Проектирование привода цепного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода. Определим момент на приводном валу

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Данные для расчёта параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ и расчёт параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ

2.2 Анализ результатов расчёта ЭВМ

3. Эскизное проектирование

3.1 Предварительный расчет валов

4. Расчёт соединений

4.1 Соединение с натягом (колесо быстроходной ступени)

4.2 Соединение с натягом (колесо тихоходной ступени)

4.2 Шпоночное соединение

4.2.1 Шпоночное соединение быстроходного вала с муфтой

4.2.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с муфтой

4.2.3 Шпоночное соединение звездочки с приводным валом

5. Расчёт подшипников

5.1 Расчёт подшипников на быстроходном валу

5.2 Расчет подшипников на промежуточном валу

5.3 Расчет подшипников на тихоходном валу

5.4 Расчёт подшипников на приводном валу

5.5 Посадки подшипников

6. Поверочный расчёт валов на прочность

6.1 Расчёт тихоходного вала

6.1.1 Расчёт тихоходного вала на статическую прочность

6.1.2 Расчёт тихоходного вала на статическую прочность

6.2 Расчёт промежуточного вала на статическую прочность

Введение

Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод цепного транспортера.

Составными частями привода являются асинхронный электродвигатель, цепная передача, двухступенчатый цилиндрический редуктор, упруго предохранительная муфта, приводной вал.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с муфты; с выходного вала редуктора через упруго-предохранительную муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);

сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);

рабочие чертежи деталей редуктора;

чертеж общего вида упругой муфты;

чертеж общего вида привода;

расчетно-пояснительную записку и спецификации;

1. Кинематический расчет

Для проектирования цепного транспортера, прежде всего, необходимо выбрать электродвигатель.

Для этого определили мощность, потребляемую движущим устройством, оценили КПД привода.

Далее уточнили передаточные отношения редуктора, подсчитали вращающие моменты на валах привода.

Таким образом, определим исходные данные для расчета передач.

1.1 Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода( мощность на выходе) находим по формуле:

, где F_t- окружная сила, кН.,

v- скорость ленты транспортёра, м/с.

.

Требуемая мощность электродвигателя:

, где - общий КПД.

, где - КПД зубчатой передачи,

- КПД муфты,

- КПД подшипников,

- КПД цепной передачи.

, тогда:

.

Частота вращения вала электродвигателя:

,

где u_т и u_б- передаточные числа тихоходной и

быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора.

Предварительно вычислим частоту вращения , мин^-1 приводного вала

, где - делительный диаметр тяговой звездочки, мм.

, в нашем случае

Тогда мин^-1. Передаточные числа u_т и u_б принимаем по таблице 1.2 [1, с.7]. u_т=4 а u_б=4,275.

Отсюда

По таблице 24.9[1, с.459] выбираем электродвигатель:

АИР132М8/712 , мощностью P=5.5кВт.

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

После выбора электродвигателя уточняют передаточное число привода,

. В нашем случае мин^-1. В нашем случае, .

По формулам из таблицы 1.3 [1, с.9] получаем 3,64мин^-1 , мин^-1

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода. Определим момент на приводном валу:

, тогда вращающий момент на тихоходном валу

Полученные величины используются для расчета передач на ЭВМ

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Данные для расчёта параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ и расчёт параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ

Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ.

Для расчета цилиндрического, двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой схеме с раздвоенной быстроходной, тихоходной шевронной с канавкой внешним зацеплением на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу, Нм 1060

Частота вращения тихоходного вала, мин^- 41,53

Ресурс, час 10000

Режим нагружения 3

Передаточное отношение редуктора 17,14

Коэффициент ширины венца 0,4

Последовательность расчета, выполняемого ЭВМ.

1) Предварительно определяется коэффициент межосевого расстояния К_а, для колес прямозубых К_а = 450, для колес косозубых К_а= 410.

2) Принимается значение коэффициента _a в зависимости от положения колес относительно опор равным _a = 0.4

3) Определяется значение межосевого расстояния a_w, мм:

a_w=K_a(u1) , где

K_H - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность;

K_H= K_Hv K_Hb K_Ha, где

K_Hv-учитывает внутреннюю динамику нагружения,

K_Hb-учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

K_Ha- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

T_HE2 - эквивалентный момент на колесе.

4) Определяются основные размеры колеса :

делительный диаметр :

d₂ = 2 a_wu / (u1);

ширина [мм] :

b₂ = _а a_w ;

для быстроходной ступени двухступенчатого редуктора определяют коэффициент ширины :

_аБ = [K _аБ (u_Б + 1) / a_w ]³ K_HbБ T_2Б / u _Б ² []_HБ ² = 0.15 ;

ширина колеса быстроходной ступени :

b_2Б = _аБ a_w

5) Модуль передачи :

cначала принимается коэффициент модуля К_m для колес :

прямозубых - 6.6 ;

косозубых - 5.8;

Предварительно модуль передачи :

m ^/ = 2 К_m T₂ / d₂ b₂[]_F

допускаемое напряжение []_F подставляется меньшее из []_F1 и []_F2 .

6) Число зубьев шестерни и колеса .

Число зубьев шестерни :

z₁ = z_E / (u+1)>z_1min

для прямозубых колес: z_1min = 17,

для косозубых колес: z_1min = 17cos³.

7) Фактическое передаточное число.

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа < 4 %.

u_Ф = z₂ / z₁

8) Диаметры колес.

Делительные диаметры d: шестерни :

d₁ = z₁ m / cos .

колеса внешнего зацепления:

d₂ = 2a_w - d₁

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев :

колес внешнего зацепления :

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ - y )m ;

d_f1 = d₁ - 2(1.25 - x₁)m ;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ - y )m ;

d_f2 = d₂ - 2(1.25 - x₂ )m ;

9) Силы в зацеплении:

окружная :

F_t = 2T₂ / d₂ ,

где Т₂ - момент на колесе, Н·м;

радиальная :

F_r = F_t tg a / cos ;

осевая :

F_a = F_t tg .

10) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

_F2 =К_FaК_FbК_FvY_bY_F2F_tE / (b₂m) < [ ]_F2 ;

в зубьях шестерни:

_F1 =_F2 Y_F1 / Y_F2 < [ ]_F1 .

11) Допускаемые контактные напряжения.

Предел контактной выносливости:

_Hlim1 = 17 H_HRC+200;

_Him2 =2 H_HB+70;

Коэффициент запаса прочности:

S_H = S_hmin S_ha S_Hb;

Коэффициент долговечности:

Z_N =, где

N_NG = H³_HB;

N_HE = _H·N_K ,

N_K = n₁ 60 n_з t;

n₁ - частота вращения шестерни;

t - требуемый ресурс времени;

Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:

[]_H = _Hlim Z_N/S_H

Допускаемое контактное напряжение:

[]_H = 0.45 ([]_H1+[]_H2);

[]_H2 []_H 1.2 []_H2;

2.2 Анализ результатов расчёта ЭВМ

По рассчитанным данным был найден оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты.

Выбранный вариант №5. Результаты расчета представлены на следующей странице.

Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении:

3. Эскизное проектирование

3.1 Предварительный расчет валов

Вращающий момент на быстроходном валу Т_Б= 63,8

Вращающий момент на тихоходном валу Т_Т=1060

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков валов определяем по формулам:

Для быстроходного вала

Принимаем диаметр быстроходного вала d=32мм

Тогда диаметр вала под подшипник: принимаем d_П

равным 35мм. t_КОН - высота заплечика вала [1, с.46]

Диаметр вала под зубчатое колесо

, где r- координата фаски подшипника [1, с.46],

Принимаем =45мм.

Для тихоходного вала расчет проводится аналогично:

Принимаем d_П=60мм

Принимаем d_П=72мм

Расчеты для промежуточного вала:

Принимаем d_К=42мм.

Принимаем d_П=35мм

Принимаем d_БП=48мм, f определяем по

таблице [1, с.46]

3.2 Выбор подшипников

Из за неизбежной угловой погрешности при изготовлении колес для шевронных передач на вал будет действовать дополнительная сила, стремящаяся сдвинуть вал, что может повлечь за собой более быстрый выход из строя редуктора. Поэтому в редукторе часть опор сделаем плавающими. Для плавающих опор применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами, т.к. они допускают осевое смещение валов. Одну из опор объязательно нужно зафиксировать, иначе редуктор не будет работать. Выбираем конические роликовые подшипники, т.к они не дают валу перемещаться, выдерживают большие нагрузки, а так же добавляют дополнительную жесткость конструкции.

Для редуктора выбраны подшипники:

Роликовый конический однорядный ГОСТ 27365-87 7212А:

d=60мм, D=110мм, B=22мм,

Роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами ГОСТ 8328-75 12207:

d=35мм, D=72мм, B=17мм.

Для приводного вала изначально приняты шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники 1212 d=60 мм, D=110 мм, В=22 мм по ГОСТ 28428-90.

4. Расчёт соединений

4.1 Соединение с натягом (колесо быстроходной ступени)

Исходные данные:

Т=270 Нм - вращающий момент на колесе,

d=42мм- диаметр соединения,

d2=63мм- диаметр ступицы колеса,

l=40мм- длинна сопряжения.

1) Среднее контактное давление:

, где К- коэффициент запаса сцепления,

f- коэффициент сцепления.

K=4,5 [1, c.88], f=0,14 [1, c.88]

2) Деформация деталей:

,где С₁,С₂- коэффициенты жёсткости,

где коэффициент Пуассона

для стали

Е- модульупругости, МПа., Е=2,1*10⁵

1) Поправка на обмятие микронеровностей:

, где R_a1, R_a2- средние арифметические

отклонения профиля поверхностей.

2) Минимальный натяг:

3) Максимальный натяг:

предел текучести материала

4) Выбор посадки:

По значениям назначаю посадку: H8/x8

5) Температура нагрева:



Соединение с натягом (колесо тихоходной ступени)

Исходные данные:

Т=1060 Нм - вращающий момент на колесе,

d=72мм- диаметр соединения,

d2=92мм- диаметр ступицы колеса,

l=98мм- длинна сопряжения.

1) Среднее контактное давление:

,

2) Деформация деталей:

6) Поправка на обмятие микронеровностей:

, где R_a1, R_a2- средние арифметические

отклонения профиля поверхностей.

7) Минимальный натяг:

8) Максимальный натяг:

9) Выбор посадки:

По значениям

назначаю посадку: H7/z7

Определяем силу запрессовки:

, -определяем по[1, с.90]

4.2 Шпоночное соединение

4.2.1 Шпоночное соединение быстроходного вала с муфтой

Расчёт на прочность по критерию смятия:

, где Т- вращающий момент,Нм.,

d- средний диаметр,мм.,

l_p- рабочая длина шпонки,мм.,

t₂- высота шпонки,мм.,

- допускаемое напряжение смятия, МПа.,

- предел текучести,МПа.,

- шпонка пригодна.

4.2.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с муфтой

Дано: T=1060Hм- вращающий момент,

l_p=52мм- рабочая длина шпонки,

d=51,9мм- посадочный диаметр,

t₂=5,5мм- высота шпонки.

- шпонка пригодна.

4.2.3 Шпоночное соединение звездочки с приводным валом

Дано: T=1060 Hм- вращающий момент,

l_p=45мм- рабочая длина шпонки,

d=75мм- посадочный диаметр,

t₂=7,5мм- глубина врезания шпонки в ступицу.



- шпонка пригодна.

5. Расчёт подшипников

5.1 Расчёт подшипников на быстроходном валу

Расчетная схема

Силы, действующие в зацеплении:

F_r=1226,6H- радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

F_A=1468,8H- осевая сила,

F_t=3032,6Н- окружная сила.

Осевую силу в расчетах не учитываем, т.к она компенсируется. (см. рис)

Определяем реакции опор от сил действующих в зацеплении:

Очевидно в силу симметричности, что

Из уравнения моментов получим что

Реакции опор от консольной силы:

определяем по формуле

[1, c.110]

принимаем , тогда реакции можно найти из уравнений моментов

Для второй реакции имеем , тогда получим:

Определим суммарные реакции опор

Направление силы мы не занем, поэтому не знаем и направления реакции от силы. Рассмотрим наиболее опасный случай, когда направление реакций от силы совпадает с направлением реакции от сил действующих в зацеплении.

Тогда полные реакции равны:



Поучается что опора 2 более нагружена, следовательно дальнейший расчет ведем по ней.

Проводим расчет на заданный ресурс.

1) Вычиcляем эквивалентную нагрузку.

, где коэффициент

эквивалентности, определяется по заданному режиму нагружения. Для 3 режима нагружения

=0,56.

Назначаем подшипник легкой серии 12207

Для принятых подшипников по таблице 24.14 [1, c.463] определяем и , Тогда ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [1, с.119] коэффицент зависящий от условий работы [1, с.119], n частота вращения кольца, k=10/3, см. [1, с.119]. Pr- динамическая эквивалентная нагрузка.



Где некоторые коэффициенты значения определяются

[1, с.117-118], V=1 т.к вращается внутреннее кольцо, тогда

Отсюда ресурс

196000>10000

Проверка , 1,775<15,95, следовательно подшипник подходит.

5.2 Расчет подшипников на промежуточном валу

Расчетная схема.

Силы, действующие в зацеплении:

Для быстроходной ступени.

F_r=1226,6H- радиальная нагрузка

F_A=1468,8H- осевая сила,

F_t=3032,6Н- окружная сила.

Для тихоходной.

F_r=3572,3H- радиальная нагрузка

F_A=4278,8H- осевая сила,

F_t=8833,3Н- окружная сила.

Осевую силу в расчетах не учитываем, т.к она компенсируется. (см. рис) Определяем реакции опор от сил действующих в зацеплении:

В силу симметричности конструкции и сил можно сразу определить реакции от сил действующих в зацеплении:

Тогда полные реакции равны:

Опоры нагружены одинаково, дальнейший расчет ведем по опоре 2.

Проводим расчет на заданный ресурс.

1) Вычиcляем эквивалентную нагрузку.

,

где коэффициент эквивалентности, определяется по заданному режиму нагружения. Для 3 режима нагружения

=0,56.

Назначаем подшипник легкой серии 12207

Для принятых подшипников по таблице 24.14 [1, c.463] определяем и

,

Тогда ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [1, с.119] коэффицент зависящий от условий работы [1, с.119], n частота вращения кольца, k=10/3, см. [1, с.119]. Pr- динамическая эквивалентная нагрузка.

Где некоторые коэффициенты значения определяются

[1, с.117-118], V=1 т.к вращается внутреннее кольцо, тогда

Отсюда ресурс

154000>10000

Проверка , 2,951<15,95, следовательно подшипник подходит.

5.3 Расчет подшипников на тихоходном валу

Расчетная схема.

Силы, действующие в зацеплении:

F_r=3572,3H- радиальная,

F_A=4278,2H- осевая сила,

F_t=8833,3Н- окружная сила.

Осевую силу в расчетах не учитываем, т.к она компенсируется. (см. рис)

Определяем реакции опор от сил действующих в зацеплении:

В силу симметричности сил, можно записать:

Реакции опор от консольной силы:

определяем по формуле

[1, c.110]

Реакции можно найти из уравнений моментов:



Для второй реакции имеем , тогда получим:

Определим суммарные реакции опор

Направление силы мы не знаем, поэтому не знаем и направления реакции от силы. Рассмотрим наиболее опасный случай, когда направление реакций от силы совпадает с направлением реакции от сил действующих в зацеплении.

Тогда полные реакции равны:

Поучается что опора 1 более нагружена, следовательно дальнейший расчет ведем по ней.

Вычисляем эквивалентную нагрузку:

Предварительно назначаем подшипники легкой серии- 7212А. Схема установки враспор.

Для них по таблице 24.16 [1, c.465] находим =91,3кН, e=0,4 Y=1,5

Минимально необходимая для работы подшипника осевая сила

По расчетной схеме определяем

Отношение

, что меньше е=0,4, тогда для опоры 1 Х=1 а Y=0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

Вычислим расчетный скорректированный ресурс при ,и n=41,5

63000>10000

Проверка условия

Выполняем расчет при наибольших значениях сил переменного режима нагружения, для наиболее нагруженной опоры.



23,872<45,7

Следовательно данный подшипник пригоден.

5.4 Расчёт подшипников на приводном валу

Расчетная схема

Определение сил, нагружающих подшипники

Дано: F_t=6300 H- окружная сила,

F_r- радиальная сила,

F_r=1,5F_t=9450 H; [1, c.110]

Реакции от сил нагружающих звездочку

, отсюда определяем

==

Очевидно что=

, следовательно

Реакции опор от консольной силы:

определяем по формуле

[1, c.110]

Реакции можно найти из уравнений моментов:

Для второй реакции имеем , тогда получим:

Определим суммарные реакции опор

Поучается что опора 1 более нагружена, следовательно дальнейший расчет ведем по ней.

Принимаем подшипник 1312

d=60мм, D=110мм, В=22мм, С_r=57кH, e=0.23

Осевых сил нет, значит

Вычисляем эквивалентную нагрузку

Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:

Расчётный ресурс ( долговечность) подшипника, ч

Полученный ресурс превышает требуемый ресурсL'_sah=10000ч. Проверим условие

21,357<57- условие выполняется, следовательно, подшипник подходит.

5.5 Посадки подшипников

Для всех подшипников проходят следующие условия

Внутреннее кольцо вращается вместе с валом и имеет циркуляционное нагружение, так как выполняется условие , то по таблице 7.8 [1, с.131] выбирается поле допуска на вал k6

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По табл.7.9[1 с.131] выбирается поле допуска отверстия H7.

6. Поверочный расчёт валов на прочность

6.1 Расчёт тихоходного вала

6.1.1 Расчёт тихоходного вала на статическую прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние

разновидности цикла напряжений, статических и усталостных

характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

где C_p- радиальная жёсткость упругой муфты при радиальном смещении валов, Н/мм.,

- радиальное смещение валов,мм.

F_k- консольная сила, Н.

Силы в зубчатом зацеплении:

F_t=8833,3H,

F_r=3572,3H,

F_a=4278,2H,

F_K=430H,

K_П- коэффициент перегрузки при расчёте на статическую прочность, К_П=2,2.

Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками

статической прочности и сопротивления усталости:

, где - временное сопротивление,

- предел текучести,

- предел выносливости при изгибе,

- предел текучести при кручении,

- предел выносливости при кручении.

Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и

сопротивлению усталости соответственно:

[S_T]=2.0, [S]=2.0

1) Определение внутренних силовых факторов:

, отсюда

, отсюда

Проверка: , тогда получим:

реакции найдены верно. Определим силовые факторы для опасных сечений:

Сечение 1-1

Изгибающие моменты:

Суммарный изгибающий момент:

Осевая сила:

Геометрические характеристики сечения

Напряжение изгиба с растяжением( сжатием) и напряжением кручения :

Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:

Сечение 2-2

Изгибающие моменты:



Геометрические характеристики сечения

Напряжение изгиба с растяжением( сжатием) и напряжением кручения :

Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным

напряжениям:

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:



Сечение 3-3

Геометрические характеристики сечения

напряжения кручения :

Частные коэф. запаса прочности по касательным напряжениям:

Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях S>[S_T]=2.0

6.1.2 Расчёт тихоходного вала на статическую прочность

Вычислим значения общего коэф. запаса прочности в каждом из

опасных сечений вала.

Сечение1-1

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.

Зубчатое колесо установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении- посадка с натягом. По табл. 10.13 [1 с.192} имеем:

Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуют( R_a=0.8мкм)

Поверхность вала- без упрочнения: К_V=1, (см. табл. 10.9 [1с. 191])

Коэф. снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэф. влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение2-2

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.

Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом.

Поэтому концентратор напряжений в сечении- посадка с натягом.

По табл. 10.13 [1 с.192] имеем:



Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют( R_a=1,25мкм)

Поверхность вала- без упрочнения: К_V=1, (см. табл. 10.9 [1 с.191])

Коэф. снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэф. влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:



Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение3-3

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.

Для передачи вращающего момента на консольном участке вала предусмотрено шпоночное соединение. Поэтому концентратор

напряжений в сечении- шпоночный паз. По табл. 10.11 [1 с.192] имеем:

Паз выполняется концевой фрезой( R_a=3,2мкм)

Поверхность вала- без упрочнения: К_V=1, (см. табл. 10.9 (с. 191))

Коэф. снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэф. влияния асимметрии цикла:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях S> [S]=2.0

6.2 Расчёт промежуточного вала на статическую прочность

Силы в зубчатом зацеплении:

K_П- коэффициент перегрузки при расчёте на статическую прочность, К_П=2,2.

Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками

статической прочности и сопротивления усталости:

, где- временное сопротивление,

- предел выносливости при кручении.

- предел выносливости при изгибе,

- предел текучести при кручении,

Размещено на Allbest.ru