Шпонок

4.1. Расчет входного вала.

4.1.1. Определение диаметров под шестерню, подшипник и муфту вала.

Крутящий момент, Нмм

М_кр1 = 44,8 Нм.

Окружная сила

F_t1= 2M_кр1/d_m1= 2*44,8*10³/46=1948 H.

Радиальная сила

F_r1= F_t1 tga cosd₁ =1948*0,364*0,97= 687,8 Н,

Осевая сила

F_a1= F_t1 tga*sind₁ = 172 Н.

Радиальное усилие на муфте

F_m1= 250(М_кр1)^1/2 = 1673 Н.

Принимаем материал вала - сталь 45 улучшенная с пределом прочности s_в = 750 МПа, пределом текучести s_т = 450 МПа.

Принимаем также допускаемое напряжение на кручение [t] = 12 МПа.

Тогда предварительный диаметр вала

d₁ = {М_кр1/(0,2[t])}^1/3 = {44,8*10³/(0,2*12)}^1/3 = 26,52 мм.

Выбираем:

Посадка шестерни на диаметр, мм d_ш1=30 мм, ширина шестерни,мм b_w = 31,6 мм

Диаметр в месте посадки подшипников d_п1= 35 мм; месте посадки муфты d_м1= 30мм.

4.1.2. Выбор подшипников и определение схемы размещения опор.

Предварительно выбираем подшипники и по ним оцениваем конструкцию вала- шестерни с осевыми размерами. Схема размещения опор приведена на рис. П2. 3.

Используя принцип подобия, примем следующие плечи вала:

a₁= 25 мм; b₁= 45 мм; c₁= 40 мм; l₁= a₁+ b₁=_\25+ 45= 70 мм.

Рис. П2.3

4.1.3. Расчет реакций опор.

Определим допускаемую радиальную нагрузку на входном валу при

F_t1 = 1948 Н.

Определим реакции в опорах:

в вертикальной плоскости

изгибающий момент

М_а= 0,5F_a1d_m1 = 3956 Нмм.

А₁ = (F_r1 (a₁ + b₁)- М_а) / b₁ = [687,8*(25+45)- 3956]/45= 982 H.

В₁ = [М_а - F_r1 a₁]/b₁ = - 294,2 H.

(Знак минус означает, что реакция опоры В₁ направлена вниз.)

В горизонтальной плоскости

А₂ = [F_t (a₁ + b₁)- F_m1 *c₁ ]/b₁ = [1948*70- 1673*40]/45= 1543,1 H.

В₂ = (F_t1+ F_m1) – A₂ = (1948+ 1673)- 1543,1= 2077,9 H.

Суммарная реакция в опорах, Н

А = (А₁² + А₂²)^1/2 = (982²+ 1543,1²)^1/2= 1829 H.

В = (В₁² + В₂²)^1/2 = (294,2 ²+ 2077,9 ²)^1/2= 2098,6 H.

Наиболее нагружена опора B.

4.1.4. Определение напряжений и запасов прочности.

Для сечения I изгибающий момент равен

М₁= {(F_r1 a₁)²+ (F_t a₁)²+ (M_a)²}^1/2= 51,8*10³ Нмм

Напряжение изгиба определим по формуле 15.5 [4], МПа:

s_и= М₁/(0,1*d_п ³)= 51,8*10³ /(0,1*35³)= 12,08 МПа

Напряжения кручения

t = М_кр1/(0,2* d_п³)= 44,8*10³/(0,2* 35³)= 5,2 МПа.

s_-1= 0,4 s_в = 0,4*750= 300МПА.

t_-1= 0,2s_в = 150 МПа,

t_в= 0,6s_в= 450 МПа.

По рекомендациям [4] принимаем s_а=s_и; t_a=t_m= 0,5t_.; y_s= 0; y_t= 0,05.

По табл. 15.1 для галтели К_s = 1,85; К_t=1,4

По графику (рис.15.5 кривая2) K_d=0,72. По графику (рис. 15.6) для шлифованного вала К_F= 1. Находим запас сопротивления усталости по изгибу

S_s=s_-1/[s_aK_s/(K_dK_F)+y_ss_m] = 300*0,72/(12,08*1,85)= 9,66.

S_t= t_-1/[t_aK_t/(K_dK_F)+ y_tt_m]= 150/[2,6*1,4/(0,72*1)+ 0,05*2,6)]= 28,9

Откуда при совместном действии сил

S= S_s* S_t/(S²_t+ S²_s)^1/2 = 9,16 >1,5.

Для второго сечения изгибающий момент равен М_и2@ -F_m1 c₁ = -1673*40= = -66,9*10³ Нмм

Напряжения изгиба s_и2= М_и2/(0,1*d_в ³) = 66,9*10³/(0,1* 35³)= 15,6 МПа;

кручения t₂= М_кр1/(0,2* d_п ³) = 44,8*10³/(0,2* 35³)= 5,2 МПа.

Принимаем радиус галтели, равным 2 мм. По табл. 15.1[4] находим K_s= 1,85;

K_t= 1,6

Определяем запасы сопротивления усталости по изгибу

S_s= s_-1/[s_aK_s/(K_dK_F)+ y_ss_m] = 300*0,72/(15,6*1,85)= 7,48;

по кручению S_t= t_-1/[t_aK_t/(K_dK_F)+ y_tt_m] = 150/[2,6*1,4/(0,72*1)+ 0,05*2,6)]= 28,9.

S= S_s* S_t/(S²_t+ S²_s)^1/2 = 7,24.

Больше напряжено 2-е сечение

Проверяем статическую прочность при перегрузках, когда напряжения удваиваются, МПа

s_эк= (s²_и2+ 3t₂ ²)^1/2= [(2*15,6)²+ 3*(2*5,2)²]^0,5= 36,02 МПа.

Должно быть меньше

[s]@ 0,8s_т= 0,8* 450= 360 МПа.

4.1.5. Проверка жесткости вала.

Наиболее опасным здесь является перемещение шестерни. Для определения прогиба вычислим момент инерции сечения вала, мм⁴

J= pd⁴_п/64= p 35⁴/64= 7,36*10⁴.

Прогиб в вертикальной плоскости равняется

от силы F_r1, мм

y_в1 = F_r1a₁ ²(b₁ +a₁)/(3EJ) = 687,8*25²(25+45)/(3* 2,1*10⁵*7,36*10⁴)=6,49*10^-4мм;

от момента М_а прогиб равен

y_в2 = M_aa²₁/(2EJ)= 3956*25²/(2*2,1*10⁵*7,36*10⁴)= 0,8*10^-4мм, т.е.

y_в = y_в1 - y_в2 = (6,49- 0,8)10^-4 = 5,69*10^-4мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости от силы F_t равен

y_г= F_t1 а₁ ²(b₁ +a₁)/(3EJ) = 1948*25²(25+45)/(3* 2,1*10⁵*7,36*10⁴)= 1,84*10^-3мм

Суммарный прогиб равен, мм

Y= (y²_в+ y²_г)^1/2 = 10^-4 (5,69² +18,4²)^1/2 = 1,92*10^-3мм.

Допускаемый прогиб

[y]@ 0,01*m= 0,01*2= 0,02 мм.

4.1.6. Определение резонансных частот.

Масса шестерни,

m_ш = 7,8*10^-6*0,786* d²_m1b_w cos( 14°2’10” ) = 7,8*10^-6* 0,786*46² 33,6*0,97 = = 0,423к г.

Резонансные частоты

круговая

w_r1= {3ЕJ/[mc₁²(l₁ +c₁)]}^1/2 = {3*2,1*10⁵*7,36*10⁴/ [0,423*40²*110]}^1/2 =

= 7,89*10² рад/сек;

периодическая

n_r= w_r1/(2p)= 1,26*10²Гц.

Первая критическая частота вращения, при которой возможен резонанс, равна

n_кр1= 60n_1r= 7560 об/мин.

Вторая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_кр2= 60 n_1r / z₁= 60 * 126/23= 328,7 об/мин.

Крутильная упругость вала, 1/(Нмм)

J_к= 2*(b₁ +c₁)/[G(d_св1/2)⁴] = 2*(45+40)/[8*10⁴ (31,69/2)⁴]= 3,37*10^-8,

где d_св1@ [(d_м1+ c₁) d_м1 ²+ b₁d_n²+ ad_ш1²)/(d_м1+ b₁ + c₁+ a₁)]^1/2= (140625/140)^1/2=31,69мм- средний диаметр вала.

Маховой момент шестерни, к г мм²

J_мах= m_шR²/2 = m_ш (d_m1/2)²/2 = 0,423 (46/2)²/2= 111,88

Крутильные резонансные частоты

круговая (1[к г мм²/ (Нмм)]= 10³[к г мм²/ (к г* мм*мм/сек²)]

w_kr= (J_махJ_к)^-1/2 = 1/(111,9*3,37*10^-8*10^-3)^1/2 = 0,163*10⁴ рад/сек;

периодическая

n_kr= w_kr/(2p)= 2,594*10³ Гц

Третья критическая частота вращения вала, об/мин

n_кр3= n_kr *60/(2p) = 15,6*10⁴.

Четвертая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_к42= 60 n_kr / z₁= 60*2594/23= 6764 об/мин.

Критические частоты вращения не совпадают с частотой вращения входного вала.

4.1.7. Проверочный расчет подшипников качения на входном валу.

Ресурс подшипников L_h0= 24000 час.

Исходя из диаметральных размеров выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 20007307, имеющие

С_а= 59780 H; С₀= 45080 H.

Находим F_a1/C₀=0,004

Суммарные радиальные составляющие, Н

F_r1= (A²₁+ A²₂)^1/2 = 1829 H

F_r2= (B²₁+ B²₂)^1/2 = 2098,6 H.

По табл. 16.5 [4] находим e= 1,5*ctg a. Из каталога следует a»12° и e=7,1 и далее при V=1

F_a1/(VF_{r max})= 172/2098,6= 0,082

При этом X=1, Y=0. По рекомендациям [4] принимаем К_s= 1,3; К_т = 1. Тогда радиальная нагрузка P_r= F_{r max}*1,3= 2098,6,4*1,3= 2728,2 H.

Используя графики типовых режимов (рис. 8.42 [1]), эквивалентную долговечность определим, час L_hE= K_HEL_h0= 0,25*240000= 6000.

Находим эквивалентный ресурс

L_E = 60*10^-6*n*L_hE=60 *10^-6*960*6000= 345,6млн. обор.

При а₁=1, а₂=1, р=3,33 определим динамическую грузоподъемность, Н

C= P_r [L_E /(a₁a₂)]^1/P = 2728,2(345,6)^1/3,33= 15783,8 H.

Это меньше паспортной динамической грузоподъемности.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности c учетом 2-х кратной перегрузки.

P₀= X₀F_{r max}+ Y₀F_a = 2(0,6 F_rmax+0,5F_a1)= 2(0,6*2098,6+ 0,5*172)= 2690,3H.

Сравниваем с данными каталога. Если они меньше или существенно больше, то следует выбрать другой подшипник.

Таким образом, выбираем подшипник серии 20007107. С_а= 25088 Н; С₀= 22540 Н.

4.1.8. Выбор и расчет шпонок

Шестерня.

Из справочника [5] для диаметра 30 мм выбираем призматическую шпонку 8х7х30 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет l_p= l- b= 30- 8= 22 мм.

Проверяем шпонку на смятие, МПа

s_см= 4М_кр1/(hl_pd_b)= 4*44,8*10³/(7*22*30)= 38,8 МПа < [ s_см ]= 80…150 МПа.

Муфта

Из справочника [5] для диаметра 30мм выбираем призматическую шпонку такую же, как и для шестерни. Ее напряженность такая же как и на шестерне.

4.2. Расчет выходного вала (см. рис.П2.4)

Расчет входного и выходного валов для червячного редуктора, редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами проводится по этой же схеме, но при этом необходимо вносить следующие изменения:

а) ввести соотвествующие нижние индексы; б) для прямозубых цилиндрических колес d₂= 0, М_а = 0: в) для червячного редуктора F_r2= F_t2tga, F_a2= F_t1, F_a1= F_t2,

4.2.1. Определение диаметров под колесо, подшипник и муфту вала.

Крутящий момент М_кр2 = 172 Нм.

Окружная сила

F_t2=2М_кр2/d_m2= 2*172*10³/184=1869H.

Радиальная сила

F_r2= F_t2tga cosd₂ =1869*0,364*0,243= 165,4 Н,

Осевая сила

F_a2= F_t2tga sind₂ =1869*0,364*0,97= 659,9 Н.

Сила на муфте

F_м2= 250*(М_кр2)^1/2 = 250*(172)^1/2= 3278,7 Н.

Принимаем материал вала - сталь 45, улучшенная с пределом прочности s_в = 750 МПа; пределом текучести s_т = 450 МПа.

Принимаем допускаемое напряжение на кручение [t] = 12 МПа.

Тогда предварительный диаметр вала

d= {М_кр2/(0,2[t])}^1/3 = {172*10³ /(0,2*12)}^1/3 = 41,53 мм

Принимаем:

Посадка колеса на диаметр d_к2= 45 мм, длина зубьев колеса b_w = 31,6 мм.

Диаметр в месте посадки подшипников d_п2= 40 мм; в месте посадки муфты d_м2= 35 мм.

4.2.2. Выбор подшипников и определение схемы размещения опор.

Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 20007308, имеющим С_а= 59780 Н, С_о= 45080 Н. По ним оцениваем конструкцию вала с осевыми размерами.

Схема размещения опор приведена на рис. П2.4. Расстояния между опорами и точками приложения сил, определенные из принципа подобия и с учетом размеров колес, составляют, мм: a₂= 70; b₂=35; c₂= 40; l₂= a₂+ b₂=105.

4.2.3. Определение реакций опор.

Изгибающий момент M_a= 0,5F_a2 *d_m2= 0,5*659,9 * 184= 6,07*10⁴,Нмм

Реакции в опорах от сил в вертикальной плоскости

А₂₁=(F_r2b₂ - M_a)/l₂ = (165,4*35- 6,07*10⁴)/105= - 522,96 Н;

B₂₁= (F_r2a₂ + M_a)/l₂ = (165,4 *70+ 6,07*10⁴)/105= 688,4 Н.

Реакция от сил F_t и F_m, действующих в горизонтальной плоскости

B₂₂= [F_t2 a₂ - F_m2 (c₂ +l₂)]/l₂ = [1869 * 70 - 3278,7(40+ 105)]/105= -3281,7 H;

А₂₂= (F_t2 b₂ + F_m2 c₂)/l₂= [1869 * 35 + 3278,7*40]/105=1872 Н.

4.2.4. Определение напряжений и запасов по прочности.

Для 1-го сечения изгибающий момент равен

М₂₁= {(A₂₁ a₂)²+ (A₂₂a₂)²}^1/2 = 70*(523²+ 1872²)^1/2= 136,06*10³Нмм.

Напряжение изгиба s_и= М₂₁/(0,1* d³_к2) = 136,06*10³/(0,1*45³)= 14,93 МПа

Напряжение кручения t = М_кр2/(0,2* d³ _к2) = 172*10³/(0,2*45³)= 9,44МПа

s_-1= 0,4 s_в = 0,4*750= 300МПА.

t_-1= 0,2s_в = 150 МПа,

t_в= 0,6s_в= 450 МПа.

По рекомендациям [4] принимаем

s_а=s_и; t_a=t_m= 0,5t; y_s=0; y_t=0,05

По графику (рис. 15.5 кривая 2) K_d= 0,75.

По графику (рис. 15.6) для шлифованного вала К_F= 1.

По табл. 15.1 для шпоночного паза К_s = 2,0; К_t=1,7.

Находим запас сопротивления усталости по изгибу

S_s=s_-1/[s_aK_s/(K_dK_F)+y_ss_m] = 300*0,75/(14,93*2)= 7,53;

S_t= t_-1/[t_a К_t/(K_dK_F)+ y_tt_m]= 150/[4,72*1,7/(0,75)+ 0,05*4,72]= 13,72

Откуда при совместном действии сил

S= S_s* S_t/(S²_t+ S²_s)^1/2 = 6,6> 1,5.

Рис. П2.4

Для второго сечения изгибающий момент равен М_и2@ F_m2c₂ = 3278,7*40= =1,31*10⁵Нмм

Напряжения изгиба s_и2= М_и2/(0,1*d_п2 ³) = 1,31*10⁵/(0,1*40³)= 20,47МПа.

кручения t₂= М_кр2/(0,2* d_п2 ³) = 172*10³/(0,2*40³)=13,4 МПа ..

Принимаем радиус галтели перехода от диаметра под муфту к диаметру вала r = 2 мм, тогда r/d=2/45=0,044 и находим по (табл. 15.1 [4])_.

По табл. 15.1[4] находим K_s=2,1, K_t= 1,5

Определяем запасы сопротивления усталости по изгибу

S_s= s_-1/[s_aK_s/(K_dK_F)+ y_ss_m] = 300*0,75/(20,49*2,1)= 5,22.

по кручению S_t= t_-1/[t_aK_t/(K_dK_F)+ y_tt_m] = 150/[6,72*1,5/(0,75)+ 0,05*6,72]= 10,88.

S= S_s* S_t/(S²_t+ S²_s)^1/2 = 5,22* 10,88.(5,22²+ 10,88²)^1/2 = 4,71>1,5.

Больше напряжено 2-е сечение- под подшипником.

Проверяем статическую прочность при перегрузках, когда напряжения удваиваются

s_эк= (s²_и2+ 3t₂ ²)^1/2= [(2*20,49)²+ 3(2*13,4)²]^1/2= 61,92 МПа.

Должно быть меньше [s]@ 0,8s_т= 0,8* 450= 360 МПа.

По прочности удовлетворяет.

4.2.5. Проверяем жесткость вала.

Наиболее опасным здесь является прогиб вала под колесом. Для определения прогиба вычислим момент инерции сечения вала

J= pd⁴_п2/64= p*45⁴/64= 2,01*10⁵, мм⁴

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r2 равен

y_в = F_r2a₂ ² b₂ ²/(3EJ l₂) = 165,4*70² 35²/(3*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)= 7,47*10^-5 мм

От момента М_а прогиб равен нулю.

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил F_t и F_м равен

y_г= F_t(a₂*b₂)²/(3EJ l₂) + F_мс₂ a₂ (l₂ ²- a₂ ²)/(6EJ l₂) =

= 1869* 70² 35²/(3*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)+ 3278,7*40*70*(105²-

- 70²)/ (6*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)= 2,96*10^-3

Суммарный прогиб равен, мм

Y= (y²_в+ y²_г)^1/2 = [(0,747*10^-4)² +(29,6*10^-4)²]^1/2 = 2,96*10^-4мм.

Допускаемый прогиб

[y]@ 0,01*m= 0,01*2= 2*10^-2мм.

Следовательно, прогиб меньше допускаемого.

4.2.6.Определение резонансных частот.

Сила веса колеса

G_ш = 9,8* 7,8*10^-6* 0,786*d²_m2 b’_w = 9,8* 7,8*10^-6* 0,786* 184²* 9= 18,3 H.

Здесь ширина колеса определялась из выражения

b’_w @1,1 b_w *cosd₂= 1,1*33,7*0,243= 9 мм.

(Для цилиндрических колес при cosd₂ =1 можно приближено брать b@1,1 b_w, хотя в принципе следует учитывать размеры ступицы колеса, его конфигурацию. Вместо d_m2 необходимо подставлять делительный диаметр колеса).

Прогиб вала от веса колеса, мм

y_нш=G_шa₂²b₂²/(3E J l)= 18,3*70² 35²/(3*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)= 8,26*10^-6мм.

Резонансные частоты

круговая

w_r1= (g/y_нш)^1/2 = (9800/8,26*10^-6)^1/2= 3,44*10⁴ рад/сек.

периодическая

n_r= w_r1/(2p)= 5,48*10³Гц.

Первая критическая частота вращения, при которой возможен резонанс, равна

n_кр1= 60n_r= 329*10³ об/мин.

Вторая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_кр2= 60 n_r / z₁= 329*10³/92= 3567 об/мин.

Крутильная упругость вала

J_к= 2*(b₂ +c₂)/[8*10⁵(d_св2/2)⁴] = 2*(35+40)/[8*10⁵*(36,67/2)⁴]= 1,66*10^-9 1/(Нмм)

где d_св2@ [(d_м2+ c₂) d_м2 ²+ b₂d_{n 2}²)/(d_м2+ b₂ + c₂)]^1/2= 36,67 мм- средний диаметр вала.

Маховой момент колеса

J_мах= m_шR²/2 = (G_ш/g)(d_m2/2)²/2= (18,3/9,8)*(184/2)²/2= 7,9*10³ кгмм²

Крутильные резонансные частоты

круговая

w_kr= (J_махJ_к)^-1/2 = (7,9*10³*10^-3*1,66*10^-9)^-1/2= 8732 рад/сек;

периодическая

n_kr= w_kr/(2p)= 1390,5Гц.

Третья критическая частота по крутильным колебаниям

n_кр3= w_kz*60/(2p) = 8732*60/6,28 = 83430 об/мин.

Четвертая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_к42= 60 n_kr / z₂= 60 * 1390,5/92= 906,8 об/мин.

Критические частоты вращения не совпадают с частотой вращения выходного вала.

4.2.7. Проверочный расчет подшипников качения на выходном валу.

Выбранные в п.п. 4.2.2 подшипники № 2007208 имеют

С_а= 59780 Н, С_о= 45080 Н

Ресурс подшипников, L_h0= 24000 час.

Находим

F_a2/C₀= 659,9/45080= 0,0146.

Суммарные радиальные составляющие, Н

F_r1= (A²₁+ A²₂)^1/2 = (522,96²+ 1872,2²)^1/2= 1944;

F_r2= (B²₁+ B²₂)^1/2 = (688,4²+ 3281,7²)^1/2 = 3353.

По табл. 16.5 [1] находим e= 1,5*ctg a. Из каталога следует a =15° и e=5,56 и далее при V=1

F_a2/(VF_rmax)= 659,9/3353= 0,197

При этом X=1, Y=0. По рекомендациям [1] принимаем К_s= 1,3; К_т= 1. Тогда радиальная нагрузка

P_r= F_rmax*1,3= 1,3*3353= 4358,9 H.

Используя графики типовых режимов (рис. 8.42 [1]), эквивалентную долговечность определим, час L_hE= K_HEL_h0=0,25*24000= 6000.

Находим эквивалентный ресурс

L_E = 60*10^-6*n₂*L_hE= 60*10^-6*240*6000= 86,4 млн. обор.

При а₁=1, а₂=1, р=3,33 определим динамическую грузоподъемность

C= P_r [L_E /(a₁a₂)]^1/P = 4358,9*(86,4)^1/3,33= 16608 H.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности c учетом 2-х кратной перегрузки.

P₀= X₀F_r+ Y₀F_a = 2(0,6 F_{r max}+0,5F_a2)= 2*(0,6*3353+ 0,5*659,9)= 4683,5Н

Сравниваем с паспортной составляющей.

При необходимости уточняем подшипник и выбираем С_а, С₀.

Здесь этого не требуется.

4.2.8. Выбор и расчет шпонок

Муфта

Из справочника [5] для диаметра 35 мм выбираем призматическую шпонку 10х8х35 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет l_p= l- b= 35- 10= 25 мм.

Проверяем шпонку на смятие, МПа

s_см= 4М_кр1/(hl_pd_b)= 4*172*10³/(8*25*35)= 98,3 МПа < [ s_см ]= 80…150 МПа.

Колесо

Из справочника [5] для диаметра 45 мм выбираем призматическую шпонку 14х9х40 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет l_p= l- b= 40- 14= 26 мм.

Проверяем шпонку на смятие, МПа

s_см= 4М_кр1/(hl_pd_b)= 4*172*10³/(9*26*45)= 65,3 МПа < [ s_см ]= 80…150 МПа.