Расчёт и конструирование силового

О. В. Ворожцов

 

 

РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ СИЛОВОГО

МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Коробка передач – это агрегат трансмиссии автомобиля, предназначенный для изменения в широком диапазоне крутящего момента, а следовательно, и силы тяги на ведущих колёсах, скорости движения автомобиля, изменения направления движения автомобиля (движение "задним" ходом), а также для длительного разобщения двигателя от ведущих колёс при работе двигателя на "холостом" ходу.

Требования, предъявляемые к коробке передач:

- обеспечение высоких тягово – скоростных и топливно – экономических качеств автомобиля при заданной внешней характеристике двигателя;

- бесшумность в работе и при переключении передач;

- лёгкость и удобство управления, высокий КПД и надёжность;

- оптимальные габаритные размеры и масса;

- простота устройства и обслуживания, ремонтопригодность.

По принципу действия различают ступенчатые, бесступенчатые и комбинированные КП. Ступенчатые коробки передач имеют механический привод перемещения шестерён по валам и ступенчатое изменение передаточного числа. Из – за ряда преимуществ (мéньшие, чем для бесступенчатых, габариты и масса, стоимость, высокие показатели долговечности, надёжности, КПД) преобладают ступенчатые КП.

Ступенчатые КП классифицируют по следующим признакам:

- по числу ступеней (передач прямого хода – четырёх-, пяти- и многоступенчатые);

- по взаимному расположению входного и выходного валов (соосная и несоосная);

- по положению осей валов (с неподвижными осями – вальные, с подвижными – планетарные и комбинированные);

- по числу применяемых валов (двух-, трёх- и многовальные);

- по способу зацепления шестерён (с подвижными шестернями или фрикционными муфтами – синхронизаторами);

- по числу степеней свободы (числу элементов управления для включения определённой передачи).

Основными параметрами ступенчатых коробок передач являются:

- диапазон коробки передач Д_к;

- число ступеней n;

- передаточные числа по ступеням u_m, где m = 1, 2, 3, 4, 5.

В данном курсовом проекте выполняется расчёт двухвальной или трёхвальной соосной коробки передач с двумя степенями свободы для автомобиля с колёсной формулой 4×2 или 4×4 с числом ступеней n = 4 или n = 5. Зацепление шестерён осуществляется зубчатыми муфтами – синхронизаторами.

 

Определение ряда передаточных чисел коробки передач

Общие сведения

Коробка передач является составной частью трансмиссии автомобиля, и при определении низшего и высшего передаточных чисел коробки передач необходимо учитывать передаточные числа главной передачи и раздаточной коробки при наличии таковой. Общее передаточное число трансмиссии на соответствующей m -ной передаче определяют по формуле:

u_Тm = u _{кп m} u _{рк k} u ₀, (1.1)

где u _{кп m} – передаточное число коробки передач на m -ной ступени;

u _{рк k} – передаточное число раздаточной коробки на k -той ступени;

u ₀– передаточное число главной передачи.

Если в трансмиссии отсутствует раздаточная коробка, то u _рк = 1, и выражение (1.1) примет вид:

u_Тm = u _{кп m} u ₀. (1.2)

Раздаточная коробка имеет две передачи (высшую u _рк.в и низшую u _рк.н), и её передаточное число u _рк.в = 1. В некоторых случаях u _рк.в ≠ 1 (например, числа передач раздаточной коробки автомобиля "ВАЗ - 2121" высшей и низшей передач составляют u _рк.в = 1,2 и u _рк.н = 2,135).

Передаточное число первой передачи коробки передач u _кп1 принято называть низшей. Высшей передачей коробки передач является прямая передача (u _кп.выс = 1) или ускоряющая (u _кп.выс < 1). Как правило, для четырёх- и пятиступенчатых коробок передач грузовых автомобилей высшая передача – прямая; для пятиступенчатой трёхвальной соосной коробки передач легкового автомобиля прямой является предпоследняя (четвёртая) передача. Примеры действительных передаточных чисел коробки передач и раздаточной коробки приведены в табл. 1.1.

Таблица 1.1

КПД трансмиссий автомобилей

Автомобиль	Колёсная формула	КПД трансмиссии ηT
легковой	4 × 2	0,9 …0,92
4 × 4	0,88 …0,92
грузовой	4 × 2	0,88 …0,9
4 × 4	0,85 …0,88

 

В качестве низшей передачи КПП u _кп1 принимают u _кп1 = u _{кп1 φ}, причём для преодоления автомобилем сопротивления в начале движения необходимо выполнение условия:

u _{кп1 φ} > u _{кп1 ψ} .

Полученное неравенство u _{кп1 ψ} > u _{кп1 φ} свидетельствует о том, что автомобиль при существующей силе тяги не сможет преодолеть заданные дорожные сопротивления. В этом случае:

- задают более благоприятные условия для движения автомобиля (например, движение только по дороге с асфальтовым покрытием, что приведёт к увеличению коэффициента φ_х и снижению коэффициента ψ_max);

- изменяют конструкцию автомобиля (в частности, изменяют центр тяжести неполноприводного автомобиля, что приведёт к перераспределению нагрузки на ведущую ось в сторону её увеличения, или переходят на полноприводную схему).

Минимальное значение передаточного числа коробки передач на высшей передаче u _кп.в рассчитывают из условия обеспечения заданной максимальной скорости автомобиля:

u _кп.в = 0,3768 , (1.6)

где n_eN – частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной скорости автомобиля (т. е. частота вращения, достигаемая при развиваемой максимальной мощности двигателя N_{e max}), об/мин;

V_max – максимальная скорость автомобиля, км/час;

u _рк.в – передаточное число раздаточной коробки на высшей передаче.

Как уже отмечалось выше, для коробок передач, выполненных по трёхвальной соосной схеме, последняя передача для четырёхступенчатой и четвёртая для пятиступенчатой коробки легкового автомобиля является прямой. Передаточное число пятой повышающей (высшей) передачи может быть определено по формуле (1.6). Как правило, передаточное число повышающей передачи выбирают из условия обеспечения топливной экономичности нагруженного автомобиля и обычно находится в пределах u _{кп. в} = 0,65…0,85.

Для пятиступенчатой двухвальной коробки передач u _{кп. в} определяют по формуле (1.6), при этом значение передаточного числа четвёртой передачи, как правило, находится в пределах u _кп4 = 0,85…0,98.

Валы коробки передач

Вал I	Ведущий
Вал II	Промежуточный
Вал III	Ведомый
Ось IV	Ось промежуточной шестерни

Таблица 2

Таблица 2.1

Таблица 2.2

Относительное время работы на передачах γ _i

Типы автомобилей	Число передач	u кп.в	γ i, %
I	II	III	IV	V
Легковые малого и среднего класса		<1 <1	0,005 0,01 0,005 0,005	0,03 0,08 0,02 0,02	0,2 0,23 0,04 0,15	0,765 0,68 0,185 0,575	- - 0,75 0,25
Грузовые общетранспортного назначения		<1	0,01 0,01 0,01	0,03 0,03 0,03	0,21 0,05 0,12	0,75 0,16 0,64	- 0,75 0,2
Самосвалы и автомобили высокой проходимости		<1	0,05 0,03	0,2 0,12	0,4 0,3	0,2 0,4	0,12 0,15

Скорость автомобиля в конце m -ной передачи согласно (1.6) определяют по формуле:

V_m = 0,3768 . (2.3)

Частота вращения шестерни n_pi будет определяться максимальной частотой вращения вала двигателя n_еN, передаточным числом i -того зацепления u_i и КПД зубчатой передачи η _зп . Для прямозубого зацепления η _зп = 0,98, косозубого – η _зп = 0,97. Частоту вращения шестерни определяют, исходя из кинематической схемы КПП с учётом соответствующих передаточных чисел при допущении, что движение автомобиля происходит на частотах вращения в среднем 0,6 n_еN. Например, для схемы, изображённой на рис. 1, расчётные частоты вращения n_pi в зацеплениях можно определить как:

- для зацепления 1-2 n_pi = 0,6 n_{p 1} = 0,6 n_еN;

- для зацепления 3-4 n_pi = 0,6 n_{p 4} = 0,6 , u _3-4 < 1;

- для зацепления 5-6 n_pi = 0,6 n_{p 5} = 0,6 , u _5-6 > 1;

- для зацепления 7-8 n_pi = 0,6 n_{p 7} = 0,6 , u _7-8 > 1;

Расчётный вращающий момент T_pi, передаваемый i -тым зубчатым зацеплением, определяют с учётом передаточного числа u_i и КПД η _зп зубчатого зацепления в соответствии с кинематической схемой аналогично определению частоты вращения n_pi. Общая формула для определения T_pi:

T_pi = u_i η_з. (2.4)

По результатам расчётов строят циклограмму нагружений коробки передач (рис. 2). При построении циклограммы вращающие моменты должны быть расположены в порядке убывания.

Рис. 2. Циклограмма нагружений коробки передач

Пример. Приведём пример определения наиболее нагруженного зубчатого зацепления для трёхвальной соосной четырёхскоростной коробки передач легкового автомобиля (рис. 1). После определения передаточных чисел определим скорость автомобиля в конце m -ной передачи при заданных значениях n_eN = 116 Н·м и r_k = 281 мм согласно (2.3):

u _кп1 = 3,67; V ₁ = 40,0 км/час;

u _кп2 = 1,94; V ₂ = 72,6 км/час;

u _кп3 = 1,32; V ₃ = 110 км/час.

Определим примерное время работы каждого зубчатого зацепления в соответствии с ресурсом L ₀ = 250 тыс. км согласно формулы (2.2) и данным таблицы 2.2.

Время работы на первой передаче (работают зацепления 1 – 2 и 7 – 8):

T_{s 1} = γ_I = = 52 часа;

Время работы на второй передаче (работают зацепления 1 – 2 и 5 – 6):

T_{s 2} = γ_II = = 172 часа;

Время работы на третьей передаче (работают зацепления 1 – 2 и 3 – 4):

T_{s 3} = γ_III = = 750 часов.

Время работы постоянного зубчатого зацепления с передаточным числом u _пз = u _1-2 будет равно сумме времени работы зубчатых зацеплений по передачам:

T_{s пз} = T_{s 1} + T_{s 2} + T_{s 3} = 974 часа.

Определим передаточные числа каждого i -того зубчатого зацепления согласно (1.11):

u _пз = u _1-2 = 1,54;

u _3-4 = 0,86;

u _5-6 = 1,26;

u _7-8 = 2,38.

Частота вращения:

- шестерни 1 постоянного зацепления (1 – 2) n ₁ = 0,6 n_eN = 3240 об/мин;

- шестерни 7 передачи (7 – 8) n ₇ = = = 2103,9 об/мин;

- шестерни 5 передачи (5 – 6) n ₅ = n ₇ = 2103,9 об/мин;

- шестерни 4 передачи (3 – 4) n ₄ = = = 2165,76 об/мин.

Определим расчётные вращающие моменты, передаваемые каждым зубчатым зацеплением в соответствии с кинематической схемой и (2.4):

T_{p (1-2)} = u _1-2 η _зп = 1,54 · 116 · 0,97 = 173,28 Н·м;

T_{p (3-4)} = T_{p (1-2)} = 173,28 Н·м;

T_{p (5-6)} = u _1-2 u _5-6 = 1,54 · 1,26 · 116 · = 211,78 Н·м;

T_{p (7-8)} = u _1-2 u _7-8 = 1,54 · 2,38 · 116 · = 400,0 Н·м.

По результатам расчётов построим циклограмму нагружений (рис. 3).

Рис. 3. Примерная циклограмма нагружения зубчатых зацеплений КПП

 

В качестве эквивалентного момента принимаем Т _экв = T_{p (7-8)} = 400 Н·м.

Согласно полученным данным, определим наиболее нагруженное зубчатое зацепление:

N _э(1-2) = 60 T_{s пз} n ₁ K _ш1 = 60 · 974 · 3240 · 1· = 82024514 циклов;

N _э(3-4) = 60 T_{s 3} n ₄ K _ш3 = 60 · 750 · 2165,76 · 1· = 42219325,4 цикла;

N _э(5-6) = 60 T_{s 2} n ₅ K _ш5 = 60 · 172 · 2103,9 · 1· = 11495549,7 цикла;

N _э(7-8) = 60 T_{s 1} n ₇ K _ш7 = 60 · 52 · 2103,9 · 1· = 6564168 цикла.

По данным расчётов и циклограммы наиболее нагруженным будет постоянное зубчатое зацепление (1 – 2) N _э(1-2) = 82024514 циклов.

Предварительное определение параметров зубчатой передачи

Предварительно определяют параметры наиболее нагруженной зубчатой передачи (предварительные параметры имеют индекс ″звёздочка″ – ). Алгоритм расчёта представлен на рис. 5.

Диапазон

= ka 1 … ka 2

 

Модуль

=

 

		Коррекция
=

 

ψbа ≈ 0,17…0,23		Коэффициент ψbd
ψbd = 0,5 ψbа (ui +1).

 

Параметр

= ψbа

 

 

 

β^* = arcsin ≤

β^* = arcsin ≥

 

Параметр		Коррекция
=	=

 

 

Коррекция ψbd		Коррекция ψbа
ψbа =

 

Параметр

Рис. 5. Алгоритм расчёта предварительных параметров передачи

 

Предварительное определение межосевого растояния

Межосевое расстояние можно определить по формуле, выведенной по статистическим данным существующих коробок передач:

= k_a , (3.7)

где T _вед – вращающий момент на ведомом валу КПП при включении первой передачи (T _вед = u _кп1), Н·м.

Коэффициент k_a находится в пределах:

- для КП легковых автомобилей k_a = 8,9…9,3;

- для КП грузовых автомобилей k_a = 8,6…9,6.

Для грузовых автомобилей установлен рекомендуемый рациональный ряд межосевых расстояний в зависимости от максимального крутящего момента двигателя (табл. 3.1). Для легковых автомобилей межосевое расстояние находится в пределах а_ω = 60…80 мм.

Таблица 3.1

Межосевое расстояние а_ω для коробок передач грузовых автомобилей

Максимальный крутящий момент Tmax, Н∙м			340…420	700…850	900…1150
Число передач n
Межосевое расстояние аω, мм
П р и м е ч а н и е: значения аω являются ориентировочными.

Предварительное определение модуля передачи

С технологической точки зрения целесообразно выбирать один модуль для всех зубчатых передач КПП. При выборе модуля необходимо учесть, что его уменьшение при увеличении ширины зубчатого венца приводит к уменьшению уровня шума, что наиболее актуально для легковых автомобилей. Для уменьшения массы коробки передач следует увеличивать модуль за счёт уменьшения ширины венцов зубчатых колёс.

Максимально допустимый нормальный модуль определяют из условия неподрезания зубьев колеса у основания, используя значение предварительного межосевого расстояния (3.7):

≈ . (3.8)

Стандартом ОСТ 37.001.222 – 80 установлены значения нормальных модулей m_n зубчатых колёс: 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,5); 4; (4,25; 4,5); 5; (5,5); 6; (7); 8 и т. д. Значение m_n, указанное без скобок, следует предпочитать значению, указанному в скобках.

Для коробок передач механических трансмиссий значение нормального модуля m_n находится в пределах:

- для легковых автомобилей m_n = 2,25 … 3 мм;

- для грузовых автомобилей малой и средней грузоподъёмности m_n = 3,5…4,25 мм;

- для грузовых автомобилей большой грузоподъёмности m_n = 4,25…5 мм.

Полученное значение нормального модуля округляют до ближайшего стандартного значения в бóльшую сторону. По принятой величине уточняют значение межосевого расстояния , которое округляют до сотых кратно 0,05.

Предварительное определение рабочей ширины зубчатого венца

Рабочая ширина зубчатого венца b_ω (мм), делительный диаметр шестерни d _ш (мм) и межосевое расстояние зубчатого зацепления а_ω (мм) находятся в определённых зависимостях, которые учитываются коэффициентами ширины зуба по отношению к межосевому расстоянию ψ_bа и по отношению к делительному диаметру ψ_bd:

ψ_bd = , ψ_bа = , (3.9)

ψ_bd = 0,5 ψ_bа (u_i +1). (3.10)

Коэффициент ширины зубчатого венца по отношению к межосевому расстоянию для передач с твёрдостью зубьев Н_НRC ≥ 45 ψ_bа ≈ 0,17…0,23.

Предварительное определение угла наклона зуба

Зубчатые колёса первой передачи трёхвальных КПП грузовых автомобилей (имеется ввиду зубчатое зацепление, обеспечивающее передачу вращающего момента от промежуточного вала к ведомому) выполняют прямозубыми. Зубчатые колёса постоянного зацепления, обеспечивающие передачу вращающего момента от ведущего вала к промежуточному, для КПП легковых и грузовых автомобилей выполняют косозубыми.

При выборе угла наклона косозубых цилиндрических колёс коробок передач степень перекрытия в осевом сечении должна быть не менее единицы. Угол наклона β^*, удовлетворяющий условию ε_β ≥ 1 согласно формуле (3.4), должен удовлетворять условию:

β^* ≥ arcsin , (3.11)

β_min ≤ β^* ≤ β_max,

где β_max и β_min – максимальное и минимальное значение угла наклона зуба колеса (по табл. 3.2).

Таблица 3.2

Предварительное определение начального диаметра и числа зубьев шестерни

Начальный диаметр определяют по формуле:

= . (3.12)

Затем определяют предварительное количество зубьев шестерни, которое по условию неподрезания зубьев у основания должно быть больше 17:

= ≥ 17. (3.13)

При невыполнении условия (3.13) корректируют модуль зацепления:

= . (3.14)

Значение модуля, полученное по формуле (3.14), округляют до ближайшего бóльшего стандартного значения. Затем корректируют угол наклона зуба β^*, начальный диаметр шестерни , ширину зуба , коэффициенты ψ_bd и ψ_bа (3.9):

β^* = arccos ;

= ;

= .

!

В случае, если условие выполнить невозможно, то есть при коррекции модуля по формуле (3.14) его значение выходит за пределы значений, рекомендуемых для легковых или грузовых автомобилей (стр. 19), или угол наклона β^* не укладывается в соответствующий диапазон значений (табл. 3.2), число зубьев шестерни определяют по формуле (3.13). Получаем, что , то есть рассматриваемое зацепление необходимо выполнить с высотной или угловой коррекцией, значение которой определяют в ходе дальнейшего расчёта геометрических параметров зацепления.

Полученные ориентировочные значения параметров зубчатой передачи КПП сводят в табл. 3.3.

Таблица 3.3

Таблица 4.1

Таблица 5.2

Таблица 5.1

Значение коэффициента K_Hγ

Степень точности
Значение коэффициента KHγ	0,95	1,0	1,05	1,10

Таблица 5.2

Определение межосевого расстояния а

Угол αt	град		Коэффициент ZН	-
Угол	град
Коэффициент KV∆	-		Коэф. KНυ		Коэф. KН	-
Коэффициент KVe	-
Твёрдость HHV	-		Коэф. KНβ
Окружная скорость V ш	м/с
Коэффициент KНω	-
Коэффициент	-
Степень точности передачи	-		Коэф. kНα
Коэффициент KНψ	-
Коэффициент KНγ	-
Расчётный вращающий момент Трi	Н∙м		Межосевое расстояние а	мм
Передаточное число ui	-
Угол наклона зуба β^*	град
Коэффициент ширины ψba	-
Допускаемое напряжение	МПа
Расчётное напряжение σн	МПа		Напряжение σН пик	МПа
Коэффициент динамичности Кд	-
Вращающий момент Те max	Н·м
Предельное допускаемое контактное напряжение	МПа
Межосевое расстояние по пиковой нагрузке а	мм

 

Таблица 6.1

Значение коэффициента K_Fα

Степень точности
kFα			1,08	1,16

6.2. Определение коэффициента формы зуба Y_FS

Расчётное значение коэффициента напряжения изгиба зуба шестерни приближённо можно определить по формуле:

Y_FS = 3,47 + – 29,7 + 0,092 , (6.6)

где х _ш – коэффициент смещения исходного контура шестерни;

z _υ – приведённое число зубьев шестерни.

Значение коэффициента смещения исходного контура х _ш для силовых передач по ГОСТ 16532 – 70 рекомендуется принимать х _ш = х _к = 0,5 (максимальное значение). В косозубых передачах значение х _ш можно определить по формуле:

х _ш = (0,015 z ₁ – 0,04) .

Для прямозубых и косозубых передач значение х _ш должно удовлетворять условию:

х _ш > x_min = 1 – .

Приведённое число зубьев z _υ определяют по формуле:

z_υ = .

6.3. Определение коэффициентов Y_ε и Y_β

Коэффициент Y_ε, учитывающий перекрытие зубьев при расчёте напряжения изгиба для передач:

- прямозубых Y_ε = 1;

- косозубых Y_ε = Z_ε.

Коэффициент Y_β, учитывающий наклон зуба, получен экспериментально:

Y_β = 1 – ε_β ≥ 0,7, (6.7)

где ε_β – коэффициент осевого перекрытия: ε_β = ≥ 1;

β^* – угол наклона зуба в градусах.

 

Таблица 6.2

Определение модуля передачи

Расчётный вращающий момент Трi	Н∙м
Передаточное число ui	-
Допускаемые напряжения при изгибе	МПа
Коэффициент ширины зубчатого венца ψm	-
Делительное межосевое расстояние а	мм
Коэффициент KFα	-		Коэффициент KF
Коэффициент KFβ	-
Коэффициент KFυ	-
Коэффициент смещения х ш	-		Коэффициент KFS
Приведённое число зубьев zυ	-
Коэффициент Yε	-
Угол наклона зуба β^*	град		Коэффициент осевого перекрытия зуба εβ
Ширина зуба	мм
Модуль зацепления	мм
Коэффициент Yβ	-
Действующие напряжения при изгибе σF	МПа
Предельное напряжение изгиба	МПа
Напряжение при пиковой нагрузке σF пик	МПа
Нормальный модуль mn	мм
Межосевое расстояние аω	мм
Ширина зубчатого венца bω	мм

 

Таблица 8.1

Приложение

Таблица П1

Таблица П2

Значения пределов выносливости зубьев σ_{Н lim}, σ_{F lim}, и коэффициентов долговечности S_H и S_F для легированных сталей при цементации и

Цианировании

Марка стали	Термообработка	Твёрдость, HRC	σН lim, МПа	SH	σF lim, МПа	SF
18ХГТ	Цементация	57…63	23 НHRC	1,2		1,55
25ХГТ
20ХНМ
15ХГН2ТА	59…63	850…950	1,7
38ХГМ	46…50
35Х	Нитроцементация (цианирование)	48…55 48…56 50…54			1,55
40Х
40ХН

Таблица П3

Таблица П4

Таблица П5

Таблица П6

Передач по ГОСТ 16532 – 70

Таблица П7

Таблица значений эвольвентной функции invα

ЛИТЕРАТУРА

1. Решетов Д. Н. Детали машин: Учебник для вузов. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

2. Гришкевич А. И. Автомобили: Теория: Учебник для вузов. – Мн.: Выш. шк., 1986. – 208 с.

3. Афанасьев Б. А., Бочаров Л. Ф., Жеглов Л. Ф. и др.; Под общ. ред. Полунгяна А. А. Проектирование полноприводных колёсных машин: В 2 т. Т. 1. Учеб. для вузов. – М.: Изд-во им. Баумана, 1999 – 488 с.

4. Ковалёв А. Ф. Расчёт зубчатых передач: Методические указания к курсовому проекту/ Ковалёв А. Ф. – Владимир: Владим. гос. ун-т, 1998 – 32 с.

5. Родионов Л. Ф., Шадыев Е. Р. Проектировочный тяговый расчёт автомобиля: учебно – методич. пособие / Родионов Л. Ф., Шадыев Е. Р. – Самара: Самар. гос. тех. ун-т, 2008 – 58 с.

6. Положение о техническом обслуживании и ремонте подвижного состава автомобильного транспорта. Утверждено Министерством автомобильного транспорта РСФСР 20. 09. 1984.

7. ГОСТ 17697 – 72 / Автомобили: Качение колеса. Термины и определения.

8. ГОСТ 2.770 – 68 / Правила выполнения кинематических схем. Межгосударственный стандарт.

9. СНиП 2. 05. 07 – 91 / Промышленный транспорт.

10. ГОСТ 21354 – 87 / Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность.

11. ГОСТ 16532 – 70 / Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт геометрии.

12. ГОСТ 13755 – 81 / Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Исходный контур.

О. В. Ворожцов

 

 

РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ СИЛОВОГО

МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА