Наименьшей жесткости

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.

следовательно, с конструктивной стороны величина «12 зависит от числа зубьев гг и га. Чтобы получить компактную и легкую передачу, число зубьев гг на меньшем колесе должно быть наименьшим. Наименьшее (предельное) число зубьев г1 ограничивается явлением подрезания и наименьшей допустимой величиной коэффициента перекрытия е. В среднем можно принять

следовательно, с конструктивной стороны величина и12 зависит от числа зубьев 2j и га. Чтобы получить компактную и легкую передачу, число зубьев zl на меньшем колесе должно быть наименьшим. Наименьшее (предельное) число зубьев zi ограничивается явлением подрезания и наименьшей допустимой величиной коэффициента перекрытия е. В среднем можно принять

С. П. Митрофанов произвел расчет наименьшей допустимой величины; партии деталей одного и того же технологического ряда, пользуясь нижеследующей формулой:

Задаваясь определенным значением отношения Ця/цк. пред, получим выражение для наименьшей допустимой частоты:

Для устранения опасности выскакивания изделия во время обработки из пневматического зажимного устройства (например, патрона) применяется минимальная защита непрямого действия в виде реле давления (фиг. 73), дающего команду на выключение станка при снижении давления сжатого воздуха ниже наименьшей допустимой величины.

Полученная расчетная зависимость для меры повреждений может быть использована наряду с (4.3), причем во всех случаях, указанных в табл. 4.1, теоретические значения П в момент фактического разрушения, определявшегося на опыте, оказывались не менее близкими к единице, чем помещенные в таблицу величины, полученные на основе расчета по формуле (4.5). Напомним, что рассматриваемое уравнение повреждений предсказывает снижение сопротивления быстрому разрушению согласно зависимости (3.19). Принципиально эта зависимость позволяет оценивать ресурс деталей, работающих в условиях ползучести, по снижению коэффициента запаса прочности на быструю перегрузку. Такой коэффициент запаса обычно устанавливается, например, при расчетах всякого рода подъемно-транспортных устройств. Положим, что этот коэффициент не должен быть меньше некоторой величины п0, причем в начале процесса нагружения эксплуатационное напряжение меньше величины ар (0)/п0, где ар (0) — сопротивление быстрому разрушению неповрежденного материала, dp (0) = С. С течением времени выдержки под напряжением это сопротивление снижается согласно (3.19), т. е. оказывается, что ар (т) меньше, чем ар (0), причем уменьшается и указанный коэффициент запаса. Ресурс детали исчерпывается с достижением его наименьшей допустимой величины.

Другой более точный способ заключается в, том, что в подшипник при установке вала вкладывают калиброванную латунную пластинку, толщина которой равна наименьшей допустимой величине зааора в сочленении вал — подшипник. Если при вращении вручную вал будет «заедать», то это значит, что зазор меньше допустимого. Если же вал будет вращаться слишком свободно, то в подшипник следует вложить более толстую латунную пластинку и повторить проверку. Проверив зазор в одном подшипнике, приступают к проверке (тем же способом) зазора в другом, Величину осевых зазоров проверяют с помощью щупов.

на пониженных нагрузках и давлениях производится только в случае необходимости определения наименьшей допустимой нагрузки котла.

• т редел ениой величины. Наименьшей допустимой кратностью циркуляции обычно считают величину 4. При расположении опускных труб

4-04. Расчет естественной циркуляции, как правило, производится при номинальных нагрузке котельного агрегата и давлении, при пониженных же нагрузках и давлениях — только в специальных случаях (например, определение наименьшей допустимой нагрузки котельного агрегата при работе на скользящем давлении).

1.12*. Определить расчетное осевое усилие для винта гибочного пресса (рис. 1.11). Пресс рассчитан на сгибание двутавров в плоскости наименьшей жесткости при наибольшем номере профиля 22 и наивысшем пределе текучести материала балок ат — 260 Мн/м2.

На виде м показана обработка отверстия в чашечной детали. Если сначала обрабатывают отверстие, то под усилием режущего инструмента стенки на участке наименьшей жесткости (на торце чашки) расходятся (вид н). По окончании обработки стенки возвращаются в исходное положение и заготовка принимает форму, показанную на виде о, \

При потере устойчивости стержень изгибается в плоскости наименьшей жесткости, т. е. поперечные сечения стержня будут поворачиваться вокруг той оси, относительно которой момент инерции имеет минимальное значение. Поэтому в уравнении (13.2) следует положить J = Jm\n.

Как видим, в формулу входит минимальное значение момента инерции площадки поперечного^ сечения стержня, так как потеря устойчивости происходит в плоскости наименьшей жесткости. Например, если стержню на рис. 2.116 придать форму пластинки пря-

Принимаем ,/ = ^щщ, так как потеря устойчивости происходит в плоскости наименьшей жесткости.

изогнутого бруса — упругая линия — представляет собой плоскую кривую. Эта кривая не лежит в силовой плоскости и по этой причине изгиб называют косым. Так, свободный конец бруса по рис. 2.135 будет перемещаться не по направлению силы Р, т. е. брус изгибается «косо», не туда, куда его гнет действующая сила. Полный прогиб можно найти как геометрическую сумму прогибов, вызванных раздельным действием сил Рх и Ру. Брусу, так сказать, легче гнуться в плоскости наименьшей жесткости, поэтому направление полного прогиба бруса по рис. 2.136 отклонится от линии действия силы в сторону оси х.

где Е — модуль продольной упругости материала стержня, Jmin—наимень-• ший из осевых моментов инерции поперечного сечения сжатого стержня. Дело в том, что потеря устойчивости стержня всегда происходит в плоскости наименьшей жесткости. В этом легко убедиться, сжимая тонкую линейку центрально приложенной силой. Линейка выпучится обязательно в плоскости ее наименьшей жесткости; / — длина стержня, \л — коэффициент приведения длины, учитывающей характер закрепления концов стержня. Произведение u7 часто называют приведенной длиной стержня.

Здесь Е — модуль упругости первого рода; Jm\n — наименьший из осевых моментов инерции сечения, поскольку искривление стержня происходит в плоскости наименьшей жесткости, в чем нетрудно убедиться, сжимая продольной силой слесарную линейку; 1„ — приведенная длина стерж-н я;

Очевидно, что при потере устойчивости стержень изгибается в плоскости наименьшей жесткости, т. е. каждое из его поперечных сечений поворачивается вокруг той из главных осей, относи-

Поскольку при потере устойчивости прямолинейной формы равновесия изгиб всегда происходит в плоскости наименьшей жесткости ?/„„„, то нейтральной линией будет служить та из главных центральных осей инерции, для которой момент инерции минимальный (/„„„). Тогда формула для определения критической силы в общем виде будет:

* Принимаем J = •'mln1 так как потеря устойчивости происходит в плоскости наименьшей жесткости.