Габаритов конструкции

Переносной полуавтомат (рис. 76, а) отличается малыми габаритными размерами (862 X 234 х 153 мм). В передвижном варианте полуавтомата (рис. 76, б) запас проволоки может быть увеличен до 20 кг, а для работы с тяжелой бухтой проволоки массой до 80—100 кг механизм подачи укрепляют на специальной тележке (рис. 76, в). При стационарной работе полуавтомата механизм подачи устанавливают на поворотной консольной балке, обеспечивая при повороте максимальный радиус действия во всех направлениях (рис. 76, г).

Для полного использования мощности станка необходимо выбирать станок в соответствии с габаритными размерами обрабатываемой, детали и работать с такими режимами резания, чтобы мощность на.резце, затрачиваемая для снятия стружки, с учетом^коэффициента полезного действия (к. п! д.) станка максимально приближалась к мощности установленного на станке электродвигателя. Особенно необходимо добиваться полного использования мощности станка, исходя из которой и рассчитывается его конструкция, при обдирочных работах. При чистовой, отделочной обработке это требование не всегда удается выполнить, так как выбор элементов режима резания находится в зависимости от необходимой степени точности и класса шероховатости обрабатываемой поверхности.

Станины относятся к деталям с большими габаритными размерами с точными трущимися поверхностями, деформирующимися при обработке и при эксплуатации.

Особенности конструкции нейтрализаторов дизелей определяются в основном двумя факторами — большими габаритными размерами реакторов, обусловленными малыми допустимыми потерями давления в нейтрализаторе, особенно для турбонаддувных дизелей при значительно больших расходах ОГ, а также более низкими температурами в реакторе из-за практического отсутствия тепловыделения (изотермический процесс окисления продуктов неполного сгорания в отличие от экзотермического у бензиновых двигателей).

Для проектного расчета формулу (8.43) преобразуют. При этом учитывают, что основными габаритными размерами для конических передач являются dez и Re, а нагрузка характеризуется моментом Т3 на ведомом валу. Вводят эти параметры в формулу (8.43) и после преобразований получают

2. Этой грузоподъемности соответствует шарикоподшипник радиальный двухрядный сферический 1311 средней серии с габаритными размерами: внутренний диаметр 55 мм, наружный диаметр — 120 мм, ширина 29 мм (см. табл. 14.4).

Ширину полостей рекомендуется делать не меньше b = S + s, где S и s — толщины стенок, образующих полость (рис. 73). Лучше придавать стержням наибольшую допускаемую габаритными размерами толщину.

Корпусные детали бывают: а) с двумя габаритными размерами, значительно меньшими, чем третий,--- станины длинных станков, поперечины, ползуны; б) с одним габаритным размером, значительно меньшим, чем два других, плиты, плоские столы; в) с габаритными размерами одного порядка коробки.

Качество механизмов определяется тем, что наряду с обеспечением указанных в задании на проектирование технических параметров, например скоростей, диапазона передаточных отношений, механизм должен обладать простотой конструкции, технологичностью и экономичностью, минимальными потерями на трение; малыми габаритными размерами и массой, надежностью и долговечностью.

Толщина стенки оболочковых конструкций, как правило, мала по сравнению с их габаритными размерами. Это дает возможность при проектировании и расчетах на прочность рассматривать напряженное состояние таких конструкций не как объемное (трехосное), а как плоское (двухосное), характеризующееся напряжениями в стенке оболочки О] и &2- В связи с этим предполагается также, что напряжения в стенке оболочки распределены равномерно по ее толщине. Такое допущение является приемлемым в тех случаях, когда толщина оболочки t не превосходит 1/15 — 1/20 от величины ее радиуса R /19/. По данному признаку оболочки подразделяются на тонкостенные (с 11R < 1/15 — 1/20) и толстостенные (с 11R > 1/15 — 1/20). Для толстостенных оболочек характерно нелинейное распределение напряжений по толщине стенки оболочки и трехосное поле напряжений.

Параметры dv и zv эквивалентного колеса возрастают с увеличением угла (3, что является одной из причин повышения нагрузочной способности косозубых колес по сравнению с прямозубыми и дает возможность при одинаковой нагрузке иметь передачу с меньшими габаритными размерами.

7°. В рассматриваемых примерах силового расчета механизмов мы предполагали все силы, действующие на каждое звено, расположенными в одной плоскости. В действительности силы лежат в различных плоскостях, что ясно видно на примере зубчатых механизмов, показанных на рис. 13.21, а или на рис. 13.22, а. Расположение действительных опор и их конструкции на этих рисунках не показаны. При расчете реальных конструкций, о чем было сказано выше, необходимо учитывать конструктивное оформление как промежуточных кинематических пар, так и опор. Соответственно должна составляться и расчетная схема элементов механизма. Например, нами были определены силы /"Vs. FZI и /V/, действующие на колеса 2 и 2' (рис. 13.21, г). Все эти силы расположены в трех параллельных плоскостях. Сила />з расположена в плоскости колеса 2', сила F%i — в плоскости колеса 2 и сила F^H — в плоскости, перпендикулярной к оси колес 2 и 2'. Опоры оси колес 2 и 2' могут быть конструктивно выполнены различным образом в зависимости от требований прочности, надежности, габаритов конструкции, условий сборки и т. д.

Однако более значительную роль в формировании предэксплуатаци-онной надежности играют монтажные сварочные работы. В зависимости от габаритов конструкции ее окончательная сборка может производиться либо в заводских условиях, либо по месту монтажа. В последнем случае качество выполнения монтажных швов часто бывает недостаточно высоким. В результате этого монтажные швы становятся одним из основных источников, инициирующих трещиноподобные дефекты

В качестве примера на рис. 1.5 показано разворачивание рулониро-ванной стенки вертикального резервуара на монтаже. Количество рулонов зависит от габаритов конструкции и производственных мощностей завода-изготовителя.

Выбор допускаемого коэффициента запаса прочности является очень ответственной задачей, так как завышение [s] ведет к чрезмерному увеличению массы и габаритов конструкции, увеличивает ее стоимость, а занижение [s] делает конструкцию недостаточно надежной.

Чаше используется первый, более технологичный способ. Выбор типа резиновой смеси зависит от характера и концентрации агрессивной среды, температуры, наличия взвешенных частиц» от габаритов ^конструкции апларатов. Наиболее распространенными материалами для горячего гуммирования являются следующие: эбониты(1814,1726,2109, 6024, ИРП-ШЗ, ИРП-1394), полу-эбониты (1751, 1752, 2169, 4385-2, ИРП-1212, ИРП-1395), резины (1976-М, 4476,2566, 829,4849,8-ЛТИ, 343, ИРП-1025), клеи (2572,4508,88-Н). -

7°. В рассматриваемых примерах силового расчета механизмов мы предполагали все силы, действующие на каждое звено, расположенными в одной плоскости. В действительности силы лежат в различных плоскостях, что ясно видно на примере зубчатых механизмов, показанных на рис. 13.21, а или на рис. 13.22, а. Расположение действительных опор и их конструкции на этих рисунках не показаны. При расчете реальных конструкций, о чем было сказано выше, необходимо учитывать конструктивное оформление как промежуточных кинематических пар, так и опор. Соответственно должна составляться и расчетная схема элементов механизма. Например, нами были определены силы Р2,ъ, F2\ и F3H, действующие на колеса 2 и 2' (рис. 13.21, г). Все эти силы расположены в трех параллельных плоскостях. Сила /Va расположена в плоскости колеса 2', сила Р2г — в плоскости колеса 2 и сила F2H — в плоскости, перпендикулярной к оси колес 2 и 2'. Опоры оси колес 2 и 2' могут быть конструктивно выполнены различным образом в зависимости от требований прочности, надежности, габаритов конструкции, условий сборки и т. д.

В качестве примера на рис. 1.5 показано разворачивание рулониро-ванной стенки вертикального резервуара на монтаже. Количество рулонов зависит от габаритов конструкции и производственных мощностей завода-изготовителя.

На фиг. 192, а и б представлены различные случаи применения тормозов конструкции В. И. Панюхина в механизмах подземных экскаваторов, для которых уменьшение габаритов конструкции имеет особо важное значение.

Пример расчета. Рассчитать и экспериментально проверить фрикционно-износные характеристики тормоза. Работа, совершаемая тормозом, ^т. п = 5,8-106 Дж; скорость при торможении до полной остановки должна изменяться на рабочем участке линейно от начального значения 26,1 м/с до нуля. Число торможений в час — не более 30; охлаждение за счет естественной конвекции. Строгих ограничений габаритов конструкции нет. Продолжительность торможения 3 с при Мт = 3700 Н.м.

3. В случае необходимости сокращения габаритов конструкции допускается уменьшение глубины сверления Р до размера Tt.

Функции А и J — двухпараметрические: параметры bah. Теперь нетрудно понять, что для уменьшения массы при J = const выгодно увеличивать h при уменьшении Ь. Приближаясь к пределу, получим тонкий лист, применение которого в качестве балки нецелесообразно. Во-первых, обладая хорошим сопротивлением изгибу в одной плоскости, он неустойчив и не способен воспринимать случайные или второстепенные нагрузки в другой плоскости. Во-вторых, не всегда приемлемо увеличение габаритов конструкции в плоскости А. Из интегральной формулы для / следует, что выгодно удалять массу материала от нейтральной оси х, где она малоэффективна. Таким путем были разработаны формы швеллера и двутавра (рис. 0.2, б, в).

1. Уменьшением габаритов конструкции, увеличением плотности компоновки.

Рекомендуем ознакомиться:

Габаритные ограничения

Генератора пилообразного

Генераторных установок

Генератором постоянного

Гарантированные механические

Генератор импульсов

Генератор постоянного

Генерирующих мощностей

Географического положения

Меню:

Главная страница Термины