Базовой моделью для моего усовершенствования является УЭЦН 5 50-1300, так как на основании проведенного анализа полетов УЭЦНМ в АО «Сургутнефтегаз» видно, что влияние вибрации в модульных насоса ЭЦН приводит к обрыву болтов во фланцевых соединениях, не только самого верхнего, но и ниже. На основании этого предлагается конструкция противополетного устройства, устанавливаемого на каждое фланцевое соединение насосного агрегата, описанное далее.
2.3.Суть модернизации.
Страховочные муфты предназначены для предотвращения падения установок в скважину при ее расчленении по фланцевому соединению.
Устанавливаются страховочные муфты между модуль-секциями насоса (кроме соединения входной модуль – модель-секция) и между модуль-головкой и модуль секцией. Если применяется противополетная головка.
Монтаж-демонтаж установок производится согласно «Инструкции по монтажу-демонтажу на устье скважин погружных электроцентробежных насосов для добычи нефти» со следующими дополнениями.
После соединения верхней и нижней секций, приподнять агрегат и установить на фланцевом соединении страховочную муфту в следующей последовательности:
1.Вывинтить стягивающие винты из корпуса муфты для рассоединения двух частей.
2.Установить обе части муфты на фланцевое соединение винтами вниз так, чтобы срезанная плоскими часть муфты находилась под кабелем.
3.Соединить часть муфты винтами при помощи шестигранного ключа, и расклинить винты со стороны разрезанной части, для предотвращения самопроизвольного развинчивания.
Аналогично установить муфту при наличии многосекционного насоса между всеми модулями.
Демонтаж муфты осуществить следующим образом:
1.Сжать плоскогубцами расклиненные концы винтов.
2.Вывинтить винты из корпуса страховочные муфты, разъединить части муфты и снять их.
3. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ
3.1.Расчет ступени ЭЦН
3.1.1.Расчет рабочего колеса.
При расчете ступени погружного центробежного насоса всегда известны подача и напор насоса, скорость вращения вала и диаметр обсадной колонны скважины для работы в которой предназначен насос. (1)
Подача, Q – 30 мсут.
Напор, H – 1300 м.
Частота вращения вала, n – 3000 обмин.
Внутренний диаметр корпуса насоса, d – 82 мм.
Внутренний диаметр корпуса ступени, d – 76,5 мм.
После того, как установлен внутренний диаметр ступени, можно приступать непосредственно к расчету проточной части рабочего колеса и других размеров.
Для этого необходимо выполнить следующее:
а) Определить наибольший внешний диаметр рабочего колеса D max
D2max=Dвн.–25, (3.1.)
где, S – радиальный зазор между внутренней стеной корпуса ступени
Dвн. и наибольшим диаметром рабочего колеса D max.
Этот зазор выбираем в пределах S=2-3 мм
б) Определим приведенную подачу рассчитываемой ступени:
Qприв.=2800 ( 90 )3 Q, (3.2)
n D2max
где, 2800 – приведенная скорость вращения единичного насоса в обмин.
90 – наибольший внешний диаметр рабочего колеса единичного
насоса в мм.
n – число оборотов вала, обмин.
Q – рассчитываемая подача, лс.
в) Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо:
Dвт.=Кdвт*D2max, (3.3)
где, K dвт – коэффициент, соответствующий полученному значению
Qприв, 0,31.
После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность размещения вала насоса.
При этом должно быть соблюдено условие:
D = d + 2 δ вт.,
где, Dвт – диаметр втулки, мм;
Dв – диаметр вала насоса, мм;
δвт. – толщина ступени втулки (для погружных центробежных насосов с диаметром корпуса 92-150, можно принять Sвт=2-4 мм);
г) Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей D1 maxпо уравнению:
D1max=D 2max
KD1max (3.4)
где, КD1 max– коэффициент, определенный для Qприв, 2,3;
в) Определяем диаметр входа D в рабочее колесо:
D0=КD0*D1max, (3.5)
К – коэффициент диаметра входа в рабочее колесо для данного
Qприв, 0,96;
е) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей рабочего колеса D2 min:
D2min=√D2 вн.ст.–1 *(D 2max)2 *Fприв
0,78590 (3.6)
где, Fприв – приведенная площадь без лопаточного кольца между стенкой
корпуса ступени Dвн.ст. и ободом верхнего диска рабочего колеса
D2 min. Находят для Q Fприв = 1600 мм.
ж) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей D1min:
D1min= D 2max
KD1min (3.7.)
где, KDmin – коэффициент определяемый для Qприв.
з) Определяем высоту канала b на выходе из рабочего колеса.
в=Кb2*D2max, (3.8)
где, Кb2 – коэффициент, определяемый для Q, 0,016;
и) Определяем высоту канала b1 на входе в рабочее колесо.
b1=Kb1*D2max, (3.9)
Кb1 – коэффициент, определяемый для Q, 0,036;
к) Напор ступени определяют по коэффициенту окружной скорости
Кv2окр., пользуясь уравнением:
Kv2окр.=V 2 окр. max (3.10)
60√2gH
где, V2окр. – окружная скорость на диаметре D2max рабочего колеса;
Кv2окр.= π D 2ср.* n
60√2gH (3.11)
где, K v2окр. – коэффициент окружной скорости, Кv2окр. = 1,33;
D2ср. – внешний диаметр рабочего колеса, мм;
п – число оборотов вала, об/мин;
g – ускорение свободного падения, м/с;
л) Определяем коэффициент быстроходности ступени;
м) Определяем конструктивные углы β1 и β2 от быстроходности ступени.
Расчет колеса:
а) D2max=Dвн.ст. – 2S
В2max=76,5-2*2
D=72,5 мм;
б)Qприв = 2800 (90 )3 *Q;
n D2max
Qприв = 2800 ( 90 )3 * 0,347;
3000 72,5
Qприв=0,6196 лс;
в) d вт.=Кdвт*D2max
dвт=0,31*72,5
dвт=22,475 мм;
dвт=dв + 2δвт.
dвт=17+2*2/5
dвт= 22 мм;
г)D1max= D 2max
KD1max
D1max=72,5
2,3
D=31,52 мм;
д) D0=К0*D1max;
D0=0,96*31,52;
D0=30,26 мм;
е) D2min=√D2
вн.ст. - 1
(D
2max
)2
*Fприв.
0,785 90
 |
D2min=√76,52 – 1 (72,5)2 *1600
0,785 90
D2min=67,3 мм;
ж) D1min= D 2max
KD1min
D1min= 72,5
2,2
D1min=32,95 мм;
з) b2=Кb2 * D2max;
b2=0,016*72,5
b2=1,16 мм;
и) b1=Кb1*D2max
b1=0,036*7,25=2,61 мм;
к) Н=(π D ср.* Н)2 * 1
60*КН2 2g
Н=(3,14*0,0725*3000) * 1
60*1,33 2*9,81
Н=3,73 м;
л) Hs=60;
м) β1=27;
β2=53;
3.1.2. Расчет направляющего аппарата.
Осевой направляющий аппарат ступени погружного центробежного насоса рассчитывают следующим образом:
а) Определяем приведенную подачу и по ней определим приведенную, а затем действительную высоту рассчитываемой ступени:
lприв=22;
l=l прив.* D 2max (3.12)
90
б) Определяем высоту междулопаточных каналов:
b3пр.=90 *b3 (3.13)
D2max
где, b3пр.- приведенная высота от приведенной подачи, 3.3;
b3пр.= b 3 прив.* D 2max
90
в) Находим диаметр диафрагмы D направляющего аппарата:
F”прив.=0,7859(D2 вн.ст.-D2 )*(90 )2 (3.14)
D2max
где, F”прив-приведенная площадь кольца внутренней стенкой корпуса
ступени и диаметром ступени, 800;
D3=√D2 вн.ст. – F’’ прив. *( D 2max )2
0,785 90
Расчет направляющего аппарата:
а) l=l прив. * D 2max
90
l=22*72,5
90
l=17,7 мм;
б) b3=b 3прив.* D 2max
90
b3=3,3 * 72,5
90
b3=2,66 мм;
в) D3=√D2
вн.ст. –
F’’
(
D
2max)2
0,785 90
D3=√76,52
– 800
(72,5)2
0,785 90
D3=72,04 мм;
КПД ступени 0,38
3.2.Проверочный расчет шпоночного соединения .
Шпоночное соединение проверяется по боковым граням шпонки под действием окружного усилия, передаваемого рабочему колесу:
σ=2 M р.к. D(h-t)*l (3.15)
где, Мр.к. – момент передаваемый рабочему колесу.
D – диаметр вала;
t - глубина паза по валу;
l - длина посадочной части рабочего колеса;
h – высота шпонки.
Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД. Для определения напора необходимо определить количество ступеней находящихся в насосе. Количество ступеней можно определить следующим образом. Существует 5 видов секций отличающихся длиной, в зависимости от длины в каждой секции располагаются различное число ступеней. Для расчета возьмем следующий насоса: ЭЦН М-5-50-1300 состоящий из 2-х секций № 2 и № 5, в некоторых расположено 264 ступени, в секции № 2 расположено 73 ступени, а в секции № 5 расположено 192 ступени. Длина одной ступени ЭЦН 50 - 24 мм. Ступени насоса в секциях располагаются в пределах:
L=n*l (3.16)
где, n – число ступеней;
l - длина одной ступени;
L = (72*24) + (192*24)
L = 1728 + 4608
L = 6336 мм
Длина одной ступени ЭЦН – 30 равна 17,5 мм, в секциях расположится:
nр=L (3.17)
lp
где, np – число ступеней, рассчитываемого насоса в двух секциях;
lp – длина одной ступени ЭЦН – 30.
np=6336
17,5
np=362 ступени
Значит в секции № 2 расположится 99 ступеней, а в секции № 5 расположится 263 ступени. Напор одной ступени равен 3,73 м. Общий напор равен произведению количества ступеней на напор одной ступени:
H=N*h (3.18)
где, h-напор одной ступени
H=362*3,73
H=1350,26 м
H=1350 м.
Гидравлическая мощность насоса равна:
Nг=Q* H*j (3.19)
102 *η
где, Q – подача насосной установки;
H – напор насоса
j-относительный удельный вес жидкости
η-КПД насоса;
Q = 30 м3 /сут =3,5*10-4 м3 /с
Н = 1350 м
j=1900 кг/м3
η=0,43
Nг=3,5*10-4 *1350*1300
102*0,43
Nг =15 КВт
Мощность двигателя должна быть:
Nд ≥ 1,05 Nг, (3.20)
где Nд – мощность двигателя;
Nг – гидравлическая мощность насоса;
Nд = 1,05*15
Nд=15,8 КВт
По (1) подбираем двигатель, соответствующий условию отраженному в формуле (3.20):
Двигатель ЭД 20-103
Мощность двигателя Nд=20 КВт.
Момент, передаваемый на рабочее колесо:
Мр.к.=Nдв. (3.21)
Nz*n
где, Nдв. – мощность подобранного двигателя;
Nz – число рабочих колес, установленных в насосе;
n – число оборотов вала насоса;
Nz =362 ступени
n=2840 об/мин=47,33 об/сек
Мр.к. = 20*103
362*47,33
Мр.к.=1,17 Вт.
Расчет шпонки на смятие производится по формуле (3.15):
σсм.= 2Мр.к.
D (h-t)*l
Мр.к.=1,17 Вт.
D=17мм=0,017 м
l=10мм=0,01 м
h=1,6мм=0,0016 м
t=0,8мм=0,0008 м
σсм= 2*1,17
0,017(0,0016-0,0008)*0,01
σсм.=17205881 Н/м2
σсм.=17,2 Мпа
Шпонка представляет собой кружок твердый, вытянутый, изготовленный из латуни марки П63. Сопротивление латуни этой марки разрыву:
σв=75-95 кгс/мм2
σв=750-950 МПа
Сопротивление смятию находится в пределах ½ σв, запас прочности на смятие нас удовлетворяет.
3.3.Проверочный расчет шлицевого соединения.
Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле:
σсм.=Т (3.22)
0,75z Асм*Rср.
где, Т – передаваемый вращаемый момент;
z - число шлицев;
Ам – расчетная поверхность смятия;
Rср. – средний радиус шлицевого соединения.
Средний радиус шлицевого соединения определяется как:
Rср.=0,25 (D+d) (3.23)
где, d-диаметр впадин шлицев, ;
D-максимальный диаметр шлицев;
D=0,017 м
d=0,0137 м
Rср.=0,25 (0,017+0,137)
Rср.=0,007675 м
Расчетная поверхность смятия равна:
Асм.=(D-d -2ƒ)*l (3.24)
2
где, ƒ-фаска на шлицах;
l-длина контактирующей поверхности шлицевого соединения;
ƒ=0,003 м
l=0,04 м
Асм.= (0,017-0,0137 – 2*0,0003)*0,04
2
Асм.=0,000042 м2
Т=N дв (3.25)
n
где, Nдв.- мощность двигателя;
n - число оборотов вала;
Nдв.=20 КВт=20000Вт
n=2840 об/мин=47,33 об/сек
Т=20000
47,33
Т=422,6 Н*м
σсм.= 422,6
0,75*6*0,000042**0,007675
σсм=291308000 Н/м
σсм=291,308 Мпа.
Вал насоса изготовлен из высоколегированной стали.
[σсм]вала=500-1100 МПа.
Следовательно, шлицевое соединение, рассчитанное нами и проверенное на смятие удовлетворяет нашему насосу.
3.4.Расчет вала ЭЦН
Различают валы прямые, коленчатые и гибкие. Наибольшее распространение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах. По конструкции различают валы и оси гладкие, фанонные или ступенчатые, а так же сплошные и полые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а также с возможностью монтажа детали при подсадках с натягом. Полые валы изготавливают для уменьшения массы или в тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло и пр. Прямые валы изготавливают преимущественно из углеродных и легированных сталей.
Валы рассчитывают на прочность.
Расчет вала на прочность.
Во время работы вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на вал вызывается насосным расположением валов секций насоса и протектора и возможность неточного изготовления шлицевого соединения.
Предварительно оценивают средний диаметр вала по внутреннему диаметру шлицев d концентрационных напряжений и изгиба вала:
τкр=M кр. max =M кр. max (3.26)
Wр=0,2*d3 вн.
где, dвн.=М
кр.
max
(3.27)
0,2*τкр
Максимальный крутящий момент:
Мкрmax=N max (3.28)
w
где, Nmax– приводная мощность двигателя, 13 т;
w= π* n - угловая скорость, сек;
30
п-частота вращения электродвигателя, об/мин.
Напряжение на кручение определяем по пределу текучести материала σт.
Допустимое касательное напряжение при кручении принимаем с коэффициентом запаса прочности η=1,5;
τ=[τ]= τ т = σ т (3.18)
η 2η
Для вала насоса ЭЦН берем сталь 40ХН с пределом текучести τ=750 Мпа.
Насосное соединение валов и некомпенсированные зазоры создают радиальную нагрузку в 60-130 кг.с, действующую на шлицевой конец вала насоса.
Радиальная нагрузка Р, находится по формуле:
Р1=K[3E*J*∆у ] (3.29)
C3
где, К – коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров
и равный 0,45-0,85;
Е – модуль упругости материала вала, Па.
J – момент инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки. М;
∆у – стрела прогиба шлицевого конца вала, вызванная неспособнос-
тью в сочленении насоса и протектора, принимается равным 25*10 м;
С – расстояние от центра подшипника до середины муфты, м;
Момент инерции вала:
J=π* d4 вн. *а* (D-d вн.)*( D+d вн.)* z (3.30)
64
где, а – ширина шлицы, м;
D – наружный диаметр шлицев, м;
z – число шлицев.
Радиальная нагрузка на вал Р2, зависящая от неравномерной передачи крутящего момента шлицами малы и ею можно пренебречь.
Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2*Р, где
Рокр.=2*М кр. max (3.31)
dср.
где, D – средний диаметр шлицев.
Р2=0,2*Рокр. (3.32)
Изгибающий момент на шлицевом конце вала:
Мизгб.max=(Р1+Р2)*b (3.33)
где, b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р
до проточки под стопорное кольцо, м.
Мизг.max.=(Р1-Р2)*b.
Зная момент изгиба и момент кручения, можно определить напряжение изгиба и кручения в опасном сечении вала (под проточку на стопорное кольцо).
σизг.max=М изг. max (3.34)
Wx
Wх=π* d4 кр. (3.35)
32*D
где, Wх- момент сопротивления в месте проточки под стопорное кольцо,
м;
dкр.-диаметр вала в месте проточки под стопорное кольцо, м;
σизгб.min=М изг. min (3.36)
Wx
Напряжение кручения
τкр.=М кр. max (3.37)
Wp
Wр=2*Wx – полярный момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо;
Эквивалентное напряжение находим по четвертной прочности:
σэкв.=√σ2 изг.max+3τ2 (3.38)
По этой величине и пределу текучести материала вала устанавливается запас прочности с учетом статистических нагрузок:
п=σ т ≥1,3 (3.39)
σэкв
Исходные данные:
Приводная мощность двигателя N = 2000Вт. Частота оборотов двигателя п=2840 об/мин. Предел текучести материала вала σ=750 МПа. Модуль упругости материала вала У=20*10 МПа. По данной методике произведем расчет с цифровыми значениями:
Момент инерции вала:
J= π* d4 вн. + а (D-d вн) * ( D +d вн) 2 * z
64
J= 3 , 14*0,0124 + 0,0035 (0,017 – 0,012)*(0,017+0,012) 2 *6
64
J=2,3*10-10 м;
Нагрузка создаваемая работающими шлицами:
Р2=0,2*Рокр.
Р2=0,2* M кр. max
dср
Р2=0,2 * 2*67,28
0,0155
Р2= 1736,2584.
Максимальный изгибающий момент в месте проточки под стопорное кольцо:
Мизг.max= (Р1+Р2)*b
Мизг.max=(258,957+1736,258)*0,035
Мизг.max=69,83 Н*м.
Минимальный изгибающий момент в этом сечении:
Мизг.min=(Р1-Р2)*b
Мизг.min=(258,957-1736,258)*0,035
Мизг.min=51,74 Н*м;
Напряжение изгиба в опасном сечении:
σизг.max=М изг. max
Wx
где, W= π* d4 кр
32*D
W=3,14*0 , 01574
32*0,017
W=3,51*10-7 м3 ;
Это мы нашли осевой момент сопротивления вала:
σизг.max.= 69,83
3,51*10-7
σизг.max =198,945Мпа
Минимальное напряжение изгиба
σизг.min.= 51, 71
3,51*10-7
σизг.min.= 147,321 МПа
Напряжение кручения:
τкр=М кр .max
Wp
где, Wр=2*Wх
Wр=2*3,51*10-7
Wр=7,02*10-7 м
Это мы нашли полярный момент сопротивления вала
τкр.= 67,28
7,02*10-7
τкр.=96,114 Мпа;
Эквивалентное напряжение:
σэкв=√σ2
изг.max + τкр2
σэкв=√198,9452 +3*96,1142
σэкв.=259,409 Мпа;
Запас прочности по пределу текучести:
п= σ т ≥ 1,3
σэкв
п= 750
259,409
п=2,8;
Из результатов расчетов видно, что вал из стали 40 ХН диаметром 17 мм со шлицем и с проточкой под стопорное кольцо выдерживает заданные нагрузки с коэффициентом запаса прочности п=2,8, который удовлетворяет условию 2,8>[1,4].
3.5.Прочностной расчет
3.5.1.Прочностной расчет корпуса насоса
Корпусы погружных центробежных насосов изготавливают из трубных заготовок точением или из холодных комбинированных труб повышенной точности длиной 2100, 3600 и 5000 мм.
Корпус насоса будет рассчитываться в следующей последовательности.
1.Выбираем наружный диаметр и внутренний корпуса насоса.
Dвн.=0,092 м, Dвн=0,08 м
2.Определяем предварительную затяжку пакета ступеней с учетом коэффициента запаса плотности верхнего стыка по формуле:
T=πКρgНrвн.[1-Eк-Fк/2 (ЕкFк+Ена Fна)] (3.40)
где К – коэффициент запаса плотности стыка;
К=1,4
ρ - плотность воды;
ρ=1000м/кг
g – ускорение свободного падения;
g = 9,8 м/с
H- максимальный напор насоса;
Н =1300 м
r - внутренний радиус расточки корпуса насоса;
r=0,04 м
Ек- модуль упругости материала корпуса насоса;
Ек=0,1х10 6 Мпа
Fк – площадь поперечного сечения корпуса насоса;
Fк=1,62х10 -3 м 2
Ена- модуль упругости материала направляющего аппарата;
Ена=1,45х10 5 МПа
Fна – площадь поперечного сечения направляяющего аппарата;
Fна=6,08х10-4 м2
Т=3,14х1,4х1000х9,81х1160х0,042 [1-2,1х106 х1,62[10-3 /2(2,1х106 х1,62х10-3 +1,45х105 х6,08х10-4 ) ]=48256Н
3.Находим общее усилие, действующее вдоль оси корпуса по выражению:
Q=Т+ρgНrвн 2 EкFк/2(ЕкFк+ЕнаFна)+G + πКρgНrвн (3.41)
где Т – предварительная затяжка пакета ступеней, определенная по формуле
(3.40)
Т=48256Н
G – масса погружного агрегата;
G =20505 Н;
Hmax - максимальный напор насоса;
Нmax =3500 м
Q = 268519Н
4.Вычисляем осевое напряжение в опасных сечениях корпуса по формуле
σ=Q/Fк (3.42)
где Q – общее усилие, действующее вдоль корпуса насоса, определенное по
выражению (3.41)
Q=268591 Н
Fк – площадь ослабленного сечения корпуса по наружному диаметру
трубы;
Fк =1,24х10-3 м2
σz=268519/1,24х10-3 =220МПа
5.Определяем тангенциальное напряжение в опасных сечения, по выражению:
σ=pgHmaxrвн/S-MT/F’ (3.43)
где S – толщина корпуса в опасном сечении;
S=0,009 м
M – коэффициент Пуассона;
M=0,28
σт=142 МПа
3.5.2.Прочностной расчет винтов страховочной муфты.
Расчет винтов на срез произведем по формуле:
τ≤[τ] (3.44)
где τ – напряжение среза действующее на винты страховочной муфты;
[τ] – допускаемое напряжение среза.
Допускаемое напряжение среза определяется по формуле:
[τ]=0,4σт
где σт – предел текучести материала винта, для стали 35 из которой
изготовлены винты
σт=360МПА.
[τ]=0,4х360=144МПа
Напряжение среза действующее на винты определяем по формуле
τ=4S/пdхz (3.45)
где S – сила среза действующая на винты;
d – внутренний диаметр резьбы;
d=0,0085 м;
z –количество винтов, z=2;
Находим силу среза по выражению
S=mхg (3.46)
где m – масса насосного агрегата
m=709 кг
g – ускорение свободного падения;
g =9,8 м/с
S=709х9,81=6955,29 кгм/с2 =6955,29 Н
Определяем напряжение среза, действующее на винты страховочной муфты по формуле (3.45)
τ=6955,29х4/3,14х0,00855 х2=61285468 Па=61,29 МПа.
Прочностной рачсет винтов на срез является допустимой, так как 61,29<144
Коэффициент запаса прочности винтов определяем из выражения
n=[τ]/ τ (3.47)
где [τ] – допускаемое напряжение среза, [τ]=144 МПА
τ – напряжение среза действующее на винты страховочной муфьы,
τ=61,29 МПа
П=144/61,29=2,35
Полученный коэффициент заппса прочности является достаточным.
3.5.3.Прочностной расчет корпуса полумуфты
Расчет корпуса полумуфты будет рассчитываться на растяжение в опасном сечении. Расчет полумуфты в опасном сечении произведем по формуле:
σ≤[σ] (3.48)
где σ – сопротивление при растяжении действующее в опасном сечении
полумуфты;
[σ] – допустимое сопротивление при растяжении.
Допустимое сопротивление при растяжении определяется из выражения
σ=0,3σт (3.49)
где σт – предел текучести материала для материала сталь 30 Л,
29-04-2015, 00:48