Сделай Сам Свою Работу на 5

А условие прочности на смятие






σсм


FtAсм


σсм ,


 

где Ft – срезающая сила (осевая или окружная);

i – число поверхностей среза;

 


Ac

Ac τc σсм


– площадь штифта при срезе;

 

– площадь поверхности смятия (сжатия);

= 70–80 МПа – допускаемое напряжение при срезе;

= 200–300 МПа – допускаемое напряжение при смятии.


Рис. 26.15. Схемы к расчету соединений радиальным (а) и осевым (б) штифтами:

d – диаметр штифта; d1 – диаметр вала

 

Срезающая сила при передаче вращающего момента Ft

Осевые штифты (круглые шпонки) применяют в машинострое- нии для передачи вращающего момента в неразъемных соединениях. Штифты диаметром d = (0,1–0,15)dви длиной l = (3–4)dв (dв диаметр вала) устанавливают по посадке с натягом Н7/r6 в отверстия, сов- местно просверленные и развернутые при сборке в валу и ступице по


стыку посадочных поверхностей (рис. 26.15, б). Материалы детали и вала должны иметь примерно одинаковую твердость для исключения увода сверла в сторону менее твердого материала.

Число штифтов для передачи заданного вращающего момента

 

z

Многоштифтовые соединения этого типа по прочности близки к шлицевым.

 

Резьбовые соединения

Резьбовыми называют соединения деталей с помощью резьбы. Они являются наиболее распространенным видом разъемных соеди- нений.

 

26.5.1. Крепежные детали и стопорящие устройства

Наибольшее распространение среди резьбовых деталей полу- чили крепежные болты, винты, шпильки, гайки. Под болтом или винтом понимают стержень с головкой и одним резьбовым кон- цом. Шпилька имеет два резьбовых конца. Гайка – это деталь с резьбовым отверстием.

С помощью этих деталей образуют разъемные соединения бол- том, винтом и шпилькой в разнообразных конструкциях. Тип со- единения определяется прочностью материалов соединяемых дета- лей, частотой сборки и разборки соединений в эксплуатации, а так- же особенностями конструкции и технологии изготовления со- единяемых деталей.

Для предохранения повреждений поверхностей соединяемых де- талей при завинчивании и увеличения опорной поверхности гайки используют шайбы.


При статических нагрузках самоотвинчивания резьбовых дета- лей не наблюдается, так как все крепежные резьбы выполняются самотормозящимися (явление самоотвинчивания не должно наблю- даться). При динамических и вибрационных нагрузках может про- изойти самоотвинчивание гаек и винтов.


Для предотвращения самоотвинчивания резьбовых деталей при- меняют различные средства стопорения. Основные из них – контр- гайки, пружинные шайбы, стопорные шайбы, шплинты. Если не требуется разборка соединения, гайки устанавливают внаклеп, про- изводят кернение, расклепывание и приварку.

Штифты, винты, упругие контргайки, проволока также могут выполнять функции стопорения.

Болты, винты, шпильки и гайки изготавливают из мало- и сред- неуглеродистых сталей Ст 3 кп, Ст 5, 10, 10 кп, 15, 20, 30, 45 и др. В ответственных случаях (ударные нагрузки, высокие температуры) применяют легированные стали 40Х, 38ХА, 30ХГСА, 35ХГСА, 40ХН2МА и др., а также титановые сплавы (резьбовые детали из титановых сплавов по сравнению со стальными имеют повышен- ную прочность и примерно в два раза легче).

Пружинные шайбы изготавливают из рессорно-пружинных ста- лей 65, 70, 75, 65Г.

Гайки изготавливают из стали Ст 3.

Механические характеристики материалов крепежных деталей нормированы ГОСТ 1759–82. Для стальных болтов, винтов и шпи- лек предусмотрено 12, а для гаек – семь классов прочности и соот- ветствующие им марки сталей.

 

26.5.2. Резьба и ее параметры

Резьба является основным элементом резьбового соединения. Она образует выступы по винтовой линии на поверхности винта и гайки (наружная и внутренняя), может изготавливаться на ци- линдрической (цилиндрическая резьба) и конической (кониче- ская резьба) поверхностях заготовки, бывает правая, если винто- вая линия направлена вверх слева направо, и левая – при направ- лении ее вверх права налево. Наиболее применяемые правые резьбы. Если на поверхность детали наносится один винтовой выступ, резьбу называют однозаходной. Применяют также мно- гозаходные резьбы.

Основные параметры цилиндрической резьбы (рис. 26.16): d, D – наружные диаметры соответственно болта и гайки; d1, D1; d2, D2 – внутренние и средние диаметры резьбы;

d3 – внутренний диаметр болта по дну впадины;


Р – шаг (расстояние между одноименными сторонами двух смежных профилей);

ψ – угол подъема резьбы, т. е. угол развертки винтовой линии по


среднему диаметру резьбы: tgψ


;

πd2


ph– ход резьбы (осевое перемещение гайки за один оборот): для однозаходной резьбы ph= p, для многозаходной ph= n ∙ p, где n – число заходов резьбы (рис. 26.17).

 

       
Рис. 26.16. Метрическая резьба Рис. 26.17. Образование винтовой линии

 

По форме профиля крепежные резьбы бывают треугольные и круглые; резьбы винтовых механизмов (ходовые резьбы) – трапеце- идальные, упорные, прямоугольные.

Метрическая резьба (ГОСТ 24705–81) – основной вид резьбы крепежных деталей (см. рис. 26.16). Она бывает с крупным и мел- ким шагом, но чаще выполняют наиболее износостойкую и техно- логичную резьбу с крупным шагом.

Дюймовая резьба подобна метрической (α = 55°, у метрической α = 60°).

Трубные резьбы (цилиндрическая и коническая) служат для со- единения труб и арматуры.

Трапецеидальная резьба технологична, отличается высокой прочностью витков и является основной для винтовых механизмов.

Упорная резьба имеет несимметричный профиль витков и вы- полняется на винтах, воспринимающих значительную односторон- нюю нагрузку.

Прямоугольная резьба сложна в изготовлении и применяется редко.


Геометрические параметры резьб (кроме прямоугольной) и их допуски стандартизованы.

Резьбу получают методом резания, накатыванием, литьем и прессованием.

 

26.5.3. Силовые зависимости в резьбовом соединении

Надежность резьбового соединения оценивается легкостью сборки (легкостью затяжки гайки или болта) и сохранностью затяж- ки (самоторможением).

При завинчивании гайки надо преодолеть момент сопротивления затяжки

Т3 = Tр + Tт,

 

где Tр – момент сил трения в резьбе;

Тт – момент сил трения на опорном торце гайки.

Для определения Тр и Тт необходимо установить зависимость между силами, возникающими в винтовой паре при завинчивании.

Развернем среднюю винтовую линию резьбы на плоскость, а гайку представим в виде ползуна (рис. 26.18, а).

 
 

 

Рис. 26.18. К анализу сил в винтовой паре

 

При подъеме ползуна по наклонной плоскости (это соответст- вует завинчиванию гайки) сила F взаимодействия наклонной плос- кости с движущимся ползуном представляет собой равнодейству- ющую нормальной силы и силы трения. Из схемы сил, действую- щих на ползун (рис. 26.18, б),


 

где φ


Ft ,

 

 

– приведенный угол трения;


 

 

f – приведенный коэффициент трения в резьбе;

 

f – коэффициент трения.

При перемещении ползуна вниз (рис. 26.18, в)

 
 

 


где


Ft – окружная сила при отвинчивании гайки.


Полагая, что сила Ftсосредоточена и приложена к среднему ра- диусу резьбы 0,5d2 (см. рис. 26.19, а):

 


Tp .


(26.5)


 

Силу трения на торце гайки fF, зависящую от коэффициента трения f1 на торце гайки, считают сосредоточенной и приложенной к среднему радиусу опорной поверхности (рис. 26.19, а):

 

Tт

Dср

 


Момент завинчивания гайки Tз, прикладываемый к ключу:

 

 

Tз


 

(26.6)


Момент сопротивления затяжки Tз преодолевается моментом си- лы, приложенной к гаечному ключу (рис. 26.19, б). Приравняв оба момента, получим

 


Fкл


 

(26.7)


 

 

 

Рис. 26.19. К определению момента завинчивания

 

Величины, входящие в формулу (26.7), имеют определенные значения. Например, при стандартном ключе lкл 15d для метриче-


ских резьб можно принять: ψ = 2,5°;


d2 0,9d ;


Dср ;


f Из анализа формулы (26.7) следует, что обычно

Fa . Таким образом, сила в 1 H, приложенная на

конце ключа, создает силу прижатия деталей 60–100 Н. Такой вы- игрыш в силе обеспечивает легкость сборки соединения.


26.5.4. Самоторможение и коэффициент полезного действия винтовой пары

Если при опускании ползуна по наклонной плоскости (см.


рис. 26.18, в) Ft


0 или tg φ


, то резьба будет самотормо-


зящейся. Условие самоторможения:

 

ψ < φ.

 

Для крепежных резьб угол подъема резьбы ψ = 2°30'–3°30', а приведенный угол трения φ изменяется в зависимости от коэф-

фициента трения в пределах от 6° (при f ) до 11° (при

f ). Таким образом, все крепежные резьбы – самотормозящи- еся. Это объясняет важное преимущество крепежной резьбы – надежное стопорение гайки (винта) в любом положении. Однако это

свойство проявляется главным образом при статических нагрузках.

При переменных нагрузках условие самоторможения не соблюдает- ся. Поэтому необходимо стопорение резьбовых соединений.

Коэффициент полезного действия винтовой пары определяют

 


как отношение


, где Tз

Tз


находят по формуле (26.6), а – по той


же формуле, но без учета сил трения (f1 = 0, φ = 0). Для собственно винтовой пары (Тт = 0)

 

η= tgψ . tg ψ + φ

 

С увеличением ψ и уменьшением φ коэффициент полезного действия возрастает. Для самотормозящейся винтовой пары, где

ψ ; т. к. большинство винтовых механизмов самотор-

мозящиеся, их КПД меньше 0,5.


26.5.5. Расчет резьбовых соединений на прочность

Виды разрушения резьбовых крепежных деталей: разрыв стерж- ня по резьбе или переходному сечению у головки; повреждение или разрушение резьбы (смятие и износ, срез, изгиб); повреждение го- ловки болта (винта).

Размеры стандартных болтов, винтов и шпилек отвечают усло- вию равнопрочности всех элементов соединения. Поэтому можно ограничиваться расчетом по одному, основному критерию – проч- ности нарезной части, а размеры винтов, болтов и гаек принимать по таблицам стандарта в зависимости от рассчитанного диаметра резьбы. Длину болта, винта и шпильки выбирают в зависимости от толщины соединяемых деталей.

Рассмотрим расчет на прочность резьбовых соединений при по- стоянной нагрузке.

Болт нагружен внешней силой F (болт без предварительной за- тяжки), например, нарезанный участок крюка для подвешивания груза. Опасным является сечение крюка, ослабленное нарезкой (рис. 26.20). Из условия прочности на растяжение

 

σp (26.8)

 


 

откуда


 

d3 (26.9)


 

 


где


= 0,6


– допускаемое напряжение при рас-


тяжении болта из углеродистой стали.


Рис. 26.20. Крюковая подвеска

 

Болт затянут силой затяжки Fз, а внешняя нагрузка отсутствует (ненагруженные крышки, кронштейны и т. п.). Стержень болта ис- пытывает совместное действие растяжения и кручения, т. е. растя- гивается осевой силой Fз от затяжки болта и скручивается момен- том, равным моменту сил трения в резьбе Tp(формула (26.5)), Прочность таких болтов (рис. 26.21) определяют по эквивалентному напряжению


 

 

где σp


σэ

– напряжение от растяжения, определяемое по форму-


ле (26.8) при F = Fз;

τк – напряжение от кручения:

 

τ

к

 
 

 

S – требуемый коэффициент запаса прочности болта, прини-

маемый в зависимости от материала болта, характера нагрузки и диаметра болта.


Рис. 26.21. К расчету болта, нагруженного только силой затяжки


Для стандартных метрических резьб σэ


, т. е. расчет бол-


та на совместное действие растяжения и кручения можно заменить расчетом на растяжение, но по увеличенной в 1,3 раза силе Fр. Для метрических резьб

Fр .

Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (26.9), принимая

F = Fр.

Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке. Условием надежности соединения является отсутствие сдви- га деталей в стыке.

В соединении с зазором (рис. 26.22, а) болт устанавливают с предварительной затяжкой. Внешняя сила F непосредственно на болт не передается, поэтому его рассчитывают на растяжение по силе затяжки Fз.

Рис. 26.22. К расчету болта, нагруженного поперечной силой:

а – поставленного с зазором; б – без зазора


Во избежание сдвига деталей при наличии зазора сила трения на поверхностях стыка должна быть не меньше внешней сдвигающей силы F:

F

где i – число стыков в соединении;

f – коэффициент трения;

K – коэффициент запаса (K = 1,3–1,5 при статической и K =

= 1,8–2,0 при переменной нагрузке);

z – число болтов в соединении.

Болт в этом случае рассчитывают по силе затяжки:

 

dз

 

 

При установке болта без зазора (рис. 26.22, б) предварительная затяжка не требуется. Болт испытывает срез и смятие. Стержень болта рассчитывают на срез, а при тонких деталях – и на смятие. Условия прочности

τ

 

σсм

 

где τ, τ – соответственно расчетное и допускаемое напряжения для материала болта на срез, τ = (0,2–0,3) σт;

do – диаметр ненарезанной части болта;


σсм , σсм


– соответственно расчетное и наименьшее допуска-


емое напряжения смятия (для материала болта или детали), (0,8–1,0) σт;

S – наименьшая толщина детали.


σсм =


Болт затянут, а внешняя нагрузка стремится раскрыть стык (бол- ты для крепления крышек резервуаров для газа и жидкости, на- груженные давлением выше атмосферного, крепления цилиндров, насосов, станин к фундаментам и др.). Затяжка болтов должна обес- печить герметичность соединения или нераскрытие стыка (не допу- стить появления зазора) под нагрузкой. Эта задача решается с уче- том деформации деталей соединения.


Внешняя нагрузка F


(R – равнодействующая нагрузки; z

z


число болтов) вызывает удлинение болта на Δδ (рис. 26.23), а де- формация деталей уменьшается на ту же величину. Нагрузка со стороны деталей на болт также уменьшится. Именно поэтому счи-

тают, что болт воспринимает часть внешней нагрузки χ .

 
 

а б

Рис. 26.23. К расчету затянутого болта

с учетом деформации и соединенных деталей

 


Суммарная нагрузка на затянутый болт

 

Fδ


 

 

(26.10)


где χ – коэффициент внешней нагрузки, показывающий, какая часть внешней нагрузки воспринимается болтом (учитывает подат- ливость болта и соединяемых деталей).


Величина χ – определяется по условию равенства дополнитель- ных деформаций болта и деталей:

 

χF (26.11)

 


где


λб , λд – коэффициенты податливости соответственно болта и


деталей, численно равные изменению их длины при действии силы, равной 1 H.

Из равенства (26.11) следует, что

 

χ = λд . λб + λд

 

Точный расчет коэффициента χ сложен, а так как на практике величину затяжки болтов в большинстве случаев не контролируют, то смысл точного расчета теряется.

При приближенных расчетах принимают:

– для соединений стальных и чугунных деталей без упругих про- кладок χ = 0,2–0,3;

– для соединения тех же деталей, но с упругими прокладками (резина, полиэтилен, асбест, паронит и др.) χ = 0,4–0,5.

Предварительная затяжка болта Fз должна быть больше мини- мальной силы предварительной затяжки болта:

 

Fз min .

 

Из условия сохранения плотности стыка соединяемых деталей (невозможности образования зазора) принимают

 

Fз

 

где Kз – коэффициент запаса предварительной затяжки: при посто- янной нагрузке Kз = 1,25–2,0; при переменной Kз = 2,5–4.


При расчете на прочность, если возможна последующая затяж- ка болта, его рассчитывают по расчетной нагрузке Fр с учетом кручения:

Fh (26.12)

 

26.5.6. Расчет резьбовых соединений при переменном режиме нагружения

Крепежные детали, работающие при переменном режиме нагру- жения, рассчитывают на усталость. Болты устанавливаются с пред- варительной затяжкой, при которой создается напряжение

σз . Вследствие этого циклическое изменение рас-

четной силы Fб значительно меньше по сравнению с изменением внешней силы F.

Расчет на усталость ведут как проверочный по двум коэффициен- там запаса прочности: по амплитуде цикла и по наибольшему напря- жению цикла (рис. 26.24). Предварительно болт рассчитывают из условия его статической прочности с учетом формул (26.10) или (26.12).

 
 

Рис. 26.24. Циклы переменных напряжений

 

Коэффициент запаса прочности по амплитуде цикла

 

S

a

где σ 1 – предел выносливости материала болта (шпильки);


σa – амплитуда переменных напряжений:

 

σ

a

Sa – требуемый коэффициент запаса прочности по амплитуде

Sa = 2,5–4,0.

Коэффициент запаса по наибольшему напряжению цикла

 

S


где


Sa = 1,25–2,5.


При


Sa


Sa и S ≥ [S] болт удовлетворяет условию проч-


ности при действии переменных напряжений.

За счет уменьшения коэффициента внешней нагрузки может быть повышена прочность резьбового соединения при переменных нагрузках. Это может быть достигнуто уменьшением податливости стыка и увеличением податливости болта, в частности, диаметр стержня болта уменьшают до диаметра d3.

 

ЛИТЕРАТУРА

1. Аркуша, А.И. Руководство к решению задач по теоретиче- ской механике / А.И. Аркуша. – М.: Высш. школа, 1989; 1990; 1999.

2. Артоболевский, И.И. Теория механизмов и машин / И.И. Артоболевский. – М.: Машиностроение, 1975. – 639 с.

3. Артоболевский, И.И. Сборник задач по теории механизмов и машин / И.И. Артоболевский, Б.В. Эдельштейн. – М.: Маши- ностроение, 1975. – 256 с.

4. Беляев, Н.М. Сопротивление материалов / Н.М. Беляев. – М.: Наука, 1976. – 608 с.


5. Гернет, М.М. Курс теоретической механики / М.М. Гернет. – М.: Высшая школа, 1970.– 440 с.

6. Дубейковский, Е.Н. Сопротивление материалов: учебное по- собие для машиностроительных специальностей технику- мов / Е.Н. Дубейковский, Е.С. Савушкин. – М.: Высшая шко- ла, 1985. –192 с.

7. Иосилевич, Г.Б. Прикладная механика: учеб. для вузов / Г.Б. Иосилевич, Г.Б. Строганов, Г.С. Маслов; под ред. Г.Б. Иоси- левича. – М.: Высшая школа, 1989. – 360 с.

8. Ицкович, Г.М. Сборник задач по сопротивлению материалов: учебное пособие / Г.М. Ицкович, А.И. Винокуров, Н.В. Ба- рановский. – 4-е изд. – Л.: Судостроение, 1972.

9. Каленик, В.В. Текст лекций по разделу «Теория механизмов и машин» курса «Прикладная механика» для студентов немеха- нических специальностей / В.В. Каленик, В.К. Акулич. – Минск: БПИ, 1983.

10. Кильчевский, Н.А. Основы теоретической механики / Н.А. Киль- чевский, Н.И. Ремизова, Н.Н. Шепелевская. – Киев: Технiка, 1968. – 260 с.

11. Кинасошвили, Р.С. Сопротивление материалов / Р.С. Кина- сошвили. – М.: Главная редакция физико-математической литературы изд-ва «Наука», 1975. – 384 с.

12. Методические указания по решению задач по курсу «При- кладная механика» для студентов немеханических специаль- ностей: в 2 ч. / А.А. Миклашевич [и др.]. – Минск: БПИ, 1985. – Ч 2. – 37 с.

13. Мовкин, М.С. Теоретическая механика / М.С. Мовкин, А.Б. Из- раелит. – Л.: Судостроение, 1972.

14. Никитин, Е.М. Теоретическая механика для техникумов / Е.М. Никитин. – М.: Наука, 1971 (и последующие издания).

15. Осадчий, В. И. Руководство к решению задач по теоретиче- ской механике / В.И. Осадчий, А.М. Фаин. – М.: Высш. шко- ла, 1972.

16. Павловский, М.А. Теоретическая механика: в 2 ч. / М.А. Пав- ловский, Л.Ю. Акинфеева, О.Ф. Бойчук. – Киев: Вища шко- ла, 1989; 1990. – 350 с.

17. Подскребко, М.Д. Задания по расчетно-графическим работам курса «Прикладная механика»: в 2 ч. / М.Д. Подскребко,


С.С. Томило, А.Н. Шинкевич. – Минск: БИМСХ, 1990. – Ч. 1. – 59 с.

18. Пособие к решению задач по сопротивлению материалов: учеб. пособие для техн. вузов / И.М. Миролюбов [и др.]. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1985. – 399 с.

19. Прикладная механика: методические указания и контрольные задания для студентов-заочников / под ред. П.Г. Гузенкова. – М.: Машиностроение, 1982. – 112 с.

20. Прикладная механика: учеб. пособие/ А.Т. Скойбеда [и др.]; под общ. ред. А.Т. Скойбеды. – Минск: Вышэйшая школа, 1997. – 552 с.

21. Руденок, Е.Н. Техническая механика: сб. заданий: учеб. по- собие / Е.Н. Руденок, В.П. Соколовская. – Минск: Высшая школа, 1990. – 238 с.

22. Сборник задач по сопротивлению материалов / под ред. В.К. Качурина. – М.: Наука, 1970. – 432 с.

23. Сборник задач по технической механике / В.В. Багреёв [и др.]. – Л.: Судостроение, 1968.

24. Соколов, Б.Ф. Методические указания к семестровым задани- ям по объединенному курсу «Теоретическая и прикладная ме- ханика» / Б.Ф. Соколов [и др.]. – Челябинск: Челябинский ин-т механизации и электрификации сельского хозяйства, 1985.

25. Феодосьев, В.И. Сопротивление материалов / В.И. Фе- одосьев. – М.: Наука, 1986. – 512 с.

26. Феодосьев, В. И. Избранные задачи и вопросы по сопротив- лению материалов / В.И. Феодосьев. – 4-е изд., испр. и доп. – М.: Главная редакция физико-математической литературы изд-ва «Наука», 1973. – 400 с.

27. Шапиро, Д.М. Сборник задач по сопротивлению материалов: учебное пособие для машиностроительных техникумов / Д.М. Шапиро, А.И. Подорванова, А.Н. Миронов. – 3-е изд., перераб. – М.: Высшая школа, 1970.

28. Юдин, В.А. Теория механизмов и машин / В.А. Юдин, Л.В. Петрокас. – М.: Машиностроение, 1977. – 527 с.

29. Яблонский, А.А. Курс теоретической механики: в 2 ч. / А.А. Яблонский. – 7-е изд., стереотип. – СПб.: Лань, 1999. – Ч. 1: Статика, кинематика.


ПРИЛОЖЕНИЕ СОРТАМЕНТ ПРОКАТНОЙ СТАЛИ

П1. Сталь горячекатаная. Балки двутавровые. ГОСТ 8239–89.

Обозначения:

h – высота двутавра;

b – ширина полки;

s – толщина стенки;

t – средняя толщина полки;

R – радиус внутреннего скругления;

r – радиус скругления полки.


 
 

 

  Номер двутавра Размеры Площадь попе- речного сечения, см2   Масса 1 м, кг Справочные значения для осей
h b s t R r X – X Y – Y
не более , см4 , см3   , см , см3 , см4 , см3 , см
мм
4,5 7,2 7,0 2,5 12,0 9,46 39,7 4,06 23,0 17,9 6,49 1,22
4,8 7,3 7,5 3,0 14,7 11,50 58,4 4,88 33,7 27,9 8,72 1,38
4,9 7,5 8,0 3,0 17,4 13,70 81,7 5,73 46,8 41,9 11,50 1,55
5,0 7,8 8,5 3,5 20,2 15,90 109,0 6,57 62,3 58,6 14,50 1,70
5,1 8,1 9,0 3,5 23,4 18,40 143,0 7,42 81,4 82,6 18,40 1,88
5,2 8,4 9,5 4,0 26,8 21,00 184,0 8,28 104,0 115,0 23,10 2,07
5,4 8,7 10,0 4,0 30,6 24,00 232,0 9,13 131,0 157,0 28,60 2,27
5,6 9,5 10,5 4,0 34,8 27,30 289,0 9,97 163,0 198,0 34,50 2,37
6,0 9,8 11,0 4,5 40,2 31,50 371,0 11,20 210,0 260,0 41,50 2,54
6,5 10,2 12,0 5,0 46,5 36,50 472,0 12,30 268,0 337,0 49,90 2,69
7,0 11,2 13,0 5,0 53,8 42,20 597,0 13,50 339,0 419,0 59,90 2,79
7,5 12,3 14,0 6,0 61,9 48,60 743,0 14,70 423,0 516,0 71,10 2,89
8,3 13,0 15,0 6,0 72,6 57,00 953,0 16,20 545,0 667,0 86,10 3,03
9,0 14,2 16,0 7,0 87,7 66,50 1231,0 18,10 708,0 808,0 101,00 3,09
10,0 15,2 17,0 7,0 100,0 78,50 1589,0 19,90 919,0 1043,0 123,00 3,23
11,0 16,5 18,0 7,0 118,0 92,60 2035,0 21,80 1181,0 1356,0 151,00 3,39
12,0 17,8 20,0 8,0 138,0 108,00 2560,0 23,60 1491,0 1725,0 182,00 3,54

П2. Сталь горячекатаная. Швеллер. ГОСТ 8240–89

 
 


h – высота;

b – ширина полки; s – толщина стенки; t – толщина полки;


Обозначения:


R – радиус внутреннего скругления;

r – радиус скругления полки;

Z0 – расстояние от оси Y–Y до наружной грани стенки.


 
 

 


Швеллеры с уклоном внутренних граней полок

 

Номер швеллера Размеры Площадь попе- речного сечения, см2   Масса 1 м, кг Справочные значения для осей   Z0, см
h b s t R r X – X Y – Y
не более , см4 , см3 , см , см3 Iy, см4 Wy, см3 Iy, см
мм
4,4 7,0 6,0 2,5 6,16 4,84 22,8 9,1 1,92 5,59 5,61 2,75 0,95 1,16
6,5 4,4 7,2 6,0 2,5 7,51 5,90 48,6 15,0 2,54 9,00 8,70 3,68 1,08 1,24
4,5 7,4 6,5 2,5 8,98 7,05 89,4 22,4 3,16 23,30 12,80 4,75 1,19 1,31
4,5 7,6 7,0 3,0 10,90 8,59 174,0 34,8 3,99 20,40 20,40 6,46 1,37 1,44
4,8 7,8 7,5 3,0 13,30 10,40 304,0 50,6 4,78 29,60 31,20 8,52 1,53 1,54
4,9 8,1 8,0 3,0 15,60 12,30 491,0 70,2 5,60 40,80 45,40 11,00 1,70 1,67
5,0 8,4 8,5 3,5 18,10 14,20 747,0 93,4 6,42 54,10 63,30 13,80 1,87 1,80
16а 5,0 9,0 8,5 3,5 19,50 15,30 823,0 103,0 6,49 59,40 78,80 16,40 2,01 2,00
5,1 8,7 9,0 3,5 20,70 16,30 1090,0 121,0 7,24 69,80 86,00 17,00 2,04 1,94
18а 5,1 9,3 9,0 3,5 22,20 17,40 1190,0 132,0 7,32 76,10 105,0 20,00 2,18 2,13
5,2 9,0 9,5 4,0 23,40 18,40 1520,0 152,0 8,07 87,80 113,0 20,50 2,20 2,07
5,4 9,5 10,0 4,0 26,70 21,00 2110,0 192,0 8,89 110,00 151,0 25,10 2,37 2,21
5,6 10,0 10,5 4,0 30,60 24,00 2900,0 242,0 9,73 139,00 208,0 31,60 2,60 2,42
6,0 10,5 11,0 4,5 35,20 27,70 4160,0 308,0 10,90 178,00 262,0 37,30 2,73 2,47
6,5 11,0 12,0 5,0 40,50 31,80 5810,0 387,0 12,00 224,00 327,0 43,60 2,84 2,52
7,0 11,7 13,0 5,0 46,50 36,50 7980,0 484,0 13,10 281,00 410,0 51,80 2,97 2,59
7,5 12,6 14,0 6,0 53,40 41,90 10820,0 601,0 14,20 350,00 513,0 61,70 3,10 2,68
8,0 13,5 15,0 6,0 61,50 48,30 15220,0 761,0 15,70 444,00 642,0 73,40 3,23 2,75

 
 

 


Швеллеры с параллельными гранями полок

 

 








Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2023 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.