Находящихся одновременно

а — односторонняя отбор-тонка; б — двусторонняя от-бортовна; « — угловой шов в нахлесточном соединении; a — электрод; п — подкладка

Пример 1. Определить для металлоконструкции крана допустимое усилие в сварном нахлесточном соединении из листов сечением 160X6 мм. Напряжение в швах изменяется от amin=— 0,6amax до Omai. На соединение, выполненное лобовым швом, действует усилие растяжения. Материал листов — сталь Ст. 3. Электрод— Э42. Сварка ручная, Кь = 1.

В процессе клепки материал заклепки осаживается и заполняет отверстие, поэтому расчет соединения ведут по диаметру поставленной заклепки (т. е. по диаметру d0 отверстия под заклепку). Кроме того, предполагается, что нагрузка F распределяется между заклепками шва равномерно, а сила трения, возникающая между склепанными деталями, в расчете на прочность не учитывается. В нахлесточном соединении (см. рис. 2.4) внешняя сила F образует пару сил, моментом которой, ввиду малого плеча, пренебрегаем.

В нахлесточном соединении (см. рис. 2.6, б) внешние силы F образуют пару сил, моментом которой ввиду малого плеча пренебрегают. Приведенные расчетные формулы пригодны для швов сварных конструкций, нагруженных осевыми силами, но не моментами; последний случай встречается реже и мы его рассматривать не будем.

Расчет паяных соединений встык и нахлесточных аналогичен расчету сварных соединений по формулам (29.1) — (29.4). Лишь в нахлесточном соединении площадь расчетного сечения равна" площади контакта деталей

Рис. 70. Схема выявления трещин, пор, шлаковых включений и непровара по вертикальной кромке в нахлесточном соединении

Несмотря на различные предположения, лежащие в основе аналитического и конечно-элементного подходов (например, в конечно-элементном анализе напряженное состояние считалось трехмерным, а в аналитическом подходе пренебрегали сдвиговыми деформациями в склеиваемых слоях), они хорошо совпадают при определении сдвиговых напряжений в клеевом слое соединений с односторонней и двусторонней нахлесткой (рис. 50 и 51). Разница в результатах для соединений с врезной нахлесткой (рис. 52) возможна по следующим двум причинам: 1) в аналитическом подходе сдвиговые деформации в склеиваемом слое были исключены из рассмотрения. В то же время во врезном нахлесточном соединении клеевая прослойка соединяется с ориентированным под 90° слоем композита, модуль сдвига которого в плоскости соединения составляет лишь 0,13-Ю5 кгс/см2 и близок к модулю сдвига материала клеевой прослойки; 2) передачей усилия уступами врезных ступенек пренебрегают в аналитическом подходе и считают, что

При центрально действующей нагрузке F необходимое число заклепок в нахлесточном соединении n = F/Fl (рис. 3.8). В стыковых соединениях с использованием накладки число заклепок увеличивается вдвое.

Требуемая длина швов (при К = 10 мм) в нахлесточном соединении согласно расчету к рис. 15 и 16

тали, увеличивать допуск на непараллельность кромок деталей. Но нахлестка требует увеличения расхода основного материала - величина нахлестки должна быть не менее трех толщин наиболее тонкой детали. В щель между деталями на длине нахлестки может попасть влага, что приведет к коррозии соединения. В нахлесточном соединении сложно контролировать деталь, некоторые дефекты (например, непровар) не выявляются. Сварные швы в нахлесточном соединении расположены в разных плоскостях, при эксплуатации в них будет сложное напряженное состояние, поэтому нахлесточные соединения хуже работают при переменной или динамической нагрузке. Для повышения прочности применяют нахлесточные соединения с накладками в комбинации со стыковым соединением (см. рис. 5). Устраняет недостатки стыкового и нахлесточного соединений, сохраняя их преимущества, соединение с малой расплавляемой нахлесткой (рис. 7). Под действием усилия, прилагаемого к верхней кромке в процессе сварки, нагретый металл деформируется, верхняя кромка осаживается, шов формируется так же, как при стыковом соединении. Расплавившаяся нахлестка служит присадочным материалом. Особенно хорошо применимо соединение с малой расплавляемой нахлесткой при дуговой сварке деталей из алюминиевых сплавов с толщиной кромки меньше 5 мм.

при нахлесточном соединении; д - зазора при

Таким образом, при передаче косозубыми колесами одновременно в зацеплении может находиться уже не одна или две пары зубьев. В некоторых случаях число пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, может достигать десяти. Нагрузка в этих передачах распределяется на несколько зубьев, благодаря чему плавность передачи повышается. Поэтому косозубые колеса широко применяются для передач с большими скоростями и большими мощностями. На рис. 22.48 приведен пример механизма с косозубыми колесами.

Влияние долговечности на численность машинного парка. Повышение долговечности является эффективным и экономичным способом увеличения численности машин, находящихся одновременно в эксплуатации (текущей численности машинного парка). Число N машин, действующих в каждое данное время, пропорционально произведению их долговечности D на выпуск п единиц/год за предшествующее время.

жительность пребывания машин в эксплуатации, равную в рассмотренном случае 3 годам; сумма прямоугольников по вертикали — число групп машин разных годов выпуска, находящихся одновременно в эксплуатации. При постоянстве годового выпуска и долговечности оно для любого года численно равно долговечности (п = 3).

Количество групп машин различного года выпуска, находящихся одновременно д эккр^уятаптт-'Ггпмгп ТУГТМГ прямоугольников по вертикальным

Общее передаточное отношение рядового зубчатого механизма постоянно и равно обратному отношению чисел зубьев или радиусов крайних колес. Знак передаточного отношения определяется множителем ( —1)', где /—число передач внешнего зацепления. Но значение м,, в таких передачах относительно невелико, так как оно ограничено допустимой величиной г, и г,, а числа зубьев промежуточных колес (2 и 3 на рис. 15.2), находящихся одновременно в зацеплении с предшествующими и последующими колесами, не влияют на величину общего передаточного отношения механизма. Применяют эти колеса в основном там, где необходимо изменить

Отношение длины зацепления к окрз'жному шагу называется коэффициентом перекрытия е = /-/р. Коэффициент перекрытия характеризует плавность передачи. Он показывает среднее число пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении. В прямозубой передаче е всегда меньше двух. Величина е возрастает с увеличением суммы чисел зубьев 21 и za, а в косозубых — с увеличением угла наклона зубьев.

Общее передаточное отношение рядового зубчатого механизма постоянно и равно обратному отношению чисел зубьев или радиусов крайних колес. Знак передаточного отношения определяется множителем ( — 1)', где t — число передач внешнего зацепления. Но значение н„ в таких передачах относительно невелико, так как оно ограничено допустимой величиной г, и г,, а числа зубьев промежуточных колес (2 и 3 на рис. 15.2), находящихся одновременно в зацеплении с предшествующими и последующими колесами, не влияют на величину общего передаточного отношения механизма. Применяют эти колеса в основном там, где необходимо изменить

Таким образом, при передаче косозубыми колесами одновременно в зацеплении может находиться уже не одна или две пары зубьев. В некоторых случаях число пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, может достигать десяти. Нагрузка в этих передачах распределяется на несколько зубьев, благодаря чему плавность передачи повышается. Поэтому косозубые колеса широко применяются для передач с большими скоростями и большими мощностями. На рис. 22.48 приведен пример механизма с косозубыми колесами.

Коэффициент перекрытия всегда должен быть больше единицы. По величине коэффициента перекрытия можно судить о количестве пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении: если е = 1,6, то 60% общего времени работы в зацеплении находятся две пары и 40% времени — одна пара зубьев.

колеса к ведомому и к ударам зубьев колес. Из-за неточности монтажа и вследствие износа зубьев величина коэффициента перекрытия еа может оказаться меньше расчетной. Поэтому при проектировании зацепления обычно наименьшей допустимой величиной коэффициента еа считают 1,05 ~ 1,1. Коэффициент еа дает возможность определить число пар профилей зубьев, находящихся одновременно в зацеплении. Например, если еа = 1,7, то в течение 70% всего времени работы передачи в зацеплении находятся две пары зубьев и в течение 30% всего времени — одна пара.

Чем больше величина угла торцевого перекрытия сра передачи по сравнению с величиной углового шага т зубьев, тем больше плавность зацепления. Плавность зацепления зависит от количества пар сопряженных зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, и оценивается коэффициентом перекрытия зубчатой передачи