Добавил:

Studfiles2 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Уфимский Государственный Авиационный Технический Университет

Предмет:

Детали машин и основы конструирования

Файл:

Воробьев Ю.В. Учебно-методическое пособие по деталям машин

.pdf

Скачиваний:

157

Добавлен:

02.05.2014

Размер:

2.27 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 34 / 84 5 6 7 8 > Следующая >>>

где ε – коэффициент скольжения;

•наименьший диаметр ведущего шкива

d1 = 2,5D1 = 2542,5 = 102 мм;

здесь d1 = 102 мм > dmin = 71 мм (прил. 10), что приемлемо;

•наибольший диаметр ведомого шкива

D2 = d1 imax (1 − ε) =102 3(1 − 0,05) = 291 мм.

11 Определим наибольшие скорости для ремня vmax и обода шкива vоб.max:

vmax=	πD1 nдв	= 3,14 0,255 1450 =19,3 м/c ≤ [vmax ] = 30 м/c,
	60
		60
vоб.max=			πD2 n2 max	=	3,14 0,291 2410	= 36,7 м/c.
		60			60

Скорость обода превышает допустимую для серого чугуна [vmax ]= 30 м/c, поэтому его необходимо изготовлять из стального литья [vmax ]= 45 м/c или штамповкой [vmax ]= 80 м/c.

12 Из условия размещения двигателя и мешалки предварительно принимаем a = 450 мм. Тогда определим расчетную длину ремня для одного из крайних положений

		L = 2a+ ∆1		+	∆2	= 2 450 + 617+	8930	= 1537 мм,
		L = 2a+ ∆1		+	a	= 2 450 + 617+	450	= 1537 мм,
где ∆1 = 0,5 π(D2 + d1) = 0,5 3,14 (291+102)					a		450
где ∆1 = 0,5 π(D2 + d1) = 0,5 3,14 (291+102)				= 617 мм;
∆2 = 0,25(D2 – d1)2=0,25·(291 – 102)2 = 8930 мм.
Принимаем		(прил.	12)			ближайшую		большую	длину	ремня
L = 1600 мм и ремень 1-В40-1600Ш зубчатый по ОСТ 38.5.17–73.
13 Уточним межосевое расстояние с учетом длины стандартного ремня:
a = 0,25 (L	− ∆ ) +	(L − ∆ )2 −8∆	=
	1	1	2

		= 0,25· (1600−617) +				(1600−617)2 −8 8930		= 483 мм.

Для обеспечения сборки, компенсации вытяжки и отклонений в размерах, определим amin и amax:

amin = a – 0,015L = 483 – 0,015·1600 = 459 мм, amax = a + 0,03L = 483 + 0,03·1600 = 531 мм.

14 Определим конструктивные размеры шкивов [2]:

•наружные диаметры:

Dн1 = D1 + 2c = 255+2 · 3,2 = 261,4 мм,

принимаем Dн1 = 262 мм;

Dн2 = D2+2с = 291+2 · 3,2 = 297,4 мм,

принимаем Dн2 = 298 мм. Здесь с≈ hр = 3,2 мм.

•внутренние диаметры

dв1 = d1 – 2h1 = 102 – 2 · 9,8 = 82,4 мм,

принимаем dв1 = 82 мм;

dв2 = d2 – 2h1 = 145 – 2 · 9,8 = 125,4 мм;

принимаем dв2 = 125 мм.

15 Проверим возможность регулирования по величине осевого зазора ∆ между полушкивами при их минимальном сближении:

∆ = bр – [(D −d) + 2h1 ] tg ϕ2 ≥ [∆] = 0,05 bр

∆ = 13 – [(291−145 + 2 9,8] tg13o = 3 мм ≥ [∆] = 0,05 40 = 2 мм.

Перемещение дисков обеспечивается в случае поперечного изгиба и износа ремня. 16 Определим осевые перемещения дисков:

•для ведущего шкива

x1 =	D1 − d2	tg	ϕ	=	255 −102 tg13°= 17,5 мм,
	2		2
					2

•для ведомого шкива

x2 =

D2 −d2

tg ϕ

291−145 tg13°= 16,7 мм.

Приведенные коэффициенты трения:

0,35

f1′ =

=1,65,

sin

sin13o

f2′

f cosβ

0,35cos30o

= 0,75 ;

sin13o + 0,35sin 30o cos13o

sin 2

+ sin

βcos 2

здесь f = 0,35 – ремень без обертки, β = 30° [11, 12].

Дальнейший

расчет

ведем

для

двух

крайних

положений

при:

1) imax ;

2) imin.

Окружная сила:

1) Ft

2 2 104

= 137 H,

291

2) Ft =

2 104

= 276 H,

145

η104

здесь T2 = 974

дв

= 974

5,5 0,9 10

= 2 104

Н·мм.

2 max

2410

Скорость ремня:

1) v =

πd1nдв

3,14 0,102 1450 = 7,7 м/c;

2) v =

πD1 nдв

= 3,14 0,255 1450

= 19,3 м/c.

20 Углы обхвата шкивов α1 и α2:

1) α1 =180° – 60°

D2 −d1

= 180°– 60°

291−102

= 157°= 2,76 рад;

483

D2 −d 1

= 180°+ 60°

= 3,52 рад;

2) α1 = 180°+ 60°

D1 −d2

= 180°+ 60°

255 −145

= 194° = 3,36 рад;

483

α2

= 180° – 60°

D1 −d2

= 166°= 2,92 рад.

Углы скольжения αс и сцепления αn :

1) α

= α

f2′

= 2,11

0,75

= 0,96 рад;

c2 f1′

1,65

2) αc1

= αc2

f2′

= 1,75

0,75

= 0,8 рад;

f1′

1,65

1) αc2

= 0,6α2 = 0,6 3,52

= 2,11 рад;

2) αc2

= 0,6 α2

= 0,6 2,92

= 1,75 рад;

1) αn1

= α1 −αc1

= 2,76 – 0,96 = 1,8 рад;

αn2

= α2 −αc2 =3,52−2,11=1,41 рад;

2) αn1 = α1 – αс1 = 3,36 – 0,8 = 2,56 рад;

αn2 =α2 −αc2 =2,96 – 1,75 = 1,17 рад;

22Отношение натяжений ветвей ремня для ведомого шкива:

1)m = eαc2 f2′ = 4,85.

2)m = eαc2 f2′ = 3,7.

Ведомый шкив лимитирует тяговую способность вариатора, так как αc2 f2′ < αc1 f1′ . 23 Коэффициент тяги по ведомому шкиву:

1) ϕ = m −1

4,85 −1

= 0,658;

4,85 +1

m +1

2) ϕ = m −1

= 3,7 −1

= 0,575.

m +1

3,7 +1

24 Натяжение в ремне от центробежных воздействий:

1) FV =

gv2

6,3 7,72

= 40 H;

9,8

2) FV =

gv2

6,3 19,32

= 250 H.

9,8

25 Натяжение в ведущей и ведомой ветвях, а также нагрузки на вал:

1) F =

F + F =

4,85

137 + 40

= 214 H;

m −

4,85 −

F2 =

+ FV

137 + 40 = 76 H;

m −1

4,85 −1

F1 + F2 – 2FV = 214 + 76 – 2 40 = 210 H;

2) F =

F +F =

3,7

·276 + 250 = 628 H;

m −

3,7 −1

F =

+ F =

276 + 250 = 352 H;

3,7 −1

m −1 t

Fr F1 + F2 – 2F0 = 628 + 352 – 2 250 = 480 H.

26 Осевые силы на дисках шкивов:

1) a) для ведущего

cos ϕ

F2 − FV

α2 − αc2

137

Fx1 =

cos13°+

2zf

2 1 0,35

tg(

+ ρ)

+ 214 −40

2,76 − 0,96

= 440 H;

tg(13o + arctg 0,35)

2 1

б) для ведомого

F2 − FV

α2 − αc2

137

Fx2 =

cos

cos13°+

2zf

tg(ϕ + ρ)

2 1 0,35

76 − 40

3,52 − 2,11

= 230 H.

2 1

tg(13o

+ arctg0,35)

2) a) для ведущего

F1 − FV

α1 − αc1

2,76

Fx1

cos

cos 13°+

2zf

2 1 0,35

tg(

+ ρ)

+ 628 − 250

3,36 − 0,8

= 1150 H;

(13o

+ arctg0,35)

2 1

б) для ведомого

− αc2

Fх2 =

cos ϕ

F2 − FV

2,76

cos13°+

2zf

tg(

+ ρ)

2 1 0,35

+ 352 − 250

2,92 −1,75

= 475 H.

(13o + arctg0,35)

2 1

27 Пружину ставим на ведомый шкив, так как T2 = const. Рассчитаем ее полную деформацию:

λmax =	2x2 Fx2d	=	2	16,7	4,75	= 64,7 мм.
	Fx2d − Fx2D			475 −230

Исходные данные для определения размеров пружины получены. Методика определения размеров изложена в [2].

28 Определим максимальное напряжение в ремне

σmax =

+ C2

m −1 bрh

bрh

3,7

276

+40

250

= 4,76 МПа,

3,7 −1

40 13

145

40 13

здесь C2 = 40 МПа [11, 12].

29 Долговечность ремня

T =

zэфL

6,311 1,6

= 1,4

ч,

3600v

3600 19,3

= 6,3 .

здесь zэф =

σmax

4,76

Полученная долговечность вполне допустима.

30 Разработка сборочного чертежа вариатора. Все необходимые исходные данные для вычерчивания имеются. В процессе разработки чертежа можно использовать информацию, которая изложена в [2, 3, 5, 6, 7, 12, 13]. Разработка остальных чертежей осуществляется по аналогии с разработкой заданий 1 – 11. При этом можно использовать дополнительные источники [8 – 11]. Сборочный чертеж типового вариатора показан в прил. 25.

Пример 4. Рассчитать коробку скоростей для привода винтового толкателя. Схема привода и график нагрузки показаны на рис. 21.

Мощность на выходе привода – Р3 = 5,5 кВт, максимальная угловая скорость выходного вала – ω3max

= 2π рад/с, минимальная угловая скорость выходного вала – ω3min = 0,8π рад/с, Срок службы привода – 4 года. Коэффициент суточной нагрузки – Kс = 0,2, коэффициент годовой нагрузки – Kгод = 0,9.

Рис. 21 Схема привода и график нагрузки

1, 2, 3, 4, 5, 6, 7 – зубчатые колеса, 8 – зубчатая муфта

1 Кинематический и энергетический расчеты.

1.1 Распределим детали зацепления в коробке скоростей (рис. 21) на два потока:

а) нагружаем детали зацепления 1, 2, 3, 4 и 8, что соответствует рабочему ходу толкателя при минимальной скорости выходного вала;

б) нагружаем детали зацепления 1, 2, 5, 6, 7 и 8 , что обеспечит холостой ход толкателя при максимальной скорости выходного вала. Направление вращения изменяется за счет постановки промежуточного зубчатого колеса 6.

1.2 Определим потери мощности [1] в приводе

η = ηп4η33ηм2 = 0,984 0,973 0,992 = 0,808,

где ηп – кпд пары подшипников; η3 – кпд зубчатого зацепления; ηм – кпд муфты. 1.3 Рассчитаем потребную мощность двигателя

P = Pη3 = 0,5808,5 = 6,8 кВт.

1.4 Определим ориентировочно требуемую быстроходность двигателя [1] при минимальной угловой скорости выходного вала (рабочий ход):

n =	30 ωmin uбuт =	30 0,8π	6 5 = 720 об/мин,
	π	π

здесь uб – передаточное число быстроходной ступени 1 – 2 в коробке скоростей; uт – передаточное число

тихоходной ступени 3 – 4 (прил. 2).

1.5 Подбираем (прил. 7, 8) подходящий электродвигатель 4А160S8УЗ, мощность Pдв = 7,5 кВт, быстро-

ходность n

дв

= 750 об/мин, коэффициент перегрузки ϕ =

Тп

=1,4 .

Принимаем nдв = 730 об/мин с учетом скольжения (2,5 %)

1.6 Рассчитаем общее передаточное число коробки скоростей:

а) для рабочего хода

nдв

730 3,14

uр =

= 30,42

;

30ω

30 0,8 3,14

б) для холостого хода

3 min

nдв

nlддπ

730 3,14

ux =

=12,17 .

30ω3 max

30 2 3,14

n3 max

1.7 Распределим общее передаточное число коробки скоростей по ступеням а) для рабочего хода принимаем u1 – 2 = 6, тогда

u3−4

30,42

= 5,07 ;

б) для холостого хода

u1−2

12,17

u5−7

= 2,02 .

u1−2

1.8 Рассчитаем вращающие моменты:

а) на быстроходном валу

6,8 103 30

= 89 Н м

πn

3,14 730

дв

б) на промежуточном валу:

T = T u − η2η = 89 6 0,982 0,97 = 497 Н м;

2 1 1 2 п 3

в) на выходном валу:

•для рабочего хода:

Tзр = T2u3−4ηпηз = 497 5,07 0,98 0,97 = 2395 Н м;

•для холостого хода:

T3x

= T2 u5−7 ηï2 η32 = 497 2,02 0,982 0,972 = 907

Н м;

1.9

Рассчитаем угловые скорости:

а) на быстроходном валу

πnдв

= 3,14 730 = 76,4 с–1;

ω =

πnдв

3,14

730

–1

б) на промежуточном валу ω2 =

=12,7

с ;

30u1−2

в) на выходном валу:

ω2

= 12,7 = 2,5 с–1;

• для рабочего хода ω

3 min

u3−4

5,07

• для холостого хода ω

ω2

= 12,7 = 6,28

с–1.

3 max

u5−7

2,02

2 Расчет зубчатых передач.

Расчет зубчатых передач выполняется по аналогии с расчетом в примере 1 при соблюдении следующей рекомендуемой последовательности:

2.1Расчет тихоходной ступени коробки скоростей для рабочего хода толкателя.

2.2Расчет тихоходной ступени коробки скоростей для холостого хода толкателя. Расчет выполняется для зацепления 5 – 6 и 6 – 7, причем межосевые расстояния этих зацеплений должны вписываться в межосевое расстояние зацепления 3 – 4 по двум вариантам (рис. 22).

2.3Расчет быстроходной ступени коробки скоростей. Выполняется по аналогии с расчетом в при-

мере 1.

2.4Расчет зацеплений 4 – 8 и 7 – 8. Выполняется по аналогии с расчетом шлицевых соединений

[1].

3 Предварительный расчет валов [1].

4Подбор подшипников. Подшипники подбираются для всех валов по аналогии с примером 2, если используются подшипники качения. Если приняты подшипники скольжения, то расчет производится по аналогии с примером 16.1 [1].

5Расчет шпоночных и шлицевых соединений [1]. Разрабатывается конструкция муфты 8 (рис. 21) [1, 6, 7, 10].

6Уточненный расчет тихоходного вала [1], в режиме нагрузок при рабочем ходе толкателя.

1 вариант 2 вариант

Рис. 22 Схема зацеплений для тихоходной ступени коробки скоростей при холостом ходе толкателя

7 Разработка механизма переключения скоростей [6, 7, 8, 13].

8Конструирование системы смазки и определение размеров корпуса для коробки скоростей [7, 8,

9,14].

9Разработка сборочного чертежа коробки скоростей [7, 8, 9, 14]. Сборочные чертежи коробки скоростей для токарного станка и автомобиля КамАЗ представлены в прил. 25 и 26.

Пример 5. Рассчитать планетарный редуктор по схеме на рис. 23 в составе привода тянульной установки для кордной линии по следующим данным:

1)	натяжение кордного полотна –	F1 = 20,8 кН, F2 = 11,3 кН;
2)	скорость кордного полотна –	V = 2,56 м/с;
3)	диаметр тянульного барабана –	Dб = 270 мм;
4)	срок службы длительный –	Lh = 40 000 ч;
5)	нагрузка постоянная при	Тном;
	номинальном моменте на барабане –	Тном;
6)	пусковая перегрузка –	Тпуск / Тном = 1,2;
7)	зацепление колес – прямозубое;	С = 3;
8)	число сателлитов –	С = 3;
9)	число зубьев –	z1 = 21;

10) колеса изготовить из стали 40Х со средней твердостью поверхности: колеса 1-280 НВ; сателлита

2-250 НВ; колеса 3-280 НВ.

РИС. 23 СХЕМА ПРИВОДА И ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА:

1 Энергетический и кинематический расчеты привода.

1.1 Определим мощность на приводном барабане тянульной установки

Pт.у = Ft v = (20,8 −11,3)2,56 = 23,8 кВт,

здесь Ft = F1 – F2 полезная окружная сила.

1.2Найдем [1] потери в кинематической цепи привода по величине кпд привода

η= ηпηм2 ηр = 0,98 0,992 0,98 = 0,95,

где ηп = 0,98 – кпд подшипников барабана; ηм – кпд муфт; ηр = 0,98 – кпд редуктора. 1.3 Потребная мощность электродвигателя

P= Pт.у / η = 23,8/ 0,95 = 25 кВт.

1.4Подбираем электродвигатель ([5], прил. 7, 8) марки 4А200L6УЗ, мощностью Рдв = 30 кВт, частотой вращения nдв. = 1000 об/мин, перегрузочной способностью Тпуск / Тном = 1,2.

1.5Определим частоту вращения приводного барабана тянульной установки:

nту =	v60 1000	=	2,56 60 1000	=181 мин-1,
			3,14 270
	πDб

1.6 Рассчитаем передаточное отношение редуктора

i3	=	nдв	= 1000 = 5,53,

1Н		nту	181

что допустимо [3] для заданной схемы редуктора.

2 Расчет геометрии и прочности планетарной передачи [3, 15]. Расчет сведем в табл. 14.

Таблица 14


Определяе-	парамыйметр		Использо-					Примеч
			Использо-
			ванная ли-			Численное значение
			ванная ли-			Численное значение		ание
			тература					ание
			тература

			2.1 Определение чисел зубьев

	z3			z	3	= (i3	−1) z = (5,53 −1) 21 = 95,1
		[15, (1.1)]			3	1Н	1
		[15, (1.1)]				Принимаем z3 = 93
						Принимаем z3 = 93
							ПРОДОЛЖЕНИЕ ТАБЛ. 14

Определяемый параметр

Условие сборки

Условие соседст

Использо-										Примеч
ванная ли-		Численное значение								Примеч
ванная ли-		Численное значение								ание
тература										ание
тература
										Условие
[15, (1.2)]		z2 = (z3		− z1) / 2 = (93 − 21) / 2 = 36						cоосно-
		z2 = (z3		− z1) / 2 = (93 − 21) / 2 = 36						сти вы-
			z2 – целое число							сти вы-
			z2 – целое число							полня-
										полня-
										ется
										Условие
[15, (1.8)]		z1 +z3	=	21 + 93		= 38 − целое число				сборки
[15, (1.8)]			=		3	= 38 − целое число				выпол-
		c			3					выпол-
				π						няется
		sin		π	(z + z	2	) > (z	2	+ 2)	Условие
[15, (1.6)]				c	1	2		2		соседст-
				π						соседст-
		sin		π	(21+36) > (36 + 20)					ва вы-
		sin		3	(21+36) > (36 + 20)					ва вы-
				3						полня-
	49,4 > 38									полня-

-ва

ется

Отлича-

ется от

i13Н =1+

=1+ 93

задан-

[14, (1.1)]

= 5,429

ного

менее

чем на 2

2.2 Определение размеров зубчатых колес из условия

контактной выносливости

[1]

u1 =

=1,714

Для са-

моуста-

[1, (8.81)]

Kc = 1,15

навлива

ющихся

колес

ϕbа

([2], с. 159)

ϕbа = 0,4

По

KHL

KHL = 1

задан-

[3, (4.7)]

ным

услови-

ям ра-

Т1

[3, (4.17)]

T1 = 9550Pдв / nдв = 9550 25/1000 =

боты

= 239 Н м

ПРОДОЛЖЕНИЕ ТАБЛ. 14

Определяепарамыйметр

Использо-

Примеч

ванная ли-

Численное значение

ание

тература

[3]

T2 = T1U1 1 = 239 1,714 0,99 =

η1 − кпд

первой

= 406 Н м

ступени

Коэф-

Сv

Cv = 13

фициент

[3, табл. 4.9]

термо-

обра-

ботки

Окруж-

1000

ная ско-

v'=

рость в

v′

[2, (4.36)]

103 Cv 3 U 2ϕва

103 13 ×

зацеп-

406 103

лении

×3

1,7142 0,4 = 5,4

предва-

ритель-

ная

							Для
KHα	[3, c. 92]			KHα =1			прямо-
KHα	[3, c. 92]			KHα =1			зубых
							зубых
							колес

							Lh >
KHβ	[3, табл. 4.7,	KHβ = KHc β (1 − x)+ x =					32000 и
KHβ	(4.27)]	=1,05(1 −1)+1 =1,05					X = 1,
	(4.27)]	=1,05(1 −1)+1 =1,05					табл.
							табл.
							4.1, [3]

							Для 8-й
KHV	[3, табл. 4.10			KHV		= 1,22	степени
KHV	и 4.11]			KHV		= 1,22	точно-
	и 4.11]						точно-
							сти

Тр	[3, c. 98]	Tp = T2 KHL KHαKHβKHV =
Тр	[3, c. 98]	= 406 1 1 1,05 1,22 = 520 Н м
		= 406 1 1 1,05 1,22 = 520 Н м

		0	~				Расчет
σcHlim2	[3, табл. 4.6]	σHlim2	= 2HB +			70 = 2 250 + 70 =	по коле-
		= 570 МПа					су 2
							су 2

SH	[3, табл. 4.6]			SH = 1,1
[ σн ]	[3, (4.21)]	[σн] =		σ0Hlim	=	570 = 518 МПа
[ σн ]	[3, (4.21)]	[σн] =			=	570 = 518 МПа
				SH		1,1

ПРОДОЛЖЕНИЕ ТАБЛ. 14

Определяемый параметр

bw1 bw2

Использо-

Примеч

ванная ли-

Численное значение

ание

тература

Коэф-

2 T

фициент

aw = (U1 +1)3

315

распре-

[σ

bа

деления

[3, (5.39)]

315

520

103 1,15

нагруз-

= (1,714 +1)3

518 1,714

0,4 3

ки по

сател-

=108 мм

Принимаем aw = 114 мм

литам

Kс взят

по [1]

bw2 = awψbа =114 0,4 = 45,6 мм

[3, (4.39)]

Принимаем bw2 = 45 мм

[3, c. 51,

bw1 = bw2 1,12 = 50,4 мм

52, 98]

Принимаем bw1 = 50 мм

[1, c.116]

d1 =

2aw

2 114

= 84 мм

u1 +1

1,714 +

[1, c.116]

m = d1

z1 = 84 21 = 4 мм

		aw =		m (z1 + z2 )			=	4(21 + 36 )	=
		aw =					=		=
aw			2			2				Уточне-
		= 114 мм								Уточне-
	[1, c.116,									ние
d2	[1, c.116,									ние
d2	c.117]					4 36 =144 мм				разме-
d3	c.117]	d2 = mz2 =								разме-
d3		d2 = mz2 =								ров
		d3 = mz3 = 4 93 = 372 мм								ров
		d3 = mz3 = 4 93 = 372 мм

2.3 Проверка на выносливость по контактным напряже-
			ниям
										Поправ-
			2awπn1			2 114 3,14 1000				ка на
		V =	2awπn1		=	2 114 3,14 1000			=	KHV не
	[3, (4.42)]		(u +1)60				(1,714+1) 60			требует-
	[3, (4.42)]		1							требует-
		= 4,4 м/с								ся [3,
										табл.
										4.11]

							ПРОДОЛЖЕНИЕ ТАБЛ. 14

Омый пределяе-параметр -

σн

Использо-									Примеч
ванная ли-		Численное значение							Примеч
ванная ли-		Численное значение							ание
тература									ание
тература
		u +1	u		+1 Tp Kc				Кон-
	σH =	1		1		c			тактная
	σH =	315 a u		b	w2	c	=		тактная
		w 1			w2				вынос-
[3, (4.42)]	= 315	1,714 +1	1,714 +1 520 103					1,15	вынос-
	= 315								ливость
		114 1,714			45		3
		114 1,714			45		3		обеспеч
	= 484 МПа≤ [σH ]= 518 МПа								ена

2.4 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

По ус-

KFL

[2, (3.14)]

KFL = 1

ловиям

работы

N > 108

[3, табл.

YF = 3,74

4.13]

KFα

[3, c.92]

KFα =1

KFβ

[3, (4.32)]

KFβ =1,04

X = 1

KFV

[3, табл.

KFV = 1,55

4.12]

Ft =

2T2

2 406 103

Ft =

= 5639 H

144

σ0

σF lim 2

=1,8HB =1,8 250 = 458 МПа

F lim 2

[3, табл. 4.6]

SF =1,75

[σF 2]

[3, (4.24)]

[σF 2 ] =

σoF lim 2

458

= 262 МПа

1,75

<<< < Предыдущая 1 2 34 / 84 5 6 7 8 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете Детали машин и основы конструирования

#
02.05.201434.3 Кб14Вопросы по ОКиП.doc
#
02.05.20142.27 Mб157Воробьев Ю.В. Учебно-методическое пособие по деталям машин.pdf
#
02.05.2014461.98 Кб50Воробьев Ю.В., Ковергин А.Д., Галкин П.А., Баронин Г.С. Контрольные задания по курсу "Детали машин".pdf
#
02.05.20144.55 Mб60Контрольная работа.doc
#
02.05.2014567.42 Кб51Коптева В.Б. Расчет и конструирование элементов машин и аппаратов.pdf
#
02.05.2014158.09 Кб54Курсовой - Редуктор цилиндрический шевронный.cdw
#
02.05.20141.21 Mб71Курсовой проект по строительному машиностроению.doc