Рис.8 Крышка |
Рис.9 Манжета |
5.Расстояния между деталями передачи.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор(рис.8) с.48[2]:
a≈ 3
L+3 ≈ 3
332 +3 ≈10 мм
где L – расстояние между тихоходным и быстроходным валом. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес(рис.10):
b0 ≥3 a=30 мм
Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора: c = (0.3... 0.5) a = 0 .4 10 = 4 мм
Рис 10. Компановка червячного редуктора.
6. Выбор материалов для зубчатых колес.
Для венца червячного колеса Бр05Ц5С5 выбираю (HRC=30, приложение№1), для вала-червяка выбираю Сталь 35ХМ(HRC=49,0, приложение№1)
7 Расчет допускаемых напряжений.
Расчет был выполнен с помощью ЭВМ (см. приложение №1)
8. Расчет межосевых расстояний. Определение размеров зубчатых колес.
Расчет был выполнен с помощью ЭВМ (см. приложение №1)
9.Выбор способов смазывания и смазочных материалов.
Применяю картерное смазывание, т. к. окружная скорость
V = |
π n2 d2 |
= |
π 82 340 10− 3 |
= 2.9 м/сек |
|
30 |
|||||
|
|
30 |
|
где n2 частота вращения тихоходной ступени, d2=340 мм делительный диаметр
червячного колеса.
Выбираю масло марки И-Г-А-32 с.198 табл. 11.1 и 11.2 [2]. Погружаем в масло колеса обеих степеней передачи(рис.11). Допустимый уровень погружения колеса в масляную ванну:
hm =(4 m...0.25 d2T)=(8...50,8)мм = 22 мм,
где m = 5 мм модуль зацепления, d2T= 203,540 мм делительный диаметр колеса тихоходной ступени (приложение №1).
Рис.13 Уровень масла.
10.Выбор и расчет муфт.
Для передачи момента с вала электродвигателя на входной вал редуктора использую муфту упруго-компенсирующую (рис. 14), таблица 3, с.288[3].
Рис. 14
Расчет подшипников.
10.1 Расчет подшипников на быстроходном валу:
10.2.1 Исходные данные |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
l1 |
= 117 мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
l2 |
= 114 мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
l3 |
= 95 мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
d2 |
= 100 мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Ft2 |
= 329 Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Fa2 |
= 3119.4 Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Fr2 |
= 1135 Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
10.2.2. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении в плоскости YOZ |
|
||||||||||||||||||||||
ΣM1 = 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Fa2 d2 |
|
0.5 − Fr2 l1 + Ry2 (l1 + l2) = 0 |
|
|
|||||||||||||||||||
Ry2 |
= |
|
(Fr2 l1 − Fa2 d2 |
0.5) |
= |
1135 117 − 3119.4 100 0.5 |
= −100.3 |
H |
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
(l1 |
+ l2) |
|
|
|
117 + 114 |
|||||||||||||
ΣM2 = 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Fa2 d2 |
|
0.5 + Fr2 l2 − Ry1 (l1 + l2) = 0 |
|
|
|||||||||||||||||||
Ry1 |
= |
|
(Fr2 l2 + Fa2 d2 |
0.5) |
= |
1135 114 + 3119.4 100 0.5 |
= 1235.3 |
H |
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
(l1 |
+ l2) |
|
|
|
117 + 114 |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Проверка: ΣY = 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
Ry2 + Ry1 − Fr2 = −100.3 + 1235.3 − 1135 = 0 |
|
|
|||||||||||||||||||||
10.1.3. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении в плоскости XOZ |
|
||||||||||||||||||||||
ΣM1 |
= 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
−Rx2 |
(l1 + l2) |
+ Ft2 l1 = 0 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
Rx2 = |
|
|
Ft2 l1 |
= |
|
|
329 117 |
= |
|
166.6 H |
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
(l1 + l2) |
|
|
117 + 114 |
|
|
|
|
|||||||||||||||
ΣM2 |
= 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Rx1 (l1 + l2) |
− Ft2 l2 = 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
Rx1 = |
|
|
Ft2 l2 |
= |
|
|
329 114 |
= |
|
162.4 H |
|
|
|||||||||||
|
(l1 + l2) |
|
|
117 + 114 |
|
|
|
|
|
||||||||||||||
Проверка: ΣX = 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
Rx1 + Rx2 − Ft2 |
= 162.4 + 166.6 − 329 = 0 |
|
|
||||||||||||||||||||
10.2.4 Суммарная реакция опор: |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= 1246 H |
|
|
||||||||||
R1 = |
|
|
Ry12 + Rx12 |
= |
|
1235.32 + 162.42 |
|
|
|||||||||||||||
R2 = |
|
|
Ry22 + Rx22 |
= |
|
(−100.3)2 + 166.62 |
= 194.5 H |
|
|
||||||||||||||
10.1.5 Радиальные реакции опор от действия муфты: |
|
|
|||||||||||||||||||||
Fk |
|
= |
Cp |
где |
Cp = |
220 - радиальная жесткость муфты, с.108, табл.7.1 [2]; |
|||||||||||||||||
|
= 0.3 -радиальное смещение валов; |
|
|
||||||||||||||||||||
Fk |
|
= |
Cp 3 |
|
|
|
|
= 220 3 |
|
0.3 = 534.0Н |
|
|
|||||||||||
|
T2 |
|
|
531 |
|
|
|||||||||||||||||
ΣM1 |
= 0 |
|
|
|
|
+ Rk2 (l1 + l2) |
|
|
|
|
|
||||||||||||
−Fk (l1 + l2 + l3) |
= 0 |
|
|
|
|
||||||||||||||||||
Rk2 = |
|
Fk (l1 |
+ l2 + l3) |
= |
534.0 (117 + 114 + 95) |
= |
753.0 H |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
l1 |
+ l2 |
|
|
|
117 + 114 |
||||||
ΣM2 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
= 0 |
|
(l1 + l2) |
|
|
|
|
|
|||||
−Fk (l3) − Rk1 |
= 0 |
|
|
|
||||||||
Rk1 = |
|
−Fk (l3) |
= |
−534.0 95 |
= −219.0 H |
|
|
|||||
|
(l1 + l2) |
|
117 + 114 |
|
|
|||||||
Проверка: ΣY = 0
Rk1 + Rk2 − Fk = −219.0 + 753.0 − 534.0 = 0
В дальнейших расчетах направления векторов реакций опор от действия муфты условно принимают совпадающими с направлениями векторов реакций от сил в зацеплении. 10.1.6 Реакции опор для расчета подшипников.
Fr1max = Rk1 + R1 |
= −219.0 + 1246.0 = 1027 H |
с. 116 [2] |
|||
Fr2max = Rk2 + R2 |
= 753.0 + 194.5 = 947.5 H |
|
|||
Внешняя осевая сила, действующая на вал, |
|
||||
Famax = Fa2 = 3119.4 H |
|
|
|||
Для Iн = 2 типового режима KE = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки: |
|
||||
Fr1m = |
KE Fr1max = |
0.56 |
1027 = 575.1 H |
|
|
Fr2m = |
KE Fr2max = |
0.56 |
947.5 = 530.6 H |
|
|
Fram = |
KE Famax = |
0.56 3119.4 = 1746.9 H |
|
||
выбран |
подшипник 7209А ГОСТ 27365-87 см. п4 e1 = 0.4 Y1 = 1.5 Y0 = 0.8 α1 |
= 11 |
|||
Схема установки подшипников в распор. рис 14
рис 14. Схема установки подшипников в распор.
Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы
Fam1 = |
0.83 e1 Fr1m = |
0.8 0.4 575.1 = 190.9 H |
|
|
|
|
с. 121 [2] |
||||||||
Fam2 = |
0.83 e1 Fr2m = |
0.8 0.4 530.6 = 176.2 H |
|
|
|
|
|
||||||||
Fam2 ≥ Fam1и Fa1 |
≥ 0 тогда |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Fa_1 |
= Fam2 = 176.2 H |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Fa_2 |
= Fam1 + Fa2 = 190.9 + 3119.4 = 3310.3 H |
|
|
|
|
|
|||||||||
Отношение |
Fa_1 |
|
= |
176.16 |
= 0.33 что меньше e = 0.4 |
тогда X |
1 |
= 1 Y |
1 |
= 0 |
|||||
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
(1 Fr2m) |
|
|
530.6 |
|
1 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при |
|
с. 121 [2] |
|||||||||||||
KБ = 1.4 ; KТ = 1 |
(t<1000C) |
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
PR1 |
= |
(1 X1 Fr1m + Y1 Fa2) KБ KТ = |
(1 575.1 + 0 3119.4) 1.4 = 805.2 |
|
H |
||||||||||
PR2 |
= |
(1 X1 Fr2m + Y1 Fa2) KБ KТ = |
(1 530.6 + 0 3119.4) 1.4 = 742.8 H |
||||||||||||
Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при
a |
= 1 |
|
a |
= 0.6 |
k = |
10 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
1 |
|
|
23 |
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3 k |
|
|
|
|
|
|
|
|
10 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
С1 10 |
|
10 |
6 |
|
|
|
62.7 10 |
3 |
3 |
10 |
6 |
|
|
||
L |
:= |
a |
a |
|
|
|
|
|
|
= 0.6 |
|
|
|
|
|
= 9353879.2 часов. |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
ah |
1 |
23 |
PR2 |
|
|
60 n1 |
|
|
742.84 |
|
|
60 2820 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
Расчетный ресурс больше требуемого. Проверка выполнения условия Prmax ≤ С1
Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы
Fam1 = |
0.83 e1 Fr1max = |
0.83 |
0.4 |
1027 = |
341.0H |
|
|
|
|
|
|||||
Fam2 = |
0.83 e1 Fr2max = |
0.83 |
0.4 |
947.5 = |
314.6H |
|
|
|
|
|
|||||
Т.к. |
Fam2 ≥ Fam1и Fa1 |
≥ 0 тогда по табл 7.4 с. 112 [2] |
|
|
|
|
|
||||||||
Fa_1 |
= Fam2 = 314.6 H |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Fa_2 |
= Fam1 + Fa2 = 341.0 + 3119.4 = 3460.0 H |
|
|
|
|
|
|
||||||||
Отношение |
Fa_2 |
= |
3460.0 |
= 3.7 что меньше e = 0.4 |
тогда X |
1 |
= 0.4 Y |
1 |
= 1.5 |
||||||
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
(1 Fr2max) |
|
|
947.5 |
|
|
1 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
PRmax = (1 X1 Fr2max+ Y1 Fr2max) KБ KТ = (0.4 947.5 + 1.5 947.5) 1.4 = 2520.3 H
тк расчетный ресурс больш требуемого и выполнено условие PRmax ≤ 0.5 С1 то придворительно назначенный подшипник 7209А ГОСТ 27365-87 пригоден.
11 Окончательное конструирование валов.
11.1 Выбор шпонок.
Исходные данные
dв1 := 36 мм - диаметр вала (входной хвостовик)
dв7 := 65 мм - диаметр вала под ступицу зубчатого колеса dв5 := 45диаметр вала (выходной хвостовик)
Выбор шпонки проводится по ГОСТ 23360-78 Парметры выбранных шпонок сведен в таблицу 5
в |
t2 |
h |
t1 |
d |
r |
lр |
l |
Рис. 16 Шпоночное соединение
1 |
Под муфту(хвостовик |
36 |
10 |
8 |
5 |
3,3 |
40 |
|
цилиндрический) |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
Под зубчатое колесо |
65 |
16 |
10 |
6 |
4,3 |
82 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3 |
Под звездочку(хвостовик |
45 |
18 |
11 |
7 |
4,4 |
65 |
|
цилиндрический) |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
11.2 Проверка шпонок на смятие:
|
2 T 103 |
|
σсмятия = |
|
≤ σadm |
d (h − t1) (l − b) |
||
где
h -высота шпонки, мм; t1 -глубина паза вала, мм;
l -длина шпонки, мм; b -ширина шпонки, мм;
для стали |
σadm := 120 МПа |
|
|
2 T1 103 |
||||||||
Хвостовик входной: |
σсмятия_1 := |
|
|
|
||||||||
dв1 (h1 − t11) (L1 − b1) |
|
|
||||||||||
σсмятия_1 |
= |
2 18.2 103 |
= 11.2 < σadm = 120 МПа |
|||||||||
36 (8 − 5) (40 − 10) |
|
|||||||||||
Под зубчатое колесо: σсмятия_2 := |
|
|
|
|
|
2 T2 103 |
||||||
dв7 (h2 − t12) (L2 − b2) |
|
|
||||||||||
σсмятия_2 |
= |
2 531 103 |
|
= 61.9 < σadm = 120 МПа |
||||||||
65 (10 − 6) (82 − 16) |
|
|||||||||||
Хвостовик выходной: |
σсмятия_3 := |
|
|
2 T2 103 |
||||||||
|
2 dв5 (h4 − t14) (L4 − b4) |
|
||||||||||
σсмятия_3 |
= |
2 531 103 |
|
|
= 108.8 < σadm = 120 МПа |
|||||||
2 45 (9 − 5.5) (45 − 14) |
||||||||||||
11.3. Вывод
11.3.1 Парметры выбранных шпонок являются предварительными и могут бытьизменены при дальнейших уточненных расчетах вала ослабленных шпоночным пазом.
11.3.1 Парметры выбранных шпонок являются исходными данными для дальнейших расчетов.
12. Конструирование корпуса редуктора.
Толщина стенки основания и крышки редуктора: L = 116 + 292
б |
= 3 |
|
= 3 |
|
|
= 7 мм примем б = 8 мм |
|
|||||
L |
116 + 292 |
|
||||||||||
ос |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ос |
|
|
бкр |
= бос = 8 мм |
|
|
|
||||||||
Диаметр фундаментальных болтов: |
|
|
|
|||||||||
dф = 2 3 |
|
= 2 3 |
|
= 14.8 ммпримем dф. |
= |
18 мм |
||||||
L |
116 + 292 |
|||||||||||
Диаметр болтов: у подшипников |
|
|
|
|||||||||
dпод |
= 0.7 dф. = 0.7 18 = 12.6 мм |
примем dпод |
= |
14 мм |
||||||||
соединяющих основание с крышкой |
|
|
|
|||||||||
dосн |
= dпод = 14 мм |
|
|
|
||||||||
Толщина нижнего фланца крышки b1.. = 1.5 бос = 1.5 8 = 12 мм
Толщина рёбер крышки
m1 = 0.8 бос = 0.8 8 = 6.4 мм примем m1 := 10 мм δфл = dпод = 14 мм - толщина фланца по разъему
bфл = |
1.5 dпод |
= 1.5 14 = 21 мм - ширины фланца без стяжных болтов |
δф = |
1.5 dф = |
1.5 14.8 = 22.3 мм толщина лапы фундаментального болта |
примем δф = 20 мм
a = 170 мм - наибольший радиус колеса
Ha = 1.06 a = 1.06 170 = 180.2 мм высота центров цилиндрических редукторов примем Ha = 210 мм
rmin = 0.25 бос = 0.3 8 = 2 мм - радиус сопряжения элементов корпуса 1min = 0.5 бос = 0.5 8 = 4 мм - зазор между торцами зубчатых колес
2min = 0.8 бос = 0.8 8 = 6.4 мм - зазор между торцом колеса и внутренними деталями 3min = 1.25 бос = 1.3 8 = 10 мм - зазор междувершиной большего колеса и стенкой корпуса
13.Расчет валов на прочность
13.1 Быстроходный вал.
14.2 Значение момента в опасном сечении:
T1 = 18 Нм
Расчет сечения №2.
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластической деформации в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывание предохранительного устройства).В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = 2.2
Расчет площади поперечного сечения в опасной точке вала.
A1 = |
π dв12 |
= |
π 362 |
= 1018 |
(мм2) |
|
4 |
||||||
|
|
4 |
|
|
Расчет момента сопротивления на изгиб.
W1 = |
π dв13 |
= |
π 363 |
= 4580 (мм3) |
|
32 |
|||||
|
|
32 |
|
Расчет момента сопротивления на кручение.
Wк1 = |
π dв13 |
= |
π 363 |
= 9161 (мм3) |
|
16 |
|||||
|
|
16 |
|
Коэффициенты концентраций напряжений выберем из таблицы.
kσ1 = 1.75 -Коэффициент концентрации напряжения по изгибу (значение табличное). kτ1 = 1.5 -Коэффициент концентрации напряжения по кручению (значение табличное). Амплитуда цикла изменения напряжения изгиба
σa1 = |
T1 |
= |
18.2 |
|
= 0.004 (МПа) |
|
W |
|
4580.4421 |
|
|||
|
1 |
|
|
|
|
|
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения материал вала- "Сталь углеродистая"
Kd1 = 0.904
Коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности Обработкавала - "Обточка чистовая"
KF1 = 0.905
Коэффициент влияния параметров поверхностного упрочнения без упрочнения Kv1 = 1
Коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе. |
|||||||||||||||||||
Kσд1 |
|
kσ1 |
|
1 |
|
|
1 |
|
|
1.75 |
1 |
|
|
1 |
|||||
= |
|
|
|
+ |
|
|
− 1 |
|
|
= |
|
0.9 |
+ |
|
− 1 |
|
1 = 2.04 |
||
K |
d1 |
KF |
Kv |
|
|
0.91 |
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
1 |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
||||||
Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям |
|||||||||||||||||||
Sσ1 = |
|
|
410 |
|
|
410 |
|
50561 |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
= 0 2 |
= |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
(σa1 Kσд1) |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
Коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к ассиметрии цикла и изменениям напряжения.
- Углеродистые стали с малым содержанием углерода ψτ2 = 0
Амплитуда цикла перемены напряжения При не реверсивной передаче
τa1 = |
T1 103 |
18.2 103 |
|
|
= 2 9160.9 = 1 (МПа) |
||
2Wк1 |
|
||
Постоянная составляющая напряжения кручения |
|||
При не реверсивной передаче |
|||
τм1 = |
τa1 = 1 |
|
|
Коэффициент снижения предела выносливости при кручении |
||||||||||||||||||||||||||
Kτд1 |
|
kτ1 |
1 |
|
|
|
|
1 |
|
|
|
1.5 |
1 |
|
|
1 |
|
|||||||||
= |
|
|
+ |
|
|
|
− 1 |
|
|
|
= |
|
0.9 + |
|
|
|
|
− 1 |
|
1 |
= 1.8 |
|||||
K |
d1 |
KF |
Kv |
1 |
|
0.9 |
|
|||||||||||||||||||
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
Коэффициент запаса по касательным напряжениям |
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
Sτ1 = |
|
|
|
|
240 |
|
|
|
|
= |
|
|
|
240 |
|
|
|
|
= 136.9 |
|
||||||
|
(τa1 Kτд1 + 0 τм1) |
|
1 1.8 + 0 1 |
|
|
|||||||||||||||||||||
Общий запас сопротивления усталости |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
S1 = |
|
Sσ1 Sτ1 |
|
= |
50561.1 136.9 |
|
= 136.9 |
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
|
|
Sσ12 + Sτ12 |
|
|
|
|
50561.12 + 136.92 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
Оптимальное соотношение: |
1.5 < S1 ≤ 4 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
13.2 Тихоходный вал. Расчет сечения №1 ослабленного шпоночной канавкой. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластической деформации в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывание предохранительного устройства).В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = 2.2
Расчет площади поперечного сечения в в опасной точке вала.
b2 |
:= 16 |
t12 = 6 |
||
|
|
|
||
h2 := 10
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
dв7 = 65 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
π dв72 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
π 652 − 16 10 = 3238 (мм2) |
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
A2 = |
|
− |
b2 h2 = |
|
|
|
|||||||||||||||
4 |
|
|
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
2 |
|
4 |
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
||||||
Расчет момента сопротивления на изгиб. |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||
W2 = |
|
π dв73 |
|
− b2 h2 |
(2dв7 − h2)2 |
|
|
= |
|
π 653 |
− 16 10 |
(2 65 − 10)2 |
|
= 24746 (мм3) |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
32 |
|
|
|
|
|
|
16 dв7 |
|
|
32 |
|
|
16 65 |
|
||||||
Расчет момента сопротивления на кручение. |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
Wк2 = |
|
|
π dв73 |
|
− b2 h2 |
(2dв7 − h2)2 |
= |
π 653 |
− 16 10 |
(2 65 − 10)2 |
= 51707 (мм3) |
||||||||||
|
|
|
16 dв7 |
|
16 65 |
||||||||||||||||
|
16 |
|
|
|
|
|
|
|
|
16 |
|
|
|
||||||||
Коэффициенты концентраций напряжений выберем из таблицы.
kσ2 := 1.75 -Коэффициент концентрации напряжения по изгибу (значение табличное).