Наибольших касательных

ределяется произведением силы, которую развивает движущаяся часть механизма (вал, шкив, шестерня и т. д.), на скорость, с которой эта часть движется, то для увеличения мощности нужно либо увеличивать эти силы, либо увеличивать скорости движения. Но увеличение сил всегда связано с увеличением размеров движущихся частей. Например, чтобы вал при наибольших допустимых деформациях развивал большие силы, нужно взять больший диаметр вала. Поэтому при данной скорости увеличение мощности механизма всегда связано с увеличением его размеров. Не увеличивая размеров механизма, можно повысить его мощность, увеличивая скорость движущихся частей. При одних и тех же размерах быстроходный механизм всегда мощнее тихоходного; при одинаковых мощностях быстроходный механизм компактнее тихоходного.

Применяя это рассмотрение, мы легко объясним, почему в некоторых случаях происходит разрушение быстро вращающихся тел, например разрыв маховиков. Внутренние части маховика (спицы) должны сообщать внешним частям ускорения, необходимые для движения по окружности. Для этого они должны развивать достаточные силы. Если даже при наибольших допустимых деформациях внутренние части маховика все еще не развивают сил, необходимых для движения внешних частей по окружности, то эти внешние части будут двигаться по раскручивающимся спиралям, деформации внутренних частей будут нарастать, превзойдут наибольший допустимый предел и маховик разлетится на части (дальше части маховика будут двигаться с той скоростью, которую они имели при отделении от спиц и друг от друга, т. е. по касательным к окружности маховика). Таким образом, причиной разрыва маховика являются не силы, а, наоборот, отсутствие сил, достаточных для того, чтобы сообщить внешним частям маховика нужные ускорения. Силы необходимы для того, чтобы маховик вращался как целое, и маховик разрывается, если величина этих сил оказывается недостаточной.

придавалась обтекаемая форма без излишней турбулизации в местах соединений и гибов. Для теплообменник труб, выполненных из различных медных сплавов, также существуют руководящие указания о наибольших допустимых скоростях потока, м/с: 1,0 (фосфористая медь), 1,8 (адмиралтейская латунь CuZn28SnlAs); 2,2 (алюминиевая латунь CuZn23A12As), 2,5 (медно-никелевый сплав CuNilOFelMn); 3,5 (медно-никелевый сплав CuNiSOMnlFe).

В методике расчета наибольших допустимых погрешностей измерения должны быть предусмотрены два вида измерений: повышенной точности измерения для лабораторной проверки и ограниченной точности для производственных измерений, когда технологический допуск уменьшают для компенсации погрешностей измерения.

Определение наибольших допустимых погрешностей измерения при требовании повышенной точности контроля

Расчет наибольших допустимых погрешностей измерения при требовании ограниченной точности контроля

Величины наибольших допустимых удельных давлений для разных материалов приведены в табл. 6.

Максимальный боковой зазор в передаче получается при наибольших допустимых смещениях исходного контура и отклонениях межцентрового расстояния; он равен

Для резьбовых калибров погрешности шага, половины угла профиля и собственно среднего диаметра устанавливаются отдельно. Каждый из этих элементов подлежит проверке независимо от остальных. При использовании же резьбовых калибров на результат измерения будет оказывать непосредственное влияние приведённый средний диаметр резьбы калибров, правила определения которого (как с учётом, так и без учёта параметров рассеивания отклонений составляющих элементов) были уже приведены в статье „Допуски резьбовых изделий". Пользуясь этими правилами, рекомендуется при проверке изделий 1-го класса точности производить отбор резьбовых калибров таким образом, чтобы сумма действительных отклонений по шагу, половины угла профиля и собственно среднего диаметра составляла не более 50°/0 суммы наибольших допустимых отклонений этих элементов. Такое ограничение допуска приведённого среднего диаметра производится для того, чтобы снизить влияние погрешностей калибров на относительно малые допуски резьбовых изделий 1-го класса точности.

Для быстрого подсчёта суммы фактических или наибольших допустимых диаметральных компенсаций погрешностей шага, половины угла профиля и собственно среднего диаметра резьбовых калибров можно воспользоваться номограммой, приведённой на фиг. 195.

В зависимости от наибольших допустимых отклонений от номинальной срединной длины и от плоскопараллельности плитки разделяются на 5 классов точности: 0-й, 1-й, 2-й, 3-й и 4-й. В табл. 2 приводятся формулы наибольших допустимых отклонений срединной длины и от плоскопараллельности.

первой, третьей и четвертой теории прочности) зависит от отношения тр. Причем теория наибольших касательных напряжений обеспечивает наибольший запас прочности.

Из кругов напряжений видно, что ттах меньше, чем при плоском напряженном состоянии. Площадки наибольших касательных напряжений и области, занятые

деформаций. Условие, при котором в деталях не будет пластических деформаций (по теории наибольших касательных напряжений):

Эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касательных напряжений (третья теория прочности)

расчетные (эквивалентные) напряжения для болтов М10 1л МЗО, пользуясь гипотезой наибольших касательных напряжений.

5.51. Тонкостенный цилиндрический сосуд из алюминиевого справа (Епл = 0,7-105 Мн/м2) закрыт крышкой из того же материала, прикрепленной к фланцам сосуда шестнадцатью болтами Ml l (рис. 5.34). Допускаемое напряжение для материала сосуда [aai] = 80 Мн1м'1. Определить допускаемую величину внутреннего давления р в сосуде исходя из прочности его стенок и прочности болтов (расчет вести по гипотезе наибольших касательных

По эпюрам N и Мк нельзя установить, какое поперечное сечение винта является опасным. Определим эквивалентные напряжения (по гиЛотезе наибольших касательных напряжений) для сечений участков а — б и в — г.

тов для винта и определить: а) усилие нажатия Р, создаваемое прессом; б) к. п. д. винтовой пары т]„ и общий к. п. д. пресса ц; в) эквивалентное напряжение для опасного сечения винта по гипотезе наибольших касательных напряжений; г) высоту гайки Н, если она изготовлена из чугуна и [р] = 5 Мн/м*.

10.29. Определить, применив гипотезу наибольших касательных напряжений (третью теорию прочности), эквивалентное напряжение для опасного сечения двухзаходного червяка, если передаваемый момент Мч = 748 кГ-см. Основные параметры передачи: ms = 8 мм; д = 8; 2К = 32. Расстояние между серединами опор червяка L ~ ddK. Коэффициент трения / = 0,03.

12.22. На рис, 12.20 изображен вал с конической шестерней, передающий мощность 35 кет при п = 940 об/мин. Определить, пользуясь гипотезой наибольших касательных напряжений, номинальное значение эквивалентных (приведенных) напряжений для

Определить диаметр вала d под серединой колеса и диаметр выходного конца вала dv Принять, что выходной конец вала работает только на кручение и [т]к — 30 Мн/м*. Диаметр d определить из расчета на изгиб с кручением, приняв [а] = 50 Мн/м2 и применив гипотезу наибольших касательных напряжений. Число зубьев колеса гк = 70; модуль зацепления ms — 9 мм; число заходов червяка гч = 3, диаметр делительного цилиндра червяка d^ = 72 мм; к. п. д. червячного зацепления \\ = 0,82.