH2])
Определяем межосевое расстояние.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле
<img src="/cache/referats/25930/image024.gif" v:shapes="_x0000_i1048">, (15)
где Ka– коэффициент для косозубой передачи, Ka=43, [1, с. 32], (Для прямозубых Ka=49,5);
U1– передаточное число редуктора, U1=3,15, (ПЗ, задание);
М2– вращающий момент на ведомом валу, М2=156,2 Н·м, (ПЗ, табл.1);
КНВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки, КНВ=1, [1, с.32];
[σH] – допускаемое контактное напряжение, [σH]=410MПа ;
ψba– коэффициент ширины венца, ψba=0,4, (ПЗ, задание).
<img src="/cache/referats/25930/image026.gif" v:shapes="_x0000_i1049"> аω= 43·(3,15+1)·<img src="/cache/referats/25930/image028.gif" v:shapes="_x0000_i1050">=110 мм.
В первом ряду значений межосевых расстояний по ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее и принимаем аω=125 мм, [1, с. 36].
Определяем модуль передачи
Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:
<img src="/cache/referats/25930/image030.gif" v:shapes="_x0000_i1051"> мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60, <img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1052">=2 мм, [1, с. 36]. (В силовых передачах <img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1053">≥1,5 мм.)
Определяем угол наклона зубьев и суммарное число зубьев
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=9º, (ПЗ, задание) и определяем суммарное число зубьев
<img src="/cache/referats/25930/image034.gif" v:shapes="_x0000_i1054">, (16)
где <img src="/cache/referats/25930/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1055">– межосевое расстояние,<img src="/cache/referats/25930/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1056">=125 мм ;
<img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1057"> – нормальный модуль зацепления, <img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1058">=2 мм.
Z∑ =<img src="/cache/referats/25930/image038.gif" v:shapes="_x0000_i1059">=123,39.
Принимаем Z∑=123.
Определяем числа зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни равно:
<img src="/cache/referats/25930/image040.gif" v:shapes="_x0000_i1060">, (17)
где U1– передаточное число редуктора, U1=3,15;
Z∑= 123 – суммарное число зубьев, Z∑= 123.
<img src="/cache/referats/25930/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1061">=<img src="/cache/referats/25930/image044.gif" v:shapes="_x0000_i1062">=29,64.
Принимаем <img src="/cache/referats/25930/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1063">=30.
Определяем число зубьев колеса:
Z2= Z∑-Z1, (18)
Z2=123-30=93.
Уточняем передаточное число
<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1064"> <img src="/cache/referats/25930/image046.gif" v:shapes="_x0000_i1065"> (19)
где Z1– число зубьев шестерни, Z1=30;
Z2– число зубьев колеса, Z2=93.
U1ф=<img src="/cache/referats/25930/image048.gif" v:shapes="_x0000_i1066">3,1.
Уточняем угол наклона зубьев:
<img src="/cache/referats/25930/image050.gif" v:shapes="_x0000_i1067">, (20)
где mn– модуль передачи, mn=2 мм;
аω– межосевое расстояние, аω=125 мм.
cosβ=<img src="/cache/referats/25930/image052.gif" v:shapes="_x0000_i1068">=0,984.
Принимаем <img src="/cache/referats/25930/image054.gif" v:shapes="_x0000_i1069"> β=10º26'.
Определяем диаметры колес и их ширину.
Делительный диаметр шестерни:
<img src="/cache/referats/25930/image056.gif" v:shapes="_x0000_i1070">, (21)
где mn– модуль передачи, mn=2 мм;
Z1– число зубьев шестерни, Z1=30;
<img src="/cache/referats/25930/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1071"> – косинус угла наклона зубьев, <img src="/cache/referats/25930/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1072">=0,984.
d1=<img src="/cache/referats/25930/image060.gif" v:shapes="_x0000_i1073">60,98 мм
Делительный диаметр колеса:
<img src="/cache/referats/25930/image062.gif" v:shapes="_x0000_i1074">, (22)
где Z2– число зубьев колеса, Z2= 93 .
d2=<img src="/cache/referats/25930/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1075"> =189,02 мм
Проверяем межосевое расстояние:
aw= <img src="/cache/referats/25930/image066.gif" v:shapes="_x0000_i1076"> мм
Определим диаметры вершин зубьев:
<img src="/cache/referats/25930/image068.gif" v:shapes="_x0000_i1077">, (23)
da1=60,98 +2·2=64,98 мм;
da2=189,02 +2·2=193,02 мм.
Определим диаметры впадин зубьев:
df1 = d1 -2,5 mn.
df1 =60,98-2,5·2=55,98 мм;
df2=189,02-2,5·2=184,02 мм.
Определяем ширину колеса:
<img src="/cache/referats/25930/image070.gif" v:shapes="_x0000_i1078">, (24)
где <img src="/cache/referats/25930/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1079">– коэффициент ширины венца, <img src="/cache/referats/25930/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1080">=0,4;
аω– межосевое расстояние, аω=125 мм.
b2=0,4·125=50 мм.
Определяем ширину шестерни:
<img src="/cache/referats/25930/image074.gif" v:shapes="_x0000_i1081">, (25)
<img src="/cache/referats/25930/image026.gif" v:shapes="_x0000_i1082">
b1=50+5=55 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
<img src="/cache/referats/25930/image077.gif" v:shapes="_x0000_i1083">, (26)
ψba=<img src="/cache/referats/25930/image079.gif" v:shapes="_x0000_i1084">.
Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.
υ= <img src="/cache/referats/25930/image081.gif" v:shapes="_x0000_i1085"> , (27)
где n1– частота вращения шестерни,
n1=967 об/мин, (ПЗ, п.1);
d1– делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .
υ=<img src="/cache/referats/25930/image083.gif" v:shapes="_x0000_i1086">=3,09 м/с.
При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности, [1, с. 32].
Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение
<img src="/cache/referats/25930/image085.gif" v:shapes="_x0000_i1087">, (28)
где KHB– коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца, KHB=1,[1, табл. 3.5];
KHα — коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями, KHα=1,12, [1, табл. 3.5];
KHV– динамический коэффициент, KHV=1,1, [1, табл. 3.6].
Кн=1·1,12·1,1=1,23.
Проверяем зубья на контактные напряжения:
<img src="/cache/referats/25930/image087.gif" v:shapes="_x0000_i1088"> (29)
где aω– межосевое расстояние, aω=125 мм;
M2– передаваемый момент, M2=156,2 Н·м, (ПЗ, п.1);
b2-ширина колеса, b2=50 мм;
U1– передаточное число редуктора, U1=3,1;
270-коэффициент для непрямозубых колес (для прямозубых зубчатых передач 310)
σH=<img src="/cache/referats/25930/image089.gif" v:shapes="_x0000_i1089">=352,81МПа<<img src="/cache/referats/25930/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1090">=410 МПа.
<img src="/cache/referats/25930/image093.gif" v:shapes="_x0000_i1091"><<img src="/cache/referats/25930/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1092">.
Определяем силы, действующие в зацеплении.
Определяем окружную силу:
Ft=<img src="/cache/referats/25930/image095.gif" v:shapes="_x0000_i1093">, (30)
где M1– вращающий момент на валу шестерни, M1= 52,2 H·м;
d1– делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .
Ft=<img src="/cache/referats/25930/image097.gif" v:shapes="_x0000_i1094"> = 1712 Н
Определяем радиальную силу:
<img src="/cache/referats/25930/image099.gif" v:shapes="_x0000_i1095">, (31)
где <img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1096"><img src="/cache/referats/25930/image103.gif" v:shapes="_x0000_i1097"> — угол зацепления в нормальном сечении, <img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1098"><img src="/cache/referats/25930/image103.gif" v:shapes="_x0000_i1099">= 20°, [1, с. 29];
<img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1100"><img src="/cache/referats/25930/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1101"> — угол наклона зубьев, <img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1102"><img src="/cache/referats/25930/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1103">= 10° 26´ .
Fr=<img src="/cache/referats/25930/image107.gif" v:shapes="_x0000_i1104"> =633 Н
Определяем осевую силу:
<img src="/cache/referats/25930/image109.gif" v:shapes="_x0000_i1105">, (32)
Fa=1712·tg10º26´=295 Н.
(Для прямозубых и шевронных передач Fa=0)
Полученные данные приведем в таблице.
<span GOST type A",«sans-serif»">Таблица 2
<span GOST type A",«sans-serif»">Наименование параметров и единица измерения
<span GOST type A",«sans-serif»">Обозначение параметров и числовое значение
<span GOST type A",«sans-serif»">Материал, вид термической обработки, твердость:
<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни
<span GOST type A",«sans-serif»">колеса
<span GOST type A",«sans-serif»">Допускаемое контактное напряжение, МПа:
<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни
<span GOST type A",«sans-serif»">колеса
<span GOST type A",«sans-serif»">Расчетное допускаемое контактное напряжение, МПа
<span GOST type A",«sans-serif»">Межосевое расстояние, мм
<span GOST type A",«sans-serif»">Нормальный модуль зацепления, мм
<span GOST type A",«sans-serif»">Суммарное число зубьев
<span GOST type A",«sans-serif»">Число зубьев:
<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни
<span GOST type A",«sans-serif»">колеса
<span GOST type A",«sans-serif»">Угол наклона зубьев
<span GOST type A",«sans-serif»">Передаточное число редуктора
<span GOST type A",«sans-serif»">Делительный диаметр, мм:
<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни
<span GOST type A",«sans-serif»">колеса
<span GOST type A",«sans-serif»">Диаметр вершин зубьев, мм
<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни
<span GOST type A",«sans-serif»">колеса
<span GOST type A",«sans-serif»">
<span GOST type A",«sans-serif»">
<span GOST type A",«sans-serif»">Диаметр впадин зубьев, мм
<span GOST type A",«sans-serif»"> шестерни
<span GOST type A",«sans-serif»"> колеса
<span GOST type A",«sans-serif»">
<span GOST type A",«sans-serif»">Продолжение таблицы 2
<span GOST type A",«sans-serif»"> Наименование параметров и единиц