Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ и классификация механизмов, используемых или пригодных к использованию в мускульном приводе транспортного средства 8
1.1. Понятия циклового и импульсного механизмов привода 8
1.2. Цикловой привод 10
1.2.1. Модификация траектории ведущего элемента 12
1.2.2. Дополнительные приводы входного элемента 13
1.2.3. Передаточный механизм 14
1.2.4. Устройства модификации закона движения 15
1.2.5. Механизмы изменения передаточного отношения 16
1.3. Импульсный привод 17
1.3.1. Входной элемент. 19
1.3.2. Дополнительные устройства возврата и синхронизации педалей 20
1.3.3. Виды передач 20
1.3.4. Механизм свободного хода 22
1.3.5. Аккумулирование энергии 27
1.4.Принципы действия устройств параметрического изменения передаточного отношения импульсного привода 28
1.4.1. Изменение длины плеча ведущего звена 28
1.4.2. Изменение радиуса ведомого звена 30
1.4.3. Включение дополнительных звеньев и варьирование их параметров 31
1.5. Заключение. Постановка задач исследования 32
2. Анализ особенностей функционирования рычажно-зубчатой повышающей передачи и пути ее совершенствования 35
2.1. Структурные особенности механизма 35
2.2. Обеспечение оптимального угла давления в зацеплении рейки с колесом 36
2.2.1. Начальная кривая рейки, соответствующая постоянному углу давления в зацеплении 36
2.2.2. Влияние модификации начальной кривой рейки на угол давления в зацеплении 40
2.3. Определение передаточной функции рычажно-зубчатой передачи 46
2.3.1. Передаточное отношение рычажно-зубчатого механизма с ведущим ползуном 48
2.3.2. Кинематика рычажно-зубчатого механизма с ведущим коромыслом 55
2.3.3. Кинематика рычажно-зубчатого механизма с цевочным зацеплением, 60
2.4. Обеспечение работоспособности рычажно-зубчатой передачи при обратном ходе и в переходных режимах 67
2.5. Выводы 76
3. Параметрический анализ кинематических схем импульсного привода велосипеда 77
3.1. Выбор структурных схем механизма привода 78
3.2. Анализ четырехзвенных механизмов привода 81
3.2.1. Анализ передаточной функции 81
3.2.2. Анализ углов давления 86
3.2.3. Учет направления момента трения в шарнире рейки 89
3.2.4. Выводы по четырехзвенным механизмам 92
3.3. Анализ шестизвенных механизмов привода 92
3.3.1. Механизм с нижним расположением поддерживающего коромысла при изменяемой длине ведущего звена 93
3.3.2. Механизм с верхним расположением поддерживающего коромысла 96
3.3.3. Механизм с верхним расположением поддерживающего коромысла при варьировании параметра стойки 101
3.3.4. Механизм с нижним расположеЕіием поддерживающего трехшарнирного коромысла при варьировании параметра стойки 107
3.3.5. Выводы по шестизвенным механизмам 109
3.4. Анализ восьмизвенного механизма привода 110
3.5. Выводы 112
4. Расчет на прочность рейки импульсного рычажно-реечного механизма 115
4.1. Особенности нагруженности зубчатой рейки 115
4.2. Применение программы АРМ FEM2D метода конечных элементов ; 119
4.3. Расчет коэффициента концентрации напряжения бруса постоянной кривизны с выкружкой методом конечных элементов 124
4.4. Расчет коэффициента концентрации напряжения рейки, выполненной по логарифмической спирали, с выкружками методом конечных элементов 131
4.5. Коэффициент формы зубчатой рейки и расчет на прочность 137
4.6. Выводы 139
5. Конструирование, изготовление и испытание импульсных механизмов привода 141
5.1. Модель четырехзвенного рычажно-реечного механизма с прямолинейной рейкой 141
5.2. Четырехзвенный механизм привода велосипеда с внешним зацеплением рейки с колесом 144
5.3. Шестизвенный механизм привода с регулируемой длиной ведущего коромысла 147
5.4. Шестизвенный механизм привода велосипеда с верхним двуплечим поддерживающим коромыслом
переменной длины 148
5.5. Шестизвенные механизмы с регулированием длины стойки 151
5.6. Возможности применения импульсной рычажно-реечной передачи в приводах технологических машин 157
5.7. Выводы '. 159
Основные результаты работы 160
Список использованных источников
- Модификация траектории ведущего элемента
- Начальная кривая рейки, соответствующая постоянному углу давления в зацеплении
- Учет направления момента трения в шарнире рейки
- Расчет коэффициента концентрации напряжения бруса постоянной кривизны с выкружкой методом конечных элементов
Введение к работе
Причины, поддерживающие неослабевающий интерес к механизмам, приводимым в движение мускульной силой человека, лежат в сферах экономики, экологии и физической культуры. Это и средства малой механизации, и технологические машины, и транспортные средства, в частности велосипеды.
В пределах небольших расстояний, в центральных частях городов, которые часто закрыты для автомобилей с двигателями внутреннего сгорания, применение велотранспорта является одним из наиболее реальных решений проблемы загрязнения окружающей среды. При этом необходимые затраты на организационно-технические мероприятия будут минимальны по сравнению с другими возможными решениями. Актуальной эта тема является и в связи с естественной заботой человека о сохранении и укреплении своего здоровья.
Классическая схема двухколесного велосипеда с вращающимися педалями и цепной передачей в течение длительной истории своего существования доведена до высокой степени совершенства. Возможно, на данном этапе развития технологии она является идеальной для тех моделей велосипедов, которыми пользуются здоровые, физически развитые и специально тренированные люди. Однако область использования мускульной силы человека в приводах транспортных средств шире.
Не всем и не всегда удобно вращательное движение педалей. Людям с ограниченными физическими возможностями, инвалидам, передвигающимся в колясках с ручным приводом, больше подходит возвратное движение педалей (или рукояток) по дуговой или прямолинейной траектории.
С другой стороны, с наличием цепи либо с вращательным движением педалей, плохо сочетаются компоновочные особенности ряда транспортных средств, например, веломобилей.
,
7 Возвратное движение приводных звеньев транспортного средства
может быть преобразовано во вращение ведущего колеса с помощью либо
циклового, либо импульсного механизма. В последнем случае, помимо
возможности включения привода в любой фазе движения педалей (рукояток),
появляется возможность бесступенчатого регулирования передаточного
отношения. Именно этот вариант схемы привода стал предметом
предлагаемого исследования.
Практическое использование импульсного привода не ограничивается только транспортными средствами, однако отработку его принципиальной конструкции и ее апробирование представляется более удобным произвести на обычной схеме двухколесного велосипеда.
Предметом детального исследования, выполненного автором, явился конкретный вид импульсного механизма. Но ввиду отсутствия систематизированной информации, для корректного решения поставленных задач оказалось необходимым уточнение классификационных признаков и проведения патентного поиска в области механизмов, используемых или пригодных к использованию в биоприводах. Этому и посвящен первый раздел диссертации,
Модификация траектории ведущего элемента
В велосипеде по а.с.1130503 траектория ведущего элемента, связанного с ползуном нецентрального кривошипно-ползунного механизма, является прямолинейной.
Существуют предложения использования для модификации траектории ведущего элемента и закона движения передачи и других плоских (пат. ФРГ 3942658, пат. США 4577879, пат. ЕПВ 0285858) и пространственных рычажных (пат. РФ 2170685, а.с. 1369979) механизмов.
Применяются также рычажно-цепные (пат. Франции 2547786, пат. США 4577879, пат. США 4456276, а.с.1497101, а.с.1736824) и зубчато-рычажные механизмы, например, - пат. РФ 2033366, а.с. 975488.
Мускульный привод по пат. РФ 2156713 содержит расположенную в корпусе планетарную передачу с водилом и двумя сателлитами (механизм Лагира). Сателлиты имеют на торцовых поверхностях по одному упорному шипу для передачи мускульного усилия.
Помимо традиционного ножного педального привода транспортных средств, применяются ручной (пат. РФ 2097249, пат. РФ 2170685, а.с. 1421601, а.с. 1505832), седельный (пат. СССР 1237075), голеностопный (а.с. 975488) приводы.
Ручной привод используют вместо ножного в инвалидных колясках (например, а.с. 1012905). В этом случае траектории рукояток ведущих рычагов являются линейными (по дуге окружности).
В конструкциях велосипедов и веломобилей ручной привод применяют в сочетании с ножным приводом. Используются плоское вращательное (пат. Франции 2699884, а.с. 1505032, пат. ЕПВ 0285115, пат. США 4479660, пат. РСТ 85/01712, пат. РФ 2097249) и качательное (пат. США 4886287, пат. РСТ 90/03304, а.с, 1643306) движение рук. В последнем случае привод от рук обычно является не цикловым, а импульсным. Дополнительный ручной привод делает транспортное средство полноприводным, но усложняет его управление.
Седельный привод тоже идет в дополнение к ножному приводу (пат. РСТ 94/06673, пат. СССР 1237075). Для движения водителя достаточно лишь одной педали, поэтому велосипедом могут пользоваться и инвалиды.
Педальный голеностопный привод, содержащий планетарную передачу (а.с. 975488), повышает нагруженность голеностопных мышц ног.
Назначение передаточного механизма в транспортном средстве с мускульным приводом (велосипеде) - передача вращения с одной оси на другую (находящуюся на значительном расстоянии) и повышение частоты вращения ведомого звена по сравнению с частотой ведущего (мультипликация).
Передаточный механизм без особенностей - цепная передача с постоянным передаточным отношением. Однако вполне работоспособными являются схемы и с другими видами передаточных механизмов.
Известен, например, зубчатый привод велосипеда (пат. США 4447068, пат. США 4943077, пат. РСТ 93/09992), который содержит две конические зубчатые передачи и карданный вал. Такие конструкции компактны, но дороги и сложны в изготовлении. Существуют приводы, составленные только из цилиндрических зубчатых колес (пат. ЕПВ 0285858).
Рычажные механизмы, отмеченные выше (пат. ЕПВ 0285858, а.с. 1418176, пат. Франции 2547786, пат. ФРГ 3942658), а также (пат. Германии 4137078, пат. РФ 2158212) используются в приводах велосипедов, но с их помощью не удается изменить передаточное отношение і, поэтому, как правило, они применяются в сочетании с цепными и зубчатыми передачами.
Существуют схемы, в которых используются зубчатые передачи (пат. ФРГ 3703312), в том числе планетарные (пат. РФ 2156713, пат. ЕПВ 0524S01) в сочетании с цепными (пат. РФ 2098309).
Ременные передачи использованы в конструкциях (пат. США 4741546, пат. ФРГ 3914902, пат. РСТ 90/03303, пат. США 4743041). Имеются предложения использования кулачковых (а.с. 1803342, пат. РФ 2043240) и винтовых (заявка РФ 97118162) передаточных механизмов.
Помимо механических, известны гидравлические (пат. США 5346234) приводы транспортных средств, приводимые в действие мускульной силой человека.
Как отмечено выше, наиболее распространенной передачей привода велосипеда является цепная. Поэтому большинство усовершенствований относится именно к ней. Одно из них - модификация закона движения при сохранении равномерного вращательного движения входного элемента.
Наиболее известными являются решения с некруглой звездочкой, например, эллиптической [31]. Существует предложение (пат. РФ 2166452), в котором ведущее звено представляет собой вытянутую пластину с зубчатыми полуокружными торцами. В других устройствах некруглая звездочка связана с входным валом дополнительной цепной передачей (а.с. 1316904).
В изобретениях (а.с. 1562219, пат. Франции 2633241) движение с входного вала на ведущую звездочку передается зубчатой передачей с эллиптическими колесами. Известны устройства, в которых круглая звездочка в процессе работы функционально заменяет некруглую звездочку вследствие смещения ее центра относительно оси вращения по направляющим (а.с. 1323456).
Начальная кривая рейки, соответствующая постоянному углу давления в зацеплении
В мускульном приводе транспортного средства (а.с. 785104) педали, совершающие возвратно-поступательные движения, установлены на рычагах, от которых усилия на приводную цепь передаются через дополнительные тяги и коромысла. Длины тяг и длина плеча коромысел регулируются и перед началом эксплуатации привода устанавливаются в соответствии с длиной голени и бедра ноги водителя.
В приводах по а.с. 1065279 и по а.с. 1326494 применен кулисный механизм передачи усилия от качающего педального рычага к тяге ведущей звездочки. Другое решение (а.с. 1217712): для изменения плеча действия силы тяги применен дополнительно гибкий элемент.
В конструкции (а.с. 1470605) за счет использования усилия от демпфера одностороннего действия происходит автоматическое бесступенчатое изменение передаточного отношения привода со стабилизацией усилия воздействия на педаль. Эта же цель на основе того же принципа, но другими конструктивными средствами достигнута в приводе (а.с. 1572914). В нем роль демпфера одностороннего действия выполняет маховик с обгонной муфтой.
Проведенный анализ существующих схем и конструктивных решений, а также тенденции их развития позволяет сделать следующие выводы. 1. Количество технических решений в области биоприводов исчисляется тысячами и интенсивно растет в последние годы. При этом количество предложений, направленных на усовершенствование цикловых и импульсных приводов, примерно одинаково. 2. Импульсные механизмы для мускульных приводов с колебательным движением ведущего звена имеют преимущество, поскольку: а) в них нет "мертвых" зон, а это повышает эффективность привода; б) более широки возможности параметрического изменения передаточного числа, что упрощает конструкцию механизма переключения скорости; в) линейная (незамкнутая) траектория ведущего звена лучше «вписывается» в некоторые конструкции транспортных средств. В связи с этим для дальнейшего исследования выбран импульсный вариант привода. 3. По нашему мнению, импульсный привод должен обладать следующими свойствами: а) в нем должен присутствовать механизм синхронизации педалей. Предпочтение нужно отдать раздельным (несовмещенным с передачей) системам. Оптимальной считаем конструкцию, предложенную в патенте Франции 2646825. Она проста, надежна и обеспечивает безударный режим работы; б) передаточный механизм должен быть рычажно-зубчатым, так как в рычажной части удобнее всего осуществлять варьирование передаточного числа; в) перспективным выглядит применение механизмов, совмещающих функции передачи и МСХ. Заслуживают внимания системы с плавающим промежуточным колесом [6] и с зубчатой рейкой [4]. Второй конструкции на данном этапе нами отдано предпочтение по соображениям компоновочного характера, а также возможности варьирования передаточного числа по простейшей схеме. Эта конструкция мало изучена и пока не нашла соответствующего применения. Она и составляет основной предмет исследования данной работы; г) применение аккумулятора энергии - очень перспективное направление именно для импульсных систем, однако существующие конструктивные решения не всегда приемлемы: они или слишком сложны, или громоздки, или малоэффективны.
Таким образом, на основании изложенного, импульсный механизм биопривода, по нашему мнению, должен иметь следующую структуру (рис. 1.11). Наименее исследованный элемент данной системы — это рычажно-зубчатая (реечная) передача, одновременно выполняющая функции МСХ. Задачами исследования, нашедшего отражение в последующих главах, являются: 1. изучение особенностей функционирования и критериев работоспособности рычажно-зубчатого (реечного) мультипликатора. 2. Выбор рациональных структурных схем рычажно-зубчатых механизмов и оптимальных значений их параметров. 3. Исследование особенностей прочностного расчета реечного механизма. 4. Разработка и испытание экспериментальных конструкций велосипеда с импульсным приводом на основе рычажно-зубчатого механизма.
Учет направления момента трения в шарнире рейки
Влияние изменения угла давления в паре «собачка - храповик» в пределах а = 35 ± 5 на упомянутые ограничения 1- 4 оказалось незначительным.
При переходе от внешнего касания собачки с храповиком к внутреннему (рис. 3.5 б) значения угла давления a D (те. положение кривых 1, 2) не меняется, а ограничение, отображенное кривой 3, исчезает. Влияние параметров г и I] с достаточной для проектных расчетов точ 1-г ностыо удалось учесть путем перехода к критерию - вторая ось орди СТП нат на рисунке 3.6.
Практические выводы выполненного исследования состоят в следующем. Для использования механизма при постоянных длинах звеньев (т.е. фиксированном отношении // /г) оптимальными являются значения парамет / -г ра -—- = 0,6...0,7. При этом, в пределах принятых ограничений, обеспечива cm ется максимальный размах коромысла Afi =100.
Требуемый размах коромысла Л/Ї =60 обеспечивается в широком диапазоне варьирования длин коромысла h , что позволяет использовать схему в вариаторах.
Диапазон рабочих параметров в рассматриваемой передаче с внутренним зацеплением несколько шире, чем при внешнем зацеплении (за счет отсутствия конструктивного ограничения, связанного с приближением рейки к оси В - кривая 3 на рисунке 3.6). Амплитуда изменения угла давления ап практически определяется изменением угла /3 поворота коромысла. Так, при допускаемой величине ctD=30 размах коромысла AJ3 = 60, а при ат - 45 - Др = 90... 100, то есть различие практически постоянно и равно двухкратному (рис. 3.6).
В схеме в (рис. 3.1) ограничение OLD 45 также не лимитирует заданного коэффициента варьированшя KV В рабочем диапазоне углов q .
Как показано выше (раздел 2.4), применяя подтормаживающее устройство в шарнире рейки и коромысла, удается добиться безударной работы механизма в фазе обратного хода и улучшений условий входа рейки в зацепление. Рассматривая рисунок 3.1, можно сделать вывод о том, что в схеме а при /j Іст направление момента сил трения в шарнире является неблагоприятным, в силу чего в диапазоне параметров lcm U данная схема без дополнительных устройств в приводе велосипеда применяться не может. Схемы бив (рис. 3.1), напротив, являются благоприятными в этом отношении.
Рассмотрим условия функционирования схемы а (рис. 3.1) в случае, когда /; 1ст. Такой механизм показан на рисунке 3.7. Результаты определения угла входа 9 в зацепление в зависимости от угла ф поворота коромысла представлены на рисунке 3.8. Кривые 1-3 получены при 1СМ /г= 3, а величина /; /г соответственно равна 4; 4,5 и 5. Для кривых 4-6 lcmfr = l,z l/r составляет 8; 8,5 и 9 соответственно. Положительный угол 9 соответствует направлению входа в зацепление, сонаправлешгому движению зубьев колеса. Отрицательный угол & соответствует встречному движению зубьев рейки и колеса в момент контакта. уменьшается при сближении величин // и 1Ст и увеличивается с возрастани ем разницы , cm
По результатам анализа кривых и(ф) (рис.3.3 б) использоваться может только участок ф, начиная с ф= 10. При этом по углу S условия благоприятны только при входе, далее - на пределе работоспособности.
Таким образом, четырехзвенные механизмы импульсного рычажно-зубчатого привода могут быть применены в велосипеде при следующих условиях: - схема 3.1 а (внутреннее зацепление) при l} s lcm - для постоянных передаточных чисел; - схема 3.1 б (внешнее зацепление) при l} /ст - в широком диапазоне параметров, в том числе в вариаторе (lj= var); - схема 3.1 б (внутреннее зацепление) удачна по всем параметрам, но она не компонуется в заднеприводном велосипеде. Ее применение целесообразно в сочетании с дополнительными звеньями, то есть в шестизвенных механизмах (см. раздел 5).
Шестизвенные механизмы, как указано выше, получены путем добавления промежуточного звена и поддерживающего коромысла к конструкции четырехзвенного механизма. Для анализа выбраны схемы г, д, е, ж рисунка 3.1, наиболее удобные для применения на двухколесном велосипеде с нож ным приводом на заднее колесо и для изменения передаточного отношения, то есть для «переключения скоростей».
Рассмотрим механизм привода велосипеда, имеющий схему, представленную на рисунке 3.1 г. В этом механизме (рис. 3.9) шарниры В, К, А крепления звеньев не меняют своего положения на стойке (раме велосипеда). В шарнире С к ведущему звену крепится педаль. Неизменными в механизме являются длины L = ВС; m = CD; р = DD2; с = КХЬ; h = YA; b = ХА.
Расчет коэффициента концентрации напряжения бруса постоянной кривизны с выкружкой методом конечных элементов
Рассмотренный в разделах 4.1- 4.4 порядок расчета наибольших напряжений является затруднительным применительно к зубчатой рейке, выполненной по логарифмической спирали, поскольку в этом случае необходимо знать номинальные напряжения, а следовательно, - величину эксцентриситета для опасного сечения. Величина эксцентриситета вычисляется через координаты логарифмической спирали.
С целью упрощения расчетов на прочность зубчатой рейки, выполненной по логарифмической спирали, воспользуемся подходом, принятым в настоящее время для расчета на изгибную прочность зубьев зубчатых колес [8].
Представим формулу для определеЕіия максимальных напряжений в опасном сечении исследуемой рейки в следующем виде: где Р - сила, действующая на зубчатую рейку; Кр - коэффициент формы зубчатой рейки, равный максимальному местному напряжению, возникающему на дне выкружки рейки единичной толщины под действием единичной силы; Ъ - фактическая толщина рейки. Входящий в выражение (4.3) коэффициент формы получен делением на 1000 значений максимальных напряжений таблицы 4.3. Для определения величин YF зубчатой рейки, выполненной по логарифмической спирали с указанными выше параметрами выкружек, построены графики (рис. 4.17). Так же как на рисунке 4.16, здесь сплошными линиями указаны результаты, полученные для внутреннего зацепления рейки со звездочкой, пунктирными - для внешнего зацепления, а указанные на линиях числа обозначают высоту поперечного сечения рейки h.
Для проведения расчета на прочность зубчатой рейки необходимо, как обычно, составить условие прочности и сравнить получаемые по формуле (4.3) напряжения с допускаемым напряжением.
Следует отметить, что расчетная модель, использованная в пунктах 4.4. и 4.5, более точно учитывает особенности геометрии зубчатой рейки, но данные получены только для радиуса выкружки, равного го— 3,9 мм с шагом / = 12,7 мм.
Расчетная модель, используемая в.п. 4.3, является более грубой, однако охватывает довольно большой диапазон изменения параметров.
Сравним результаты, получаемые из этих двух моделей. Например, для рейки длиной 400 мм, высотой сечения 15 мм (внутреннее зацепление) коэффициент концентрации напряжений к = 1,62 (табл. 4.3 и график рис. 4.16). Для того, чтобы воспользоваться графиками (рис. 4.11 и 4.12), необходимо знать радиус кривизны. Его определим по формуле, приведенной в п.4.1: гЛ/= 291,4658 мм. Тогда для схемы 4.8 имеем г = гм = 291,4658 мм; И =15 мм; Д = 0; R = r+h = 306,4658 мм; R/h = 20,431; r0/h = 3,9/15 = 0,26. Из рисунка 4.11 (при rQ/h = 0,2) имеем к = \,11. Из рисунка 4.12 (при r0/h = 0,3) имеем к = 1,4475. Применяя линейную интерполяцию, для рассматриваемого случая r0/h = 0,26, получаем к— 1,58. Таким образом, в рассмотренном примере отклонение результата, полученного для более грубой модели, составляет 2,5% по сравнению с результатом, полученным для более точной модели (рейки).
1. Методом конечных элементов на основе расчетной модели в виде кривого бруса постоянной кривизны с выкружкой, испытывающего виецентрен-ное растяжение или сжатие, получены графики для определения теоретического коэффициента концентрации напряжений в широком диапазоне изменения параметров зубчатой рейки.
2. Методом конечных элементов получены графики для определения теоретического коэффициента концентрации напряжений для рейки, выполненной по логарифмической спирали, с рядом односторонних выкружек, испытывающей внецентренное растяжение или сжатие, при варьировании размеров поперечного сечения рейки и ее длины.
3. Предложен метод расчета на прочность зубчатой рейки при помощи коэффициента формы рейки.
Работоспособность основных схем предложенных рычажно-реечных механизмов привода проверялась в процессе испытания их действующих моделей и опытных образцов. Модель четырехзвенного рычажно-реечного механизма с прямолинейной рейкой Модель механизма показана на рисунках 5Л (схема) и 5.2 (фото). Она содержит ведущее коромысло 1 и ведомое зубчатое колесо 2 с маховиком 5, шарнирно закрепленные на стойке, а также промежуточное звено - рейку 3. В качестве ведомого колеса 2 использована стандартная звездочка цепной передачи велосипеда. Рейка 3 имела зубья, выполненные в виде цевок - роликов от велосипедной цепи, надетых на оси. Поворачивая рейку 3 относительно кронштейна 4, можно было изменить плечо h, а также характер касания рейки с колесом с внутреннего (а) на внешнее (б). Угол давления а в зацеплении зависел от плеча h и фазы зацепления.
В процессе испытания модели оценивалась общая работоспособность передачи, эффективность функционирования подтормаживающего устройства в шарнире 1-3 (крепления коромысла 1 и рейки 3) в зависимости от профиля зубьев колеса 2. Для испытаний зацепления использовались звездочки цепной передачи с шагом t= 12,7 мм и числом зубьев z = 18 двух вариантов исполнения (рис. 5.3):
