АгасянРК 17-МБ-ЭТ1 КП ДМиОК. Реферат Курсовой проект 55 с, 10 рис, 11 табл, 4 источника, иллюстративная часть 1 лист формата А, 1 лист формата Аи лист формата А.
 Скачать 2.69 Mb.
|
|
3.2 Проектный расчет тихоходной передачи Данные, необходимые для проектного расчета тихоходной передачи представлены в таблице 7. Таблица 7 – Данные, необходимые для расчета быстроходной передачи Наименование параметра, размерность Обозначение, численное значение, указание Номинальный вращающий момент на ведомом валу (колесе) проектируемой передачи, Нм T 4 = 669,59 Нм Номинальная частота вращения ведущего вала проектируемой передачи, мин = 306,35 Передаточное число проектируемой передачи U 2 = 4 Расчётное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары, МПа [ H ] = 414,3 Коэффициент ширины зубчатого венца а 0,315 Коэффициент пиковой нагрузки К П = 2,2 Предварительное значение межосевого расстояния a ∗ передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев a ∗ = (U +1)∙ 3 ( 282 ) 2 ∙ T 4 ∙K ∗ ; (9) w 2 J U 2 ∙[o H ] H y∙ƒ ba где K ∗ – предварительное значение коэффициента нагрузки – для быстроходной передачи K ∗ = (1,3…1,45)∙K A ; где K A =1,5; тогда K ∗ =(1,3…1,45)∙1,5=1,95…2,175; примем K ∗ = 2; K K [ H ] = 414,3 МПа – расчетное допускаемое напряжение для материалов зубчатой пары. a ∗ = (4+1) ∙ 3 ( 282 ) 2 ∙ 669,59∙10 3 ∙2 = 248 мм. w J 4∙414,3 1∙0,315 Расчётную величину межосевого расстояния a ∗ округляем до ближайшего стандартного значения, откуда следует, что a w = 250 мм. Назначаем нормальный модуль зацепления m. При твёрдости зубьев колеса и шестерни больше 40HRC принимаем m = (0,01…0,02)∙ a w ; (10) m = (0,01…0,02) ∙ 250 = 2,5…5. Принятое значение нормального модуля должно быть согласовано со стандартным рядом, откуда следует m = 3. Задамся предварительным значением угла наклона линии зубьев Для косозубой цилиндрической передачи þ ∗ = 8°…22°, примем þ ∗ = 20°. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 26 Ʃ 4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса по зависимости Z ∗ = 2∙a w ∙coc þ ∗ ; (11) Ʃ N Z ∗ = 2 ∙ 250 cos(20°) = 156,6 . Ʃ 3 Расчётное значение Z ∗ округляем до целого Z Ʃ = 157. С учётом стандартных значений нормального модуля зацепления m, ме- жосевого расстояния a w и принятого числа зубьев Z Ʃ находим действительный угол наклона линии зубьев β на делительном цилиндре β = arccos( Z Ʃ ∙ N ); (12) 2∙a w 157 ∙ 3 β = arccos( 2 ∙ ) = 19,60981°. 250 Определяем ширину b 2 и b 1 зубчатого колеса и шестерни b 4 = ψ ba ∙ a w = 0,315∙157 = 78,8 мм b 3 = 1,12∙ b 4 = 1,12∙78,8 = 88,3 мм. Расчётные значения b 4 и b 2 округляем до нормальных линейных размеров по ГОСТ 663-69, тогда b 4 = 79 мм и b 3 = 88 мм. Находим коэффициент осевого перекрытия s þ = b 2 sin m > ε β min ; (13) s þ = 79 ∙ sin(19,60981°) 3 ∙ 3,14 = 2,81 > 1,12 . Вычисляем числа зубьев шестерни z 3 и колеса z 4 : Z ∗ = Z Ʃ = 157 = 31,4; 3 U 2 +1 4+1 Z ∗ = Z Ʃ − Z 3 =157-31,4 = 125,6. Расчётные значения Z ∗ и Z ∗ округляют до целых чисел Z 3 =31 и Z 4 =126. 3 4 Фактическое передаточное число передачи ф Z 4 = 126 = 4,06. Z 3 31 Отклонение фактического передаточного числа от заданного AU = ф ∙ 100 ≤ [AU]; (14) U 2 4 − 4,06 AU = 4 ∙ 100 = −1,5 % ≤ ±4% . Основные геометрические размеры зубчатой передачи. Делительные диаметры d = N ∙ Z 3 = 3∙31 = 98,7 мм 3 coc þ coc 19,60981° d = N ∙ Z 4 = 3∙126 = 401,3 мм. 4 Проверка coc þ coc 19,60981° a = d 3 + d 4 = 98,7+401,3 = 250 мм , 2 2 вычисления выполнены с точность до 0,01 мм. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 27 α α Окружная скорость в зацеплении, мс V= n∙d 3 ∙n 3 ; (15) 6∙10 4 3,14 ∙ 98,7 ∙ 172,54 V = 6 ∙ 10 4 = 0,89 . Степень точности по ГОСТ 1643-81 девятая. Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчёте по контактным напряжениям K H2 = K A ∙K HV ∙K Hβ ∙K Hα ; (16) где K HV – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче при расчёте на прочность активных поверхностей зубьев, его находят с учётом назначенной степени точности передачи, окружной скорости в зацеплении и твёрдости рабочих поверхностей зубьев K HV2 = 1 + 0,014 ∙ V = 1 + 0,014 ∙ 0,89 = 1,01246; K Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчёте на прочность их активных поверхностей, определяется в зависимости от расположения зубчатых колёс проектируемой передачи относительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширине колеса K Hβ2 = 1 + 0,33 ∙ ψ bd ; где ψ bd – относительная ширина колеса ∙ 0,945 = 1,27405 ; K Hα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на прочность их активных поверхностей K Hα2 = 1,10 + 0,012 ∙ V = 1,10 + 0,012 ∙ 0,89 = 1,11068; K H2 = 1,5 ∙ 1,01246 ∙ 1,27405 ∙ 1,11068 = 2,15 . Коэффициент м, учитывающий механические свойства сопряжённых зубчатых колёс, принимают в зависимости от материалов. Для стальных зубчатых колёс м = 190 Н 0,5 /мм. Коэффициент Н = 2,38, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяем по в зависимости от коэффициента смещения Х исходного контура и угла наклона β линии зубьев надели- тельном цилиндре. Для некоррегированных зубчатых передач Х = 0. Коэффициент Z ε , учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значений коэффициентов торцевого аи осевого перекрытия. Для некоррегированных передач s ≈ [1,88 - 3,2∙( 1 Z 3 + 1 )]∙cosβ; (17) Z 4 s ≈ [1,88-3,2∙( 1 31 + 1 126 )]∙cos 19,60981 ° ≈ 1,65 . Принимаем Z ε = 0,74 . Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 28 Действительное контактное напряжение на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи o = Z ∙ Z ∙ Z ∙ J F t3 ∙K H ∙ ф) ; (18) K M K s b 4 ∙d 3 ф где, F t3 , F t4 – окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н 3 F t3 = F t4 = 2∙T 4 d 4 ∙y = 2∙669,59∙10 401,3∙1 = 3337,1; o = 190 ∙ 2,38 ∙ 0,74 ∙ J 3337,1∙2,15 ∙ 4,06+1 = 379,8 МПа. K 79∙98,7 4,06 Отклонение действительного контактного напряжения H мого [ H ]: от допускае- Ao = [o H ]–o H ∙ 100 = 414,3–379,8 ∙ 100 = 8,33 % . K [o H ] 414,3 При перегрузке отклонение действительного контактного напряжения должно быть не более 5%, при недогрузке не более 15%. В нашем случае недогрузка 8,33 %, что соответствует норме. Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки o K NAS = o K ∙ п ≤ 1120 МПа ; (19) o K NAS = 379,8 ∙ √2,2= 563,3 ≤ 1120 МПа. где K n 2,2 - коэффициент пиковой нагрузки, задан техническим заданием. Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе К = K FV ∙ K Æ ∙ K Fþ ∙ K Fα ; где K FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Числовое значение находим по зависимости K FV2 = 1 + 0,014 ∙ V = 1 + 0,014 ∙ 0,89 = 1,01176; K Fþ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность зубьев при изгибе K Fþ2 = 1 + 0,55 ∙ ƒ bd = 1 + 0,55 ∙ 0,945 = 1,63239; K Fα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. K F2 = 1,01176 ∙ 1,5 ∙ 1,63239 ∙ 1 = 2,48 Проверяем усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба F1 ив опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями o = F t ∙K F ∙F FC3 ∙F þ ≤ [o ]; (20) F3 b 3 ∙ N ∙s α F2 o = F t ∙K F ∙F FC4 ∙F þ ≤ [o ]; (21) F4 b 4 ∙ N ∙s α F2 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 29 где Y FS3 и Y FS4 – коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения Y FS3 и Y FS4 находим с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев Z V3 и Z V4 : Z V3 Z V4 = Z 3 coc 3 þ = Z 4 coc 3 þ = 31 coc 3 19,60981° = 126 coc 3 19,60981° = 44,9 ≈ 45; = 125,4 ≈ 125. Тогда Y FS3 = 3,68 и Y FS4 = 3,58. Коэффициент Y β , учитывающий наклон зубьев Y þ = 1 − s þ ∙ þ 120° ≥ 0,7; (22) Y þ = 1 − 2,81 19,60981° 120° = 0,5 . Так как Y þ ≤ 0,7 , то принимаем Y β = 0,7. Тогда допускаемы напряжения o F1 o F1 = 3337,1∙2,48∙3,68∙0,7 = 48,7 ≤ 292,2 МПа 88∙3∙1,65 = 3337,1∙2,48∙3,58∙0,7 = 53,2 ≤ 259,2 МПа. 79∙3∙1,65 Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки o F3 NA s = o F3 ∙ П ≤ [o F1 NA s ]; (23) o F4 NA s = o F4 ∙ П ≤ [o F2 NA s ]; (24) o F3 NA s = 48,7 ∙ 2,2 = 107,1 МПа ≤ 720,6 МПа o F4 NA s = 53,2 ∙ 2,2 = 117 МПа ≤ 575,4 МПа . Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса d a3 = d 3 + 2 ∙ N = 98,7 + 2 ∙ 3 = 104,7 мм d a4 = d 4 + 2 ∙ N = 401,3 + 2 ∙ 3 = мм. Диаметры впадин зубьев d f3 = d 3 − 2,5 ∙ N = 98,7 − 2,5 ∙ 3 = 91,2 мм d f4 = d 4 − 2,5 ∙ N = 401,3 − 2,5 ∙ 3 = 393,8 мм. Ширина зубчатых венцов b 3 = 88 мм b 4 = 79 мм. Делительное межосевое расстояние а = a w = 250 . Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи. Окружное усилие F t3 = F t4 = 3337,1 Н. Радиальное усилие F = F = F t ∙tg α = 3337,1∙tg 20° = 1289 Н. r3 Осевое усилие r4 coc þ coc 19,6081° F a3 = F a4 = F t3 ∙ tg þ = 3337,1 ∙ tg 19,60981° = 1188,9 Н. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 30 4 Расчет открытой передачи Материалы колес, их механические характеристики, необходимы для расчета открытой передачи представлены в таблице 8. Таблица 8 – Материалы колеси их механические характеристики Характеристики Шестерня Колесо Марка стали Сталь Х ГОСТ 4543-71 Сталь 45 ГОСТ Метод получения заготовки Поковка Поковка Термическая обработка Улучшение Улучшение Интервал твердости, НВ 269…302 235…262 Средняя твердость, НВ ср 285,5 248,5 Предел текучести, Т, Мпа 750 540 Предел прочности, В, Мпа 900 780 Допускаемое контактное напряжение шестерни b колеса – Н, МПа 583 515 Максимально допускаемое напряжение при перегрузках Н NA s ], МПа 2100 1512 Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи межосевое расстояние. Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле a ∗ = 49,5∙(U+1)∙ 3 ( 1 ) 2 ∙ КН (25) w J U ∙[o ] ƒ 2 H2 a где T 5 = 2162,24 – вращающий момент навалу зубчатого колеса КН – коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес, КН = 1; ƒ a – коэффициент ширины колеса. ƒ a = 0,4; u – передаточное число зубчатой передачи, U = оп = 3,47; [o K2 ] – допускаемое контактное напряжение для материала зубчатого колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 31 w 6 Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния a ∗ = 49,5∙(3,47+1)∙ 3 ( 1 2 ∙ 2162,24∙10 3 ∙1 =263,7. w J 3,47∙515 ) 0,4 Значение a ∗ округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора, примем a w = 260. Предварительная ширина колеса и шестерни равна b 6 = ψ ba ∙ a w = 0,4∙260 = 104 мм b 5 = 1,12∙ b 4 = 1,12∙104 = 116,5 мм. Расчётные значения b 5 и b 6 округляем до нормальных линейных размеров по ГОСТ 663-69, тогда b 5 = 117 мм и b 6 = 104 мм. Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале m = (0,01…0,02)∙ a w = (0,01 … 0,02) ∙ 260 = 2,6 … 5,2 . Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду, примем m = 3. Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения Z ∗ = 2∙a w ∙ = 2∙260 = 173 . Ʃ N 3 Вычисляем числа зубьев шестерни z 3 и колеса z 4 : Z ∗ = Z Ʃ = 173 = 38,7; 5 U+1 3,47+1 Z ∗ = Z Ʃ − Z 3 =173 – 38,7 = 134,3. Расчётные значения Z ∗ и Z ∗ округляют до целых чисел Z 5 =39 и Z 6 =134. 5 6 Фактическое передаточное число передачи ф Z 6 = 134 = 3,44. Z 5 39 Отклонение фактического передаточного числа от заданного 3,47 − 3,44 AU = 3,47 ∙ 100 = 0,86 % ≤ ±4% . Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится последующему условию прочности o = 315 ∙ U+1 ∙ J U+1 ∙ T ∙ K ; (26) K a w ∙U b 6 5 KV Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 32 K где K KV – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса приконтактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V, рассчитываемой по зависимости V= n∙ N ∙z 5 ∙n 5 = 3,14∙3∙39∙22,07 = 0,135 мс 6∙10 4 6∙10 4 Степень точности девятая, следовательно K KV = 1,05. Тогда o = 315 ∙ 3,47+1 260∙3,47 ∙ J 3,47+1 ∙ 2162,24 ∙ 10 3 ∙ 1,05 МПа. 104 Отклонение действительного контактного напряжения H мого [ H ]: от допускае- Ao = [o H ]–o H ∙ 100 = 515–487,5 ∙ 100 = 5,34 % ≤ 15% . K [o H ] 515 Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения o K NAS = 487,5 ∙ √2,2 = 723,1 ≤ 1512 МПа. Делительные диаметры d 5 = N ∙ z 5 = 3 ∙ 39 = 117 мм d 6 = N ∙ z 6 = 3 ∙ 134 = 402 мм. Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса d a5 = d 5 + 2 ∙ N = 117 + 2 ∙ 3 = 123 мм d a6 = d 6 + 2 ∙ N = 402 + 2 ∙ 3 = 408 мм. Диаметры впадин зубьев d f5 = d 5 − 2,5 ∙ N = 117 − 2,5 ∙ 3 = 109,5 мм d f6 = d 6 − 2,5 ∙ N = 402 − 2,5 ∙ 3 = 394,5 мм. Ширина зубчатых венцов b 5 = 117 мм b 6 = 104 мм. Делительное межосевое расстояние а = a w = 260 . Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи. Окружное усилие 3 F = F = T 5 ∙(U+1) = 2162,24∙10 ∙(3,47+1) = 10712,9 Н. t5 t6 a w ∙U 260∙3,47 Радиальное усилие F r5 = F r6 = F t5 ∙ tg α = 10712,9 ∙ tg 20° = 3899,2 Н Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 33 3 5 Проектный расчет валов Наименьший диаметр выходного участка вала В, мм, определяется по формуле (27): d = Т (27) J 0,2∙[c] где [v] - допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются вин- тервале [v] = 15…25 МПа. Примем для быстроходного вала = МПа, для промежуточного вала [ v] = 20 МПа, для тихоходного вала [v] = 25 МПа. Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов d ∗ , d ∗ , d ∗ округляются до ближайшего большего стандартного значения по В В В ГОСТ 12080-66. Посадочный диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника П, мм, определяется по формуле (29): П = В + 2 ∙ t; (28) где t - величина высоты перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру, берется из [1, с, табл. Диаметр вала под посадку зубчатого колеса d k , мм, определяются по формуле П + 2 ∙ t . (29) Диаметр буртика для упора зубчатого колеса определяется из выражения б = d k + 2 ∙ t . (30) Диаметр буртика для упора б = П + 2 ∙ t . (31) Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 34 В В В Рассчитаем быстроходный вал. Рисунок 1 – Эскиз быстроходного вала Наименьший диаметр выходного участка вала d ∗ = Т = 3 56,46∙10 3 = 28,6 мм. J 0,2∙[c] J 0,2∙15 Быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой, полученный расчетом диаметр В необходимо согласовывать с диаметром вала электродвигателя d 1 по формуле (28): d ∗ = (0,8. . .1,2) ∙ d 1 ; (32) где d 1 - диметр вала электродвигателя, определяется из [1, с, табл. Бот- куда d 1 = 38. d ∗ = (0.8…1.2) ∙ 38= 30,4…45,6 мм. Окончательно примем В. Диаметр вала под подшипники П = 32 + 2 ∙ 2,5 = 37 мм. Значения посадочного диаметра подшипника кратно пяти, тогда П = 40 мм. Диаметр вала под посадку шестерни ш = 40 + 2 ∙ 2,5 = 45 мм. Диаметр буртика для упора шестерни ш = 45 + 2 ∙ 2,5 = 50 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 35 В Рассчитаем промежуточный вал. Рисунок 2 – Эскиз промежуточного вала Наименьший диаметр выходного участка вала d ∗ = Т = 3 172,54∙10 3 = 35,1 мм. J 0,2∙[c] J 0,2∙20 С учетом формулы (28) округляем значение большего стандартного значения пос, тогда В = 40 мм. Диаметр вала под подшипники П = В = 40 мм. Диаметр вала под посадку зубчатого колеса d k2 = 40 + 2 ∙ 2,5 = 45 мм. Диаметр буртика для упора зубчатого колеса б = 45 + 2 ∙ 2,5 = 50 мм. Рассчитаем тихоходный вал. Рисунок 3 – Эскиз тихоходного вала Наименьший диаметр выходного участка вала d ∗ = Т = 3 669,59∙10 3 = 51,2 мм. J 0,2∙[c] J 0,2∙25 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 36 3 В 4 В Округляем значение большего стандартного значения по ГОСТ 12080- 66, тогда В = 52 мм. Диаметр вала под подшипники П = 52 + 2 ∙ 3 = 58 мм. Значения посадочного диаметра подшипника кратно пяти, тогда П = 60 мм. Диаметр вала под посадку зубчатого колеса d k3 = 60 + 2 ∙ 3,5 = 67 мм, примем d k3 = 70. Диаметр буртика для упора зубчатого колеса б = 70 + 2 ∙ 3,5 = 77 мм, примем d б = 80. Диаметры валов под уплотнение равны диаметрам валов под посадочные кольца подшипников. Рисунок 4 – Эскиз зубчатого колеса Таблица 9 – Размеры зубчатых колес Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 37 Параметр Формула Расчет для первого зубчатого колеса, мм Расчет для второго зубчатого колеса, мм Диаметр ступицы ст = 1,6 d к ст = 1,6 45 = = 72 ст = 1,6 70 = = 112 Длина ступицы ст к … 1,5 ∙ ∙ d к ст 45 … 1,5 ∙ ∙ 40 = 45 … 60 Примем ст 55 ст 79 … 1,5 ∙ ∙ 70 = 79 … 105 Примем ст 85 Толщина обода о ( 2,5 … 4,0) ∙ ∙ о ( 2,5 … 4,0) ∙ ∙ 2 = = 5 … 8; Примем о 8 о ( 2,5 … 4,0) ∙ ∙ 3 = = 7,5 … 12; Примем о 10 Продолжение таблицы 10 Диаметр обода о = d а – 2 о о = 277– 2 ∙ о = 407,3– 2 ∙ −4,5 N ∙ 8– 4,5 2 = ∙ 10– 4,5 3 = = 252 = 373,8 Примем о = 374 Толщина диска с = ( 0,2 … 0,3) ∙ ∙ d к с 2 =( 0,2 … 0,3) ∙ ∙ 40 = с 3 =( 0,2 … 0,3) ∙ ∙ 70 = = 8 … 12 = 14 … 21 Примем с 2 = 12 Примем с 3 = 18 Диаметр центров отверстий в диске отв = 0,5 ост) отв = 0,5 ∙ ∙ (252 + 72)= = 162 отв = 0,5 ∙ ∙ (374+112) = 243 Примем Диаметр ото ст d отв = 4 d = 252–72 = d = 374–112 = верстий отв 4 = 45 отв 4 = 65,5 Примем d отв = 66 Фаски n = 0,5 N n = 0,5 2 = = 1. n = 0,5 3 = = 1,5. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 38 |