Реферат: Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

--PAGE_BREAK--Загальний КПД привода:


<img width=«177» height=«39» src=«ref-1_1593513913-639.coolpic» v:shapes="_x0000_i1031">

<img width=«17» height=«23» src=«ref-1_1593514552-186.coolpic» v:shapes="_x0000_i1032">= 0,982 * 0,995 * 0,982*0,9 = 0,8


1.2 Вибір електродвигуна


Необхідна потужність електродвигуна:
Ртр=Р3/<img width=«17» height=«23» src=«ref-1_1593514552-186.coolpic» v:shapes="_x0000_i1033"> =8/0,8=10 кВт,
Частота обертання барабана:
<img width=«265» height=«24» src=«ref-1_1593514924-434.coolpic» v:shapes="_x0000_i1034">
При виборі електродвигуна враховуємо можливість пуску транспортера з повним завантаженням.

Пускова необхідна потужність:
Рп=Ртр*1,3м=10*1,3=13 кВт

<img width=«372» height=«29» src=«ref-1_1593515358-626.coolpic» v:shapes="_x0000_i1035">

<img width=«12» height=«23» src=«ref-1_1593511823-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036"><img width=«207» height=«27» src=«ref-1_1593516057-349.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037"> кВт
За ДСТ 19523-81 по необхідній потужності

Ртр = 10 кВт вибираємо електродвигун трифазний асинхронний

короткозамкнений серії 4АН закритий, що обдувається із синхронною частотою

n = 1500 о/хв 4АН132М4 з параметрами Рдв = 11 кВт і ковзанням

S=2,8 %, відношення Рп/Рн=2. Рпуск=2*11=22 кВт — потужність даного двигуна на пуску. Вона більше чим нам потрібно Рп= 13 кВт.

Номінальна частота обертання двигуна:
<img width=«148» height=«59» src=«ref-1_1593516406-800.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">


де: nдв – фактична частота обертання двигуна, хв-1;

n – частота обертання, хв-1;

s — ковзання, %;
<img width=«343» height=«50» src=«ref-1_1593517206-1362.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">
Передатне відношення редуктора:
U=nдв/n3=1458/95,5=15,27
Передатне відношення першого щабля приймемо u1=5; відповідно до другому щаблю u2=u/u1=15,27/5=3,05
1.3 Крутний моменти

Момент на вхідному валу:
<img width=«64» height=«48» src=«ref-1_1593518568-226.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040"> ,
де: Ртр – необхідна потужність двигуна, кВт;

<img width=«25» height=«24» src=«ref-1_1593518794-109.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041"> – кутова швидкість обертання двигуна, о/хв;

<img width=«264» height=«43» src=«ref-1_1593518903-539.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">

де: nдв – частота обертання двигуна, хв-1;

<img width=«267» height=«47» src=«ref-1_1593519442-556.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">

Момент на проміжному валу:


Т2 = Т1 * u1 * η2
де: u1 – передатне відношення першого щабля;

η2 – КПД другі вали;

Т2 = 65,5*103 * 5*0,92 =301,3*103 Нмм

Кутова швидкість проміжного вала:
<img width=«240» height=«24» src=«ref-1_1593519998-392.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044">
Момент на вихідному валу:
Т3 = Т2 * u2 * η3
де: u2 – передатне відношення другого щабля;

η3 – КПД треті вали;

Т3 = 301,3*103 * 3,05 * 0,91 = 836,3*103 Нмм

Кутова швидкість вихідного вала:
<img width=«132» height=«24» src=«ref-1_1593520390-253.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">
Всі дані зводимо в таблицю 1:
Таблиця 1 – Вихідні дані



Швидкохідний вал

Проміжний вал

Тихохідний вал

Частота обертання, о/хв

n1= 1458

n2=291,3

n3=95,5

Кутова швидкість, рад/с

w1= 152,7

w2 =30,5

w3= 10

Крутний момент, 103 Нмм

T1= 65,5

T2= 301,3

T3= 836,3




2. Розрахунок зубчастих коліс
2.1 Вибір матеріалу
Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками: для шестірні сталь 45, термічна обробка — поліпшення, твердість НВ 230; для колеса — сталь 45, термічна обробка — поліпшення, але на 30 одиниць нижче НВ 200.

Контактні напруги, що допускаються, по формулі (3.9 [1])
<img width=«144» height=«53» src=«ref-1_1593520643-645.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046">, МПа
де: σН lim b – межа контактної витривалості, МПа;

<img width=«125» height=«24» src=«ref-1_1593521288-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">, МПа

для колеса: <img width=«125» height=«24» src=«ref-1_1593521288-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">= 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестірні: <img width=«125» height=«24» src=«ref-1_1593521288-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">= 2*230 + 70 = 530 Мпа

КН – коефіцієнт довговічності
<img width=«352» height=«51» src=«ref-1_1593522017-834.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">,
де: NHO – базове число циклів напруг;

NНЕ – число циклів зміни напруг;

Тому що, число навантаження кожного зуба колеса більше базового, то приймають КHL = 1.

[SH] – коефіцієнт безпеки, для коліс нормалізованої й поліпшеної сталі приймають [SH] = 1,1<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051"> 1,2.

Для шестірні: <img width=«168» height=«44» src=«ref-1_1593522943-417.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">


Для колеса: <img width=«173» height=«44» src=«ref-1_1593523360-422.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">

Тоді розрахункова контактна напруга визначаємо по формулі (3.10 [1])
<img width=«200» height=«25» src=«ref-1_1593523782-676.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">

<img width=«35» height=«23» src=«ref-1_1593524458-135.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">= 0.45(481+428)=410 МПа.
2.2          
Розрахунок швидкохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора.
2.2.1   
Міжосьова відстань визначаємо по формулі
<img width=«213» height=«55» src=«ref-1_1593524593-612.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">, мм
де: Ка – для косозубних коліс Ка = 43;

u1 – передатне відношення першого щабля;

Т2 – крутний момент другого вала, Нмм;

КНβ — коефіцієнт, що враховує не рівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.

При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймають значення КНβ по таблиці 3.1 [1]. КНβ=1,25

[σH] – напруга, що допускається гранично;

ψba – коефіцієнт відносини зубчастого вінця до міжосьової відстані, для косозубної передачі ψba = 0,25 <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057"> 0,40.
<img width=«449» height=«53» src=«ref-1_1593525297-1128.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">мм


Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 160 мм (див. с.36 [1]).
2.2.2   
Нормальний модуль
mn = (0,01<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"> 0,02)*аw
де: аw – міжосьова відстань, мм;

mn = (0,01<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060"> 0,02)*аw = (0,01<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061"> 0,02)*160 = 1,6<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062"> 3,2 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn = 3.

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.




2.2.3 Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )
<img width=«107» height=«47» src=«ref-1_1593526793-345.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">,
де: аw – міжосьова відстань, мм;

β – кут нахилу зуба, °;

u1 – передатне відношення першого щабля;

mn – нормальний модуль, мм;
<img width=«241» height=«47» src=«ref-1_1593527138-609.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">




2.2.4 Число зубів колеса
z2 = z1 * u1 = 17*5=85


Уточнюємо значення кута нахилу зубів
<img width=«132» height=«47» src=«ref-1_1593527747-453.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">,
де: z1 – число зубів шестірні;

z2 – число зубів колеса;

mn – нормальний модуль, мм;

аw – міжосьова відстань, мм;
<img width=«281» height=«47» src=«ref-1_1593528200-755.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">

β = 17°
2.2.5   
Діаметри ділильні
Для шестірні: <img width=«245» height=«45» src=«ref-1_1593528955-529.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">

Для колеса: <img width=«257» height=«45» src=«ref-1_1593529484-552.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">

Перевірка: <img width=«251» height=«43» src=«ref-1_1593530036-513.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">
2.2.6   
Діаметри вершин зубів
Для шестірні: da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм
2.2.7   
Ширина зуба
Для колеса: b2 = ψba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестірні: b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм


    продолжение
--PAGE_BREAK--2.2.8   
Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру


<img width=«75» height=«53» src=«ref-1_1593530549-388.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">,
де: b1 – ширина зуба для шестірні, мм;

d1 – ділильний діаметр шестірні, мм;
<img width=«151» height=«47» src=«ref-1_1593530937-381.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">
2.2.9   
Окружна швидкість коліс
<img width=«196» height=«43» src=«ref-1_1593531318-447.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"> м/з
Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.
2.2.10                     
 Коефіцієнт навантаження
<img width=«128» height=«25» src=«ref-1_1593531765-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">
По таблиці 3.5 [1] при ψbd = 1,29, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт КНβ = 1,17.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт КНα=1,07.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості менш 5 м/с КНυ = 1.
<img width=«128» height=«25» src=«ref-1_1593531765-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074"> = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252
2.2.11                     
Перевіряємо контактні напруги по формулі
<img width=«187» height=«53» src=«ref-1_1593532295-545.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">, МПа
де: аw – міжосьова відстань, мм;

Т2 – крутний момент другого вала, Нмм;

КН – коефіцієнт навантаження;

u1 — передатне відношення першого щабля;

b2 – ширина колеса, мм;

<img width=«616» height=«53» src=«ref-1_1593532840-1378.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">

Умова міцності виконана.
2.2.12                     
Сили, що діють у зачепленні
У зачепленні діють три сили:

-                     Окружна
<img width=«61» height=«47» src=«ref-1_1593534218-214.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">, Н
де: Т1 – крутний момент провідного вала, Нмм;

d1 — ділильний діаметр шестірні, мм;


<img width=«193» height=«47» src=«ref-1_1593534432-444.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">
-                     Радіальна
<img width=«93» height=«44» src=«ref-1_1593534876-274.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">, Н
де: α – кут зачеплення, °;

β – кут нахилу зуба, °;
<img width=«200» height=«44» src=«ref-1_1593535150-475.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">
Осьова
Fa = Ft * tg β, Н

Fa = Ft * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н
2.2.13                     
Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину
( см. формулу 3.25 [1] ).


<img width=«153» height=«47» src=«ref-1_1593535625-378.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">, МПа
де: Ft – окружна сила, Н;

Коефіцієнт навантаження КF = KFβ * KFν

По таблиці 3.7 [1] при ψbd = 1,34, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному рас-положенні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КFβ = 1.36.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 4,1 м/с коефіцієнт КFυ = 1,1.

Таким чином, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів zυ
-                     У шестірні <img width=«184» height=«47» src=«ref-1_1593536003-423.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">

-                     У колеса <img width=«185» height=«47» src=«ref-1_1593536426-430.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">
Коефіцієнт YF1 = 3,85 і YF2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Yβ і КFα
<img width=«189» height=«41» src=«ref-1_1593536856-410.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">

<img width=«341» height=«47» src=«ref-1_1593537266-682.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">,
де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття εα = 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напруги при перевірці на вигин, визначають по формулі 3.24 [1]:
<img width=«109» height=«59» src=«ref-1_1593537948-551.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">, МПа
По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклу вигину <img width=«53» height=«32» src=«ref-1_1593538499-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">= 1,8 НВ.

Для шестірні <img width=«53» height=«32» src=«ref-1_1593538499-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">= 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса <img width=«53» height=«32» src=«ref-1_1593538499-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">= 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки <img width=«120» height=«23» src=«ref-1_1593539264-283.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">

По таблиці 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF]” = 1 для кувань і штампувань.

<img width=«217» height=«23» src=«ref-1_1593539547-412.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">

Напруги, що допускаються:
Для шестірні <img width=«233» height=«51» src=«ref-1_1593539959-595.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">

Для колеса <img width=«233» height=«51» src=«ref-1_1593540554-589.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">
Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення <img width=«39» height=«53» src=«ref-1_1593541143-316.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094"> менше. Знайдемо відносини:
Для шестірні <img width=«135» height=«41» src=«ref-1_1593541459-361.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">

Для колеса <img width=«115» height=«41» src=«ref-1_1593541820-311.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">
Перевірку на вигин проводимо для колеса:
<img width=«487» height=«47» src=«ref-1_1593542131-968.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">
Умова міцності виконана.




2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора
2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі
<img width=«216» height=«55» src=«ref-1_1593543099-614.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">, мм
де: Ка = 43;

u3 – передатне відношення на виході;

Т3 – крутний момент на виході;

КНβ=1.25

ψba = 0,25 <img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099"> 0,40.
<img width=«313» height=«51» src=«ref-1_1593543805-794.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">
Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 аw = 200 мм (див. с.36 [1]).
2.3.2      
Нормальний модуль
mn = (0,01<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101"> 0,02)*аw = (0,01<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102"> 0,02)*200 = 2<img width=«15» height=«15» src=«ref-1_1593522851-92.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103"> 4 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 mn = 3 мм

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.
2.3.3      
Число зубів шестірні
<img width=«259» height=«47» src=«ref-1_1593544875-669.coolpic» v:shapes="_x0000_i1104">


2.3.4Число зубів колеса
Z4 = z3 * u2 = 32*3,05=97,6
2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів
<img width=«268» height=«47» src=«ref-1_1593545544-735.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">

β = 12,83°=12o50/




2.3.6 Діаметри ділильні
Для шестірні: <img width=«233» height=«45» src=«ref-1_1593546279-505.coolpic» v:shapes="_x0000_i1106">

Для колеса: <img width=«241» height=«45» src=«ref-1_1593546784-519.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">

Перевірка: <img width=«252» height=«43» src=«ref-1_1593547303-512.coolpic» v:shapes="_x0000_i1108">
2.3.7 Діаметри вершин зубів
Для шестірні: da3 =d3+2mn =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: da4 =d4+2mn = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм
2.3.8 Ширина зуба
Для колеса: b4 = ψba aw = 0,4 * 200 = 80 мм

Для шестірні: b3 = b4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм



    продолжение
--PAGE_BREAK--2.3.9 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметрі


<img width=«163» height=«47» src=«ref-1_1593547815-406.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">
2.3.10 Окружна швидкість коліс
<img width=«192» height=«43» src=«ref-1_1593548221-474.coolpic» v:shapes="_x0000_i1110">, м/с
Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.
2.3.11 Коефіцієнт навантаження
<img width=«128» height=«25» src=«ref-1_1593531765-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">
По таблиці 3.5 [1] при ψbd = 0,93, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт КНβ = 1,1.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт КНα=1,06.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості більше 1,5 м/с коефіцієнт КНυ = 1.
<img width=«128» height=«25» src=«ref-1_1593531765-265.coolpic» v:shapes="_x0000_i1112"> = 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
2.3.12 Перевіряємо контактні напруги по формулі




<img width=«500» height=«38» src=«ref-1_1593549225-1171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">


Умова міцності виконана
2.3.13 Сили, що діють у зачепленні
У зачепленні діють три сили:

-                     Окружна
<img width=«243» height=«48» src=«ref-1_1593550396-548.coolpic» v:shapes="_x0000_i1114">
-                     Радіальна
<img width=«271» height=«44» src=«ref-1_1593550944-607.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">
-                     Осьова
Fa = Ft * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н


2.3.14 
Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину


Коефіцієнт навантаження КF = KFβ * KFν ( см. стр. 42 [1])

По таблиці 3.7 [1] при ψbd = 0,863, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт КFβ = 1.2.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 1,5м/с коефіцієнт КFυ = 1,1.

Таким чином, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, YF залежить від еквівалентного числа зубів zυ

У шестірні <img width=«175» height=«34» src=«ref-1_1593551551-422.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">


У колеса <img width=«184» height=«47» src=«ref-1_1593551973-433.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">

Коефіцієнт YF1 = 3,62 і YF2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Yβ і КFα
<img width=«200» height=«41» src=«ref-1_1593552406-441.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118">

<img width=«341» height=«47» src=«ref-1_1593552847-685.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119">,
де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття εα = 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напругу при перевірці на вигин визначають по формулі 3.24 [1]:
<img width=«109» height=«59» src=«ref-1_1593537948-551.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120">,
По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклі вигину <img width=«53» height=«32» src=«ref-1_1593538499-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121">= 1,8 НВ.

Для шестірні <img width=«53» height=«32» src=«ref-1_1593538499-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">= 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса <img width=«53» height=«32» src=«ref-1_1593538499-255.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123">= 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки <img width=«139» height=«25» src=«ref-1_1593554848-541.coolpic» v:shapes="_x0000_i1124">

По таблиці 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [SF]” = 1 для кувань і штампувань.
<img width=«216» height=«23» src=«ref-1_1593555389-410.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">
Напруги, що допускаються:


Для шестірні <img width=«233» height=«51» src=«ref-1_1593539959-595.coolpic» v:shapes="_x0000_i1126">

Для колеса <img width=«235» height=«51» src=«ref-1_1593556394-585.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">
Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення <img width=«39» height=«53» src=«ref-1_1593541143-316.coolpic» v:shapes="_x0000_i1128"> менше. Знайдемо відносини:
Для шестірні <img width=«131» height=«41» src=«ref-1_1593557295-352.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129">

Для колеса <img width=«115» height=«41» src=«ref-1_1593541820-311.coolpic» v:shapes="_x0000_i1130">
Перевірку на вигин проводимо для колеса
<img width=«472» height=«47» src=«ref-1_1593557958-967.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">
Умова міцності виконана




3.               
Попередній розрахунок валів редуктора

Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.


    продолжение
--PAGE_BREAK--3.1 Провідний вал


Діаметр вихідного кінця, <img width=«64» height=«23» src=«ref-1_1593558925-175.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132"> Н/мм2.
<img width=«89» height=«51» src=«ref-1_1593559100-342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1133">, мм [1]
де: Т-Крутний момент, Нмм;

<img width=«28» height=«23» src=«ref-1_1593559442-132.coolpic» alt="*" v:shapes="_x0000_i1134"> — допускається навантаження Н/мм2;
<img width=«252» height=«52» src=«ref-1_1593559574-711.coolpic» v:shapes="_x0000_i1135"> мм
Тому що вал редуктора з'єднаний з валом двигуна муфтою, то необхідно погодити діаметри ротора dдв і вала dв1. Муфти УВП можуть з'єднувати вали зі співвідношенням dв1:dдв<img width=«13» height=«16» src=«ref-1_1593560285-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">0,75, але напівмуфти повинні при цьому мати однакові зовнішні діаметри. У підібраного електродвигуна dдв=32 мм. Вибираємо МУВП за ДСТ 21425-93 з розточеннями напівмуфт під dдв=32 мм і dв1=25 мм.

Приймемо під підшипник dп1=30 мм.

Шестірню виконаємо за одне ціле з валом.




3.2 Проміжний вал
Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр під підшипник допускається <img width=«64» height=«23» src=«ref-1_1593558925-175.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137"> Н/мм2.


<img width=«263» height=«52» src=«ref-1_1593560547-734.coolpic» v:shapes="_x0000_i1138"> мм
Приймемо діаметр під підшипник dП2=30 мм.

Діаметр під зубчастим колесом dзк=35 мм.

Шестірню виконаємо за одне з валом.
3.3 Вихідний вал
Матеріал той же що й шестірня Сталь 45 поліпшена.

Діаметр вихідного кінця <img width=«64» height=«23» src=«ref-1_1593558925-175.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139"> Н/мм2.
<img width=«248» height=«52» src=«ref-1_1593561456-719.coolpic» v:shapes="_x0000_i1140"> мм
Вибираємо муфту МУВП за ДСТ 21424-75 з розточенням напівмуфт під dв3=46мм.

Діаметр під підшипник приймемо dП3=50 мм.

Діаметр під колесо dзк=55 мм.


4. Конструктивні розміри шестірні й колеса
Розміри коліс визначаються з наступних формул:

Діаметр западин зубів: df=d1-2.5mn, мм

Діаметр маточини: <img width=«88» height=«24» src=«ref-1_1593562175-194.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141">, мм

довжина маточини: <img width=«123» height=«24» src=«ref-1_1593562369-240.coolpic» v:shapes="_x0000_i1142">, мм

товщина обода: <img width=«108» height=«24» src=«ref-1_1593562609-223.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143">, мм., але не менш 8 мм.

товщина диска: <img width=«65» height=«24» src=«ref-1_1593562832-165.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144">, мм

діаметр отворів: <img width=«107» height=«43» src=«ref-1_1593562997-376.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145">, мм Do=df-2<img width=«19» height=«24» src=«ref-1_1593563373-101.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146"> мм

фаска: n=0.5mn x 45o
Всі розрахунки зводимо в таблицю 2:
Таблиця 2 — Розрахунки




5. Конструктивні розміри корпуса й кришки
Розрахунок проведемо по формулах (табл. 10.2, 10.3[1]):

Товщина стінки корпуса: <img width=«248» height=«23» src=«ref-1_1593563575-398.coolpic» v:shapes="_x0000_i1148"> мм.

Товщина стінки кришки редуктора: <img width=«231» height=«23» src=«ref-1_1593563973-380.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149"> мм.

Товщина верхнього пояса (фланця) корпуса: <img width=«151» height=«19» src=«ref-1_1593564353-243.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150"> мм.

Товщина нижнього пояса (фланця) кришки корпуса: <img width=«165» height=«23» src=«ref-1_1593564596-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1151"> мм.

Товщина нижнього пояса корпуса: <img width=«187» height=«21» src=«ref-1_1593564875-303.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152"> мм., приймемо р=23 мм.

Товщина ребер підстави корпуса:<img width=«255» height=«23» src=«ref-1_1593565178-554.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153"> мм., приймемо m=9 мм.

Товщина ребер кришки корпуса: <img width=«259» height=«23» src=«ref-1_1593565732-564.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154"> мм., приймемо m=8 мм.

Діаметри болтів:

-фундаментальних: <img width=«421» height=«23» src=«ref-1_1593566296-796.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">мм., приймаємо болти з різьбленням М20;

-які кріплять кришку до корпуса в підшипників: <img width=«291» height=«23» src=«ref-1_1593567092-593.coolpic» v:shapes="_x0000_i1156"> мм., приймаємо болти з різьбленням М16;

-які кріплять кришку з корпусом: <img width=«273» height=«24» src=«ref-1_1593567685-569.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157"> мм., приймаємо болти з різьбленням М12;

Гніздо під підшипник:

-Діаметр отвору в гнізді приймаємо рівним зовнішньому діаметру підшипника: Dп1=30 мм, Dп2=60 мм.

-Діаметр гнізда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 – Діаметр фланця кришки підшипника, на 1 і 2 валах D2= 77мм, на 3 валу D2= 105мм. Тоді Dk1=D2+(2-5)= 80 мм, Dk2=D2+(2-5)= 110 мм.

Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії наведені в таблиці 3:
Таблиця 3 — Розміри радіальних шарикопідшипників однорядних середньої серії

Умовна позначка підшипника

d

D

B

Вантажопідйомність, кН

Розміри, мм

С

З

N306

30

72

19

28,1

14,6

N310

50

100

27

65,8

36



Розміри штифта:

-Діаметр <img width=«88» height=«24» src=«ref-1_1593568254-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1158"> мм.

-Довжина <img width=«239» height=«24» src=«ref-1_1593568452-351.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159">мм.

З табл. 10.5[1] приймаємо штифт конічний ДЕРЖСТАНДАРТ 3129-70

<img width=«55» height=«24» src=«ref-1_1593568803-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1160"> мм, <img width=«56» height=«24» src=«ref-1_1593568952-148.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161"> мм.

Зазор між торцем шестірні з однієї сторони й маточини з інший, і внутрішньою стінкою корпуса А1=1,2<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1593569100-89.coolpic» v:shapes="_x0000_i1162"> =1,2*10=12 мм.

Зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса, а також відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпуса А=<img width=«15» height=«19» src=«ref-1_1593569100-89.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163"> =10 мм.

Для запобігання витікання змащення підшипників усередину корпуса й вимивання пластичного матеріалу, що змазує, рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо кільця, їхню ширину визначає розмір y=8-12 мм. Ми приймаємо y=10 мм.



    продолжение
--PAGE_BREAK--6.
Перевірка довговічності підшипників
6.1 Провідний вал


<img width=«410» height=«418» src=«ref-1_1593569278-4247.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">
Реакції опор:

у площині XZ: <img width=«69» height=«27» src=«ref-1_1593573525-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1165">
<img width=«430» height=«43» src=«ref-1_1593573800-860.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166">

<img width=«72» height=«27» src=«ref-1_1593574660-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167">

<img width=«429» height=«43» src=«ref-1_1593574939-840.coolpic» v:shapes="_x0000_i1168">
Перевірка:<img width=«12» height=«21» src=«ref-1_1593575779-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169"><img width=«179» height=«24» src=«ref-1_1593575852-293.coolpic» v:shapes="_x0000_i1170">

-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0

у площині YZ: <img width=«69» height=«27» src=«ref-1_1593573525-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">


<img width=«417» height=«55» src=«ref-1_1593576420-892.coolpic» v:shapes="_x0000_i1172">

<img width=«72» height=«27» src=«ref-1_1593574660-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">

<img width=«427» height=«55» src=«ref-1_1593577591-918.coolpic» v:shapes="_x0000_i1174">
Перевірка:<img width=«12» height=«21» src=«ref-1_1593575779-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175"><img width=«135» height=«23» src=«ref-1_1593578582-238.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176">

-542,5+935,4-392,9=0

Сумарні реакції:
<img width=«308» height=«29» src=«ref-1_1593578820-565.coolpic» v:shapes="_x0000_i1177">

<img width=«332» height=«29» src=«ref-1_1593579385-596.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178">
Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №2

Умовна позначка підшипника

d

D

B

Вантажопідйомність, кН

Розміри, мм

С

З

N306

30

72

19

28,1

14,6



Відношення <img width=«155» height=«47» src=«ref-1_1593579981-415.coolpic» v:shapes="_x0000_i1179">

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення <img width=«157» height=«47» src=«ref-1_1593580396-419.coolpic» v:shapes="_x0000_i1180"> X=0.56, Y=2.05

Еквівалентне навантаження по формулі:
<img width=«169» height=«24» src=«ref-1_1593580815-323.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">, H
де V= 1-обертається внутрішнє кільце підшипника;

коефіцієнт безпеки по таблиці 9.19[1] КБ=1;

температурний коефіцієнт по таблиці 9.20[1] КТ=1,0.


<img width=«299» height=«24» src=«ref-1_1593581138-460.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182">H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:
<img width=«280» height=«53» src=«ref-1_1593581598-739.coolpic» v:shapes="_x0000_i1183">
Розрахункова довговічність, год по формулі :

<img width=«253» height=«48» src=«ref-1_1593582337-615.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184"> год

Фактичний час роботи редуктора

Термін служби 7 років, при двозмінній роботі:

365днів*16ч.КгодКсут=365*16*0,7*0,3=1226,4 год.
6.2 Проміжний вал
<img width=«376» height=«325» src=«ref-1_1593582952-3307.coolpic» v:shapes="_x0000_i1185">
Реакції опор:

у площині XZ: <img width=«69» height=«27» src=«ref-1_1593573525-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186">


<img width=«399» height=«43» src=«ref-1_1593586534-812.coolpic» v:shapes="_x0000_i1187">

<img width=«72» height=«27» src=«ref-1_1593574660-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188">

<img width=«404» height=«43» src=«ref-1_1593587625-812.coolpic» v:shapes="_x0000_i1189">
Перевірка:<img width=«12» height=«21» src=«ref-1_1593575779-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190"><img width=«164» height=«24» src=«ref-1_1593588510-281.coolpic» v:shapes="_x0000_i1191">

3176-6117,8+484+2457,8=0
у площині YZ: <img width=«69» height=«27» src=«ref-1_1593573525-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192">

<img width=«527» height=«77» src=«ref-1_1593589066-1352.coolpic» v:shapes="_x0000_i1193">

<img width=«72» height=«27» src=«ref-1_1593574660-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194">

<img width=«482» height=«75» src=«ref-1_1593590697-1303.coolpic» v:shapes="_x0000_i1195">
Перевірка:<img width=«12» height=«21» src=«ref-1_1593575779-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196"><img width=«175» height=«23» src=«ref-1_1593592073-281.coolpic» v:shapes="_x0000_i1197">

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Сумарні реакції:
<img width=«296» height=«29» src=«ref-1_1593592354-536.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198">

<img width=«273» height=«29» src=«ref-1_1593592890-512.coolpic» v:shapes="_x0000_i1199">
Підбираємо підшипник по більш навантаженій опорі №1

Умовна позначка підшипника

d

D

B

Вантажопідйомність, кН

Розміри, мм

С

З

N306

30

72

19

28,1

14,6




Відношення <img width=«240» height=«47» src=«ref-1_1593593402-591.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200">

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,21

Відношення <img width=«243» height=«47» src=«ref-1_1593593993-548.coolpic» v:shapes="_x0000_i1201"> X=1, Y=0

Еквівалентне навантаження по формулі:

<img width=«240» height=«24» src=«ref-1_1593594541-385.coolpic» v:shapes="_x0000_i1202">H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:
<img width=«281» height=«53» src=«ref-1_1593594926-715.coolpic» v:shapes="_x0000_i1203">
Розрахункова довговічність, год. по формулі:
<img width=«240» height=«48» src=«ref-1_1593595641-592.coolpic» v:shapes="_x0000_i1204"> год.
6.3 Ведений вал



<img width=«401» height=«290» src=«ref-1_1593596233-2942.coolpic» v:shapes="_x0000_i1205">

Реакції опор:

у площині XZ: <img width=«69» height=«27» src=«ref-1_1593573525-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1206">
<img width=«445» height=«43» src=«ref-1_1593599450-858.coolpic» v:shapes="_x0000_i1207">

<img width=«72» height=«27» src=«ref-1_1593574660-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1208">

<img width=«431» height=«43» src=«ref-1_1593600587-853.coolpic» v:shapes="_x0000_i1209">
Перевірка:<img width=«12» height=«21» src=«ref-1_1593575779-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1210"><img width=«183» height=«24» src=«ref-1_1593601513-301.coolpic» v:shapes="_x0000_i1211">

  -5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

у площині YZ: <img width=«69» height=«27» src=«ref-1_1593573525-275.coolpic» v:shapes="_x0000_i1212">
<img width=«464» height=«55» src=«ref-1_1593602089-970.coolpic» v:shapes="_x0000_i1213">

<img width=«72» height=«27» src=«ref-1_1593574660-279.coolpic» v:shapes="_x0000_i1214">

<img width=«451» height=«55» src=«ref-1_1593603338-963.coolpic» v:shapes="_x0000_i1215">
Перевірка:<img width=«12» height=«21» src=«ref-1_1593575779-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1216"><img width=«128» height=«23» src=«ref-1_1593604374-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1217">

-254,6-2283,8+2538,4=0

Сумарні реакції:
<img width=«321» height=«29» src=«ref-1_1593604611-587.coolpic» v:shapes="_x0000_i1218">

<img width=«316» height=«29» src=«ref-1_1593605198-578.coolpic» v:shapes="_x0000_i1219">
Підбираємо підшипник по більше навантаженій опорі №1

Умовна позначка підшипника

d

D

B

Вантажопідйомність, кН

Розміри, мм

С

З

N310

50

100

27

65,8

36


Відношення <img width=«144» height=«47» src=«ref-1_1593605776-419.coolpic» v:shapes="_x0000_i1220">

Цій величині по таблиці 9.18[1] відповідає e=0,195

Відношення <img width=«155» height=«47» src=«ref-1_1593606195-421.coolpic» v:shapes="_x0000_i1221"> X=0.56, Y=2.2

Еквівалентне навантаження по формулі:

<img width=«296» height=«24» src=«ref-1_1593606616-473.coolpic» v:shapes="_x0000_i1222">H

Розрахункова довговічність, млн. про по формулі:
<img width=«268» height=«53» src=«ref-1_1593607089-727.coolpic» v:shapes="_x0000_i1223">
Розрахункова довговічність, год по формулі:
<img width=«229» height=«48» src=«ref-1_1593607816-560.coolpic» v:shapes="_x0000_i1224"> год
    продолжение
--PAGE_BREAK--
7.Перевірка міцності шпонкових з'єднань


Застосовуються шпонки призматичні з округленими торцями по

ДЕРЖСТАНДАРТ 23360-78. Матеріал шпонок — сталь 45 нормалізована.
Таблиця 1 – Шпонкові з’єднання



Напруги зминання й умова міцності по формулі:
<img width=«211» height=«45» src=«ref-1_1593608376-616.coolpic» v:shapes="_x0000_i1225">
Напруги зминання, що допускаються, при сталевій <img width=«37» height=«21» src=«ref-1_1593608992-131.coolpic» v:shapes="_x0000_i1226">маточині =100...120 Мпа
7.1 Провідний вал
При d=25 мм; <img width=«80» height=«19» src=«ref-1_1593609123-168.coolpic» v:shapes="_x0000_i1227">; t1=4 мм; довжині шпонки l=30 мм; крутний момент Т1=65,5 Нм
<img width=«435» height=«48» src=«ref-1_1593609291-1171.coolpic» v:shapes="_x0000_i1228">




7.2
Проміжний вал
При d=35 мм; <img width=«108» height=«19» src=«ref-1_1593610462-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1229">; t1=5 мм; довжині шпонки l=32 мм; крутний момент Т2=301,3 Нм
<img width=«435» height=«48» src=«ref-1_1593610673-1177.coolpic» v:shapes="_x0000_i1230">
7.3
Ведений вал
При d=55 мм; <img width=«116» height=«19» src=«ref-1_1593611850-220.coolpic» v:shapes="_x0000_i1231">; t1=6 мм; довжині шпонки l=55 мм; крутний момент Т3=314 Нм
<img width=«443» height=«48» src=«ref-1_1593612070-1193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1232">
При d=46 мм; <img width=«108» height=«19» src=«ref-1_1593613263-211.coolpic» v:shapes="_x0000_i1233">; t1=5 мм; довжині шпонки l=65 мм
<img width=«435» height=«48» src=«ref-1_1593613474-1186.coolpic» v:shapes="_x0000_i1234">



8.Уточнений розрахунок валів
8.1 Провідний вал


Уточнений розрахунок складається у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з значеннями, що допускаються s. Міцність дотримана при <img width=«43» height=«20» src=«ref-1_1593614660-138.coolpic» v:shapes="_x0000_i1235">.

Матеріал вала — сталь 45 поліпшена. По таблиці 3.3[1] <img width=«97» height=«24» src=«ref-1_1593614798-216.coolpic» v:shapes="_x0000_i1236">

Границі витривалості:

<img width=«240» height=«24» src=«ref-1_1593615014-402.coolpic» v:shapes="_x0000_i1237">

<img width=«239» height=«23» src=«ref-1_1593615416-397.coolpic» v:shapes="_x0000_i1238">

<img width=«368» height=«100» src=«ref-1_1593615813-1059.coolpic» v:shapes="_x0000_s1027">


Рис.1 — Перетин А-А



Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкового паза
Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах вигину
<img width=«141» height=«67» src=«ref-1_1593616872-375.coolpic» v:shapes="_x0000_i1239">
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруженнях
<img width=«132» height=«67» src=«ref-1_1593617247-349.coolpic» v:shapes="_x0000_i1240">


По таблиці 8.5[1] приймаємо <img width=«128» height=«24» src=«ref-1_1593617596-240.coolpic» v:shapes="_x0000_i1241">;<img width=«59» height=«24» src=«ref-1_1593617836-152.coolpic» v:shapes="_x0000_i1242">

По таблиці 8.8[1] приймаємо <img width=«117» height=«24» src=«ref-1_1593617988-218.coolpic» v:shapes="_x0000_i1243">;<img width=«69» height=«24» src=«ref-1_1593618206-166.coolpic» v:shapes="_x0000_i1244">

Момент опору крутінню по таблиці 8.5[1]:
<img width=«211» height=«49» src=«ref-1_1593618372-608.coolpic» v:shapes="_x0000_i1245">
при d=25 мм; b=8 мм; t1=4 мм
<img width=«487» height=«45» src=«ref-1_1593618980-1097.coolpic» v:shapes="_x0000_i1246">
Момент опору вигину:
<img width=«203» height=«45» src=«ref-1_1593620077-578.coolpic» v:shapes="_x0000_i1247">
При d=25 мм; b=8 мм; t1=6 мм
<img width=«479» height=«45» src=«ref-1_1593620655-1089.coolpic» v:shapes="_x0000_i1248">
Згинальний момент у перетині А-А
<img width=«135» height=«29» src=«ref-1_1593621744-316.coolpic» v:shapes="_x0000_i1249">

My=0;<img width=«316» height=«25» src=«ref-1_1593622060-498.coolpic» v:shapes="_x0000_i1250">

MА-А=МX
Амплітуда й середнє значення циклу:


<img width=«295» height=«67» src=«ref-1_1593622558-644.coolpic» v:shapes="_x0000_i1251">

Амплітуда нормальних напруг:
<img width=«241» height=«48» src=«ref-1_1593623202-591.coolpic» v:shapes="_x0000_i1252">,
Перемінна постійних напруг:
<img width=«224» height=«43» src=«ref-1_1593623793-534.coolpic» v:shapes="_x0000_i1253">
Тоді
<img width=«349» height=«68» src=«ref-1_1593624327-779.coolpic» v:shapes="_x0000_i1254">

<img width=«321» height=«68» src=«ref-1_1593625106-730.coolpic» v:shapes="_x0000_i1255">
Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )
<img width=«315» height=«52» src=«ref-1_1593625836-725.coolpic» v:shapes="_x0000_i1256">
Умова міцності виконана.
Перетин В-В

приймаємо <img width=«128» height=«24» src=«ref-1_1593617596-240.coolpic» v:shapes="_x0000_i1257">

<img width=«133» height=«24» src=«ref-1_1593626801-237.coolpic» v:shapes="_x0000_i1258">. Момент опору крутінню при d=40.3 мм:


<img width=«272» height=«44» src=«ref-1_1593627038-561.coolpic» v:shapes="_x0000_i1259">
Момент опору вигину:
<img width=«259» height=«44» src=«ref-1_1593627599-536.coolpic» v:shapes="_x0000_i1260">
Згинальний момент у перетині B-B
<img width=«137» height=«29» src=«ref-1_1593628135-317.coolpic» v:shapes="_x0000_i1261">

<img width=«321» height=«24» src=«ref-1_1593628452-510.coolpic» v:shapes="_x0000_i1262">

<img width=«477» height=«36» src=«ref-1_1593628962-801.coolpic» v:shapes="_x0000_i1263">

<img width=«253» height=«28» src=«ref-1_1593629763-441.coolpic» v:shapes="_x0000_i1264">
Амплітуда й середнє значення циклу:
<img width=«256» height=«64» src=«ref-1_1593630204-564.coolpic» v:shapes="_x0000_i1265">

Амплітуда нормальних напруг:
<img width=«228» height=«44» src=«ref-1_1593630768-538.coolpic» v:shapes="_x0000_i1266">,
<img width=«23» height=«24» src=«ref-1_1593631306-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1267"> величина дуже маленька тому неї враховувати не будемо

Тоді
<img width=«264» height=«61» src=«ref-1_1593631409-700.coolpic» v:shapes="_x0000_i1268">


<img width=«321» height=«68» src=«ref-1_1593632109-749.coolpic» v:shapes="_x0000_i1269">
Результуючий коефіцієнт запасу міцності по формулі (8.17 [ 1 ] )
<img width=«304» height=«52» src=«ref-1_1593632858-709.coolpic» v:shapes="_x0000_i1270">
Умова міцності виконана.


    продолжение
--PAGE_BREAK--