Расчетная схема тихоходного вала.

 

Рис. 2.4.4.2.RZ2 = (Fr4 * l1) / (l1 + l2)

RZ2 = (6769 * 0, 1777) / (0, 177 + 0, 084) = 4590, 5 Н

Проверка  FZ = 0, т.е. RZ1 - Fr4 + RZ2 = 0.

2178, 5 - 6769 + 4590, 5 = 0 - реакции определены правильно.

       Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ХY:

по условию  МХ2 = 0              или - RХ1 * (l1 + l2) + Ft4 * l2 = 0

RХ1 = (Ft4 * l2) / (l1 + l2)

RХ1 = (18596, 5 * 0, 084) / (0, 177 + 0, 084) = 5985, 1 Н

по условию  МХ1 = 0              или RХ2 * (l1 + l2) - Ft4 * l1 = 0

RХ1 = (Ft4 * l1) / (l1 + l2)

RХ1 = (18596, 5 * 0, 177) / (0, 177 + 0, 084) = 12611, 4 Н

Проверка  FХ = 0, т.е. RХ1 - Fr4 + RХ2 = 0.

5985, 1 - 18596, 5 + 12611, 4 = 0 - реакции определены правильно.

       Определяем изгибающие моменты:

в плоскости ZY, сечении 1-1

МZ1 = RZ1 * l1 = 2178, 5 * 0, 177 = 385, 6 Н*м

в плоскости ХY, сечении 1-1

МХ1 = RХ1 * l1 = 5985, 1 * 0, 177 = 1059, 4 Н*м

       Определяем суммарный изгибающий момент в сечении 1-1.

 

 

       Наиболее опасное сечение 1-1, где расположена шестерня вала.

       Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка - нормализация, предел прочности  в = 600 МПа.

       Пределы выносливости при кручении и изгибе:

 -1 = (0, 4...0, 5) *  в = 0, 45 * 600 = 270 МПа

 - 1 = 0, 58 *  -1 = 0, 58 * 270 = 156, 6 МПа

       Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений определяем по формулам 2.4.2.7. и 2.4.2.8.

       Момент сопротивления изгибу для сечения со шпоночным пазом (выбираем шпонку при d = 80 мм с b = 22 мм и t1 = 9 мм):

 

 

       Момент сопротивления кручению для сечения со шпоночным пазом (шпонка та же):

 

 

 а = М / W = 1127400 / 44961, 8 = 25, 1 МПа

 а = 0, 5 * Т / Wp = 0, 5 * 3431000 / 96161, 8 = 17, 8 МПа

       Постоянные составляющие циклов напряжений:

 m = 0;       m =  а = 17, 8 МПа

       Масштабный коэффициент и фактор качества (табл.10.2. и табл.10.3. /7/):

Кd = 0, 74;              КF = 1, 02

       Коэффициенты концентрации напряжений (табл.10.7. и табл.10.8. /7/):

К = 1, 6;               К = 1, 4

       Коэффициенты:

  = 0, 02 + 2 * 10-4 *  в = 0, 02 + 2 * 10-4 * 600 = 0, 14

  = 0, 5 *   = 0, 5 * 0, 14 = 0, 07

       Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба определяется по формуле 2.4.2.5.:

 

       Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения определяется по формуле 2.4.2.6.:

 

       Коэффициент запаса прочности определяется по формуле 2.4.2.4.:

 

Условие прочности выполняется.

 

 

Расчет шпоночных соединений.

 

       Для передачи крутящего момента от вала к ступице и наоборот, в редукторах используют призматические шпонки.

       Расчет производится в следующей последовательности: по диаметру вала d подбирается ширина шпонки b и высота h, длину ступицы детали принимают по соотношению lст = (0, 8...1, 5) * d. Длину шпонки lшп определяют по соотношению lшп = lст - (5...10) мм. Окончательно размеры шпонки уточняются по ГОСТ 23360-78.

       После выбора шпонки выполняется проверочный расчет шпоночного соединения на смятие:

 см = (4, 4 * Т * 103) / (d * h * lp)  [ см],                  (2.5.1.)

где Т - крутящий момент на валу, Н*м;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

lp - рабочая длина шпонки (lp = lшп - b);

[ см] - допускаемое напряжение смятия ([ см] = 120...140 МПа).

       1) Расчет шпоночного соединения между двигателем и редуктором (d = 38 мм).

       Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1, 2 * d = 1, 2 * 38 = 46 мм

       По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 10 мм;

высота шпонки h = 8 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 46 - 6 = 40 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 40 мм.

       Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 40 - 10 = 30 мм

       Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

 см = (4, 4 * 128 * 103) / (38 * 8 * 30) = 62 МПа  [ см] = (120...140 МПа)

       Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

       2) Расчет шпоночного соединения на промежуточном валу (d = 56 мм).

       Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1, 2 * d = 1, 2 * 56 = 67 мм

       По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 16 мм;

высота шпонки h = 10 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 67 - 5 = 62 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 63 мм.

       Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 63 - 16 = 47 мм

       Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

 см = (4, 4 * 803 * 103) / (56 * 10 * 47) = 134 МПа  [ см] = (120...140 МПа)

       Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

       3) Расчет шпоночного соединения на тихоходном валу (d = 80 мм).

       Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1, 5 * d = 1, 5 * 80 = 130 мм

       По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 22 мм;

высота шпонки h = 14 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 130 - 5 = 125 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 125 мм.

       Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 125 - 22 = 103 мм

       Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

 см = (4, 4 * 3431 * 103)/(80 * 14 * 103) = 134 МПа  [ см]= (120...140 МПа)

       Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

       4) Расчет шпоночного соединения на между тихоходным валом и соединительной муфтой валу (d = 70 мм).

       Длину ступицы колеса принимаем:

lст = 1, 5 * d = 1, 5 * 70 = 105 мм

       По ГОСТ 23360-78 (табл.24.32 /7/) выбираем шпонку:

ширина шпонки b = 20 мм;

высота шпонки h = 12 мм;

длина шпонки lшп = lст - (5...10) мм = 105 - 5 = 100 мм;

в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп = 100 мм.

       Рабочая длина шпонки определяется:

lр = lшп - b = 100 - 22 = 80 мм

       Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1.:

 см = (4, 4 * 3431 * 103)/(70 * 12 * 80) = 109 МПа  [ см] = (120...140 МПа)

       Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

 

 

Подбор подшипников качения.

 

       Основным расчетом для подшипников качения при частоте вращения n  10 мин -1 является расчет на долговечность. Расчетная долговечность (ресурс) выражается в часах и определяется по формуле /6/:

Ln = ( Cr / Pэкв)m * (106 / (60 * n))  [Ln],                   (2.6.1.)

где n - частота вращения вала, мин -1;

[Ln] - рекомендуемое значение долговечности, ч ([Ln] = 10000 ч);

Pэкв - эквивалентная нагрузка для подшипника, определяется по формуле /6/:

Pэкв = (V * X * FR + Y * Fa) * Кб * Кт,          (2.6.2.)

где V - коэффициент вращения, V = 1 - внутреннее кольцо вращается, V = 1, 2 - наружное кольцо вращается;

FR - радиальная нагрузка, определяется по формуле /6/:

FR = Rz2 + Rх2,                   (2.6.3.)

где Rz и Rх - реакции опор.

Fa - осевая сила;

Х и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (/9/);

Кб - коэффициент безопасности (Кб = 1, 3...1, 5);

Кт - температурный коэффициент, при t  100 Кт = 1;

m - коэффициент тела качения, m = 3 - для шариков; m = 10/3 - для роликов.

Cr - динамическая грузоподъемность подшипника.

       1) Подбор подшипников для быстроходного вала.

       Реакции опор определяются по формуле 2.6.3.:

 

 

Рис. 2.6.1.

 

FR1 = Rz12 + Rх12 = (856, 7)2 + (2561, 3)2 = 2700, 8 Н

FR2 = Rz22 + Rх22 = (570, 3)2 + (1280, 7)2 =1402 Н

       Назначаем подшипник шариковый радиально-упорный (табл.10. /9/) 36208. Геометрические параметры: d = 40 мм; D = 80 мм; B =18 мм; r = 2 мм; r1 = 1 мм; динамическая грузоподъемность Cr = 38900 Н; статическая грузоподъемность C0r = 23200 Н.

       Опора 1.

Fa1 / C0r = 756, 9 / 23200 = 0, 033           е = 0, 34 (по табл. 10.9. /9/)

Fa1 / (V * FR1) = 756, 9 / (1 * 2700, 8) = 0, 28 < е

Выбираем по табл. 10. /9/ при Fa1 / (V * FR1) < е х = 1, y = 0.

       Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв1 = (1 * 1 * 2700, 8 + 0 * 756, 9) * 1, 4 * 1 = 3781 Н

       Опора 2.

Fa2 = 0;      х = 1;          у = 0.

       Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв2 = (1 * 1 * 1402 + 0 * 0) * 1, 4 * 1 = 1962, 8 Н

Pэкв1 > Pэкв2, наиболее нагружен подшипник опоры 1.

       Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.:

Ln = (38900 / 3781)3 * (106 / (60 * 670)) = 27089, 5 ч > [Ln] = 10000 ч

Условие расчета выполняется.

       2) Подбор подшипников для промежуточного вала.

       Реакции опор FR1 и FR2 определяются по формуле 2.6.3.:

 

 

Рис. 2.6.2.

 

FR1 = Rz12 + Rх12 = (2609, 2)2 + (8546, 4)2 = 8935, 8 Н

FR2 = Rz22 + Rх22 = (5586, 8)2 + (13892, 1)2 =14973, 4 Н

       Назначаем подшипник шариковый радиально-упорный (табл.10. /9/) 66410. Геометрические параметры: d = 50 мм; D = 130 мм; B =31 мм; r = 3, 5 мм; r1 = 2 мм; динамическая грузоподъемность Cr = 98900 Н; статическая грузоподъемность C0r = 60100 Н.

       Опора 1.

Fa1 / C0r = 756, 9 / 60100 = 0, 013           е = 0, 3 (по табл. 10.9. /9/)

Fa1 / (V * FR1) = 756, 9 / (1 * 8935, 8) = 0, 08 < е

Выбираем по табл. 10. /9/ при Fa1 / (V * FR1) < е х = 1, y = 0.

       Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв1 = (1 * 1 * 8935, 8 + 0 * 756, 9) * 1, 4 * 1 = 12510 Н

       Опора 2.

Fa2 = 0;      х = 1;          у = 0.

       Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв2 = (1 * 1 * 14973, 4 + 0 * 0) * 1, 4 * 1 = 20962, 8 Н

Pэкв2 > Pэкв1, наиболее нагружен подшипник опоры 2.

       Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.:

Ln = (98900 / 20962, 8)3 * (106 / (60 * 101, 5)) = 17243, 4 ч > [Ln] = 10000 ч

Условие расчета выполняется.

       3) Подбор подшипников для тихоходного вала.

       Реакции опор FR1 и FR2 определяются по формуле 2.6.3.:

 

 

Рис. 2.6.3.

 

FR1 = Rz12 + Rх12 = (2178, 5)2 + (5985, 1)2 = 6369, 2 Н

FR2 = Rz22 + Rх22 = (4590, 5)2 + (12611, 4)2 =13420, 9 Н

       Назначаем подшипник шариковый радиальный (табл.10. /9/) 116. Геометрические параметры: d = 80 мм; D = 125 мм; B =22 мм; r = 2 мм; динамическая грузоподъемность Cr = 47700 Н; статическая грузоподъемность C0r = 31500 Н.

       Опора 1.

Fa = 0; х = 1;          у = 0.

       Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв1 = (1 * 1 * 6369, 2 + 0 * 0) * 1, 4 * 1 = 8916, 9 Н

       Опора 2.

       Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.:

Pэкв2 = (1 * 1 * 13420, 9 + 0 * 0) * 1, 4 * 1 = 18789, 3 Н

Pэкв2 > Pэкв1, наиболее нагружен подшипник опоры 2.

       Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.:

Ln = (47700 / 18789, 3)3 * (106 / (60 * 24, 2)) = 11268, 2 ч > [Ln] = 10000 ч

Условие расчета выполняется.

 

 

Подбор стандартных муфт.

 

       В приводах машин для соединения валов и компенсации их смещений, возникающих в результате неточности изготовления и монтажа используют жесткие или упругие компенсирующие муфты.

       Типоразмер муфты выбирается по диаметру вала и величине расчетного крутящего момента с условием:

Тр = К * Тном < [Т],         (2.7.1.)

где К - коэффициент динамичности (К = 1, 2...1, 5);

Тном - крутящий момент на валу;

[Т] - предельное значение момента муфты, Н*м, определяется по ГОСТу.

       1) Муфта соединяющая вал двигателя с быстроходным валом редуктора.

Тном = 125, 44 Н*м; К = 1, 2

       Расчетный крутящий момент:

Тр = К * Тном = 1, 2 * 125, 44 = 150, 5 Н*м

       Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (табл. 13.2 /6/), ГОСТ 21424-75.

Характеристика: d = 38 мм; [Т] = 250 Н*м; n = 3800 мин -1.

       2) Муфта соединяющая тихоходный вал с барабаном.

Тном = 3431 Н*м;            К = 1, 2

       Расчетный крутящий момент:

Тр = К * Тном = 1, 2 * 3431 = 3920 Н*м

       Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (лист 261 /17/), ГОСТ 21424-75.

Характеристика: d = 85 мм; [Т] = 4000 Н*м; n = 1800 мин -1.

 

 

Выбор и расчет тормоза.

 

       По правилам госгортехнадзора тормоз подбирается из каталога по статическому крутящему моменту, создаваемому грузом на тормозном валу, который определяется по формуле /1/:

Мторм = Кт * М ст,                  (2.8.1.)

где Кт - коэффициент запаса торможения (Кт = 1, 5 для режима работы - легкий);

М ст - статический момент при торможении, Н*м.

       Статический момент при торможении определяется по формуле /1/:

М ст = (Sмакс * Dб *  м) / uм,                      (2.8.2.)

где Sмакс - максимальное расчетное усилие в ветви каната, Н;

Dб - диаметр барабана, м;

 м - общий КПД механизма;

uм - передаточное число механизма.

М ст = (20162 * 0, 24 * 0, 8) / 63, 2 = 61, 25 Н*м

Мторм = 1, 5 * 61, 25 = 91, 9 Н*м

       По каталогу (табл. 12П. /2/) выбираем тормоз ТКТ-200 с короткоходовым электромагнитом МО-200Б. Табличный момент этого тормоза равен 160 Н*м при ПВ - 40%, у нас же ПВ - 15%. Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А (по ГОСТ 1198-78), тормозной шкив - стальное литье.

       Определяется необходимая сила трения между колодкой и шкивом по формуле /1/:

Fторм = Мторм / Dт,                   (2.8.3.)

где Dт - диаметр тормозного шкива (у тормоза ТКТ-200 Dт = 0, 2).

Fторм = 91, 9 / 0, 2 = 459, 5 Н

       Усилие прижатия колодки к тормозному шкиву определяется по формуле /1/:

N = Fтр / f,                                   (2.8.4.)

где f - коэффициент трения (f = 0, 35..0, 40; по табл.8. /1/).

N = 459, 5 / 0, 37 = 1241, 9 Н

       Проверяем колодки на удельное давление по условию /1/:

р = N / (Bк * Lк),                          (2.8.5.)

где Bк - рабочая ширина колодки, м (у тормоза ТКТ-200 Bк = 0, 095 м по табл. 12П. /2/);

Lк - длина дуги обхвата колодки, м.

       Длина дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой  = 700 составляет /1/:

Lк = ( * Dт *  ) / 360               (2.8.6.)

Lк = (3, 14 * 0, 2 * 70) / 360 = 0, 122 м

р = 1241, 9 / (0, 095 * 0, 122) = 107152, 7 Па = 0, 11 МПа,

что меньше 0, 3 МПа - допускаемого значения для выбранных материалов.

       Проверяем колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле /1/:

А = р * vр * f  [А],         (2.8.7.)

где [А] - допускаемая удельная мощность трения [А] = 1, 5...2, 0 МН/м*с;

vр - расчетная скорость на ободе шкива, м/с.

vр = с0 * v,                                    (2.8.8.)

где с0 = 1, 1..1, 2 - коэффициент безопасности при спуске груза;

v - окружная скорость на ободе шкива, м/с.

v = ( * Dт * nдв) / 60,                 (2.8.9.)

где nдв - частота вращения двигателя, мин -1.

v = (3, 14 * 0, 2 * 670) / 60 = 7 м/с

vр = 1, 15 * 7 = 8, 05 м/с

А = 0, 11* 8, 05 * 0, 37 = 0, 3 МН/м*с  [А] = 1, 5...2, 0 МН/м*с

 

Расчет рабочей пружины тормоза.

       Рабочее усилие в главной пружине с учетом действия якоря магнита и вспомогательной пружины определяется по формуле /1/:

Fгл = N * a1 / a2 + Mяк / е + Fbc,          (2.8.10.)

где N * a1 / a2 - усилие замыкания рычагов тормоза, Н;

a1 и a2 - плечи рычагов, м (табл. 12П. /2/);

Mяк / е - усилие, действующее на шток от силы тяжести массы якоря, Н (табл. 13П. /2/);

Fbc - усилие вспомогательной пружины, Fbc = 30...50 Н.

       Для тормоза ТКТ-200: a1 = 135 мм; a2 = 305 мм; Mяк = 3, 6 Н*м; е = = 40 мм, принимаем Fbc = 40 Н.

Fгл = 1241, 9 * 0, 135 / 0, 305 + 3, 6 / 0, 04 + 40 = 679, 7

       Расчет пружины производим по расчетной силе Fр с учетом дополнительного сжатия по формуле:

Fр = Fгл * К0,                              (2.8.11.)

где К0 = 1, 25...1, 50 - коэффициент запаса.

Fр = 679, 7 * 1, 3 = 883, 6 Н

       Диаметр проволоки для главной пружины из расчета на деформацию кручения определяется по формуле /1/:

 

 

где с = D / dпр - индекс пружины круглого сечения;

D - средний диаметр пружины, мм;

К - коэффициент, зависящий от формы сечения и кривизны витка пружины, выбирается в зависимости от индекса пружины с;

[ ] - допускаемые напряжения на кручение, для материала пружин из стали 60С2А составляют [ ] = 400 МПа, для пружин 1 класса соударение витков отсутствует.

       Принимаем индекс пружины с = 6, тогда К = 1, 24 /1/.

 

 

       Из ряда диаметров по ГОСТ 13768-68 на параметры витков пружин принимаем dпр = 6, 5 мм.

       Средний диаметр пружины D = с * dпр = 6 * 6, 5 = 39 мм.

Обозначение пружины: 60С2А-Н-П-ГН-6, 5 ГОСТ 14963-69.

       Жесткость пружины определяется по формуле /1/:

Z = (G * dпр4) / (8 * D3 * n),                              (2.8.13.)

где G - модуль сдвига для стали; G = 8*104 МПа;

n - число рабочих витков.

       Для определения числа рабочих витков задаемся длиной Нd и шагом рd пружины в рабочем (сжатом) состоянии:

Нd = (0, 4...0, 5) * Dт = 0, 45 * 200 = 90 мм

рd = (1, 2...1, 3) * dпр = 1, 2 * 6, 5 = 7, 8 мм

       Число рабочих витков определяем по формуле /1/:

n = (Hd - dпр) / рd                                   (2.8.14.)

n = (90 - 6, 5) / 7, 8 = 10, 7

Величину n округляем до целого числа, т.е. n = 11.

Z = (80000 * 6, 54) / (8 * 3, 93 * 11) = 27, 4 Н/мм

       Длина нагруженной пружины определяется по формуле /1/:

Н0 = Нd + (1, 1...1, 2) * Fp / Z                             (2.8.15.)

Н0 = 90 + 1, 15 * 883, 6 / 27, 4 = 127 мм

       Сжатие пружины при установке ее на тормозе:

Н0 - Нd = 127 - 90 = 37 мм

       Наибольшее напряжение в проектируемой пружине определяется по формуле /1/:

 макс = (8 * D * Fмакс * К) / ( * dпр3),                   (2.8.16.)

где Fмакс - максимальное усилие в пружине при ее дополнительном сжатии, Н.

Fмакс = Fгл + Z * h,                     (2.8.17.)

где h - дополнительное сжатие пружины, равное ходу штока тормоза.

h =  * е,                                      (2.8.18.)

где  - угол поворота якоря электромагнита (для электромагнита МО-200Б  = 5, 50 табл. 13П. /2/).

 = (5, 5 * 2 *  ) / 360 = (5, 5 * 2 * 3, 14) / 360 = 0, 096 рад

h = 0, 096 * 40 = 3, 84 мм

Fмакс = 679, 7 + 27, 4 * 3, 84 = 784, 9 Н

       Определяем наибольшее напряжение в пружине по формуле 2.8.16.:

 макс = (8 * 39 * 784, 9 * 1, 24) / (3, 14 * 6, 53) = 352 МПа  [ ] = 400 МПа

       Отход колодок от шкива определяем по формуле /1/:

 = (а1 / (2 * а2)) * h,                              (2.8.19.)

где h - ход штока тормоза;

а1 и а2 - плечи рычагов тормоза, мм.

 = (135 / (2 * 205)) * 3, 84 = 0, 85 мм

       Отход колодок от тормоза регулируется в пределах от 0, 5 до 0, 8 мм.

 

Проверочный расчет электромагнита.

       Работа электромагнита Wэм тормоза должна быть больше работы растормаживания Wр.

       Работа электромагнита тормоза определяется по формуле /1/:

Wэм = Мэм *  ,                          (2.8.20.)

где Мэм - рабочий момент якоря магнита (Мэм = 40 Н*м из табл. 13П. /2/);

 - угол поворота якоря, рад.

Wэм = 40 * 0, 096 = 3, 84 Н*м

       Работа растормаживания колодок определяется по формуле /1/:

Wр = (2 * N *  ) / (0, 9 *  ),                              (2.8.21.)

где  = 0, 95 - КПД рычажной системы тормоза.

Wр = (2 * 1241, 9 * 0, 8) / (0, 9 * 0, 95 * 103) = 2, 3 Н*м

Wэм > Wр, следовательно электромагнит подходит.

 

 

⇐ Предыдущая123456Следующая ⇒

Поделиться: