Отношения необходимо

и от величин, характеризующих специфику условий протекания процесса, — ширины кольцевого зазора б, отношения наружного диаметра внутренней трубы d\ к внутреннему диаметру наружной трубы di, характера обогрева (одностороннего или двустороннего), эксцентриситета и длины экспериментального участка L.

В зависимости от отношения наружного диаметра Du к толщине стенки s трубы подразделяются на: • . • :

Многолетним опытом производства и эксплуатации сильфонов как за рубежом, так и в отечественной промышленности установлены определенные зависимости между отдельными геометрическими размерами, которые могут быть взяты за основу для построения конструкций сильфонов. Так, анализ отношения наружного диаметра к внутреннему сильфонов производства различных зарубежных фирм и отечественных заводов показывает, что у нормальных конструкций это отношение составляет 1,3—1,5 (большее значение для малых сильфонов), а у чувствительных — 1,6—1,8 (1,8 — у особо чувствительных сильфонов).

Допускаемая за расчетный срок службы деформация трубы должна зависеть, по-видимому, также и от отношения наружного диаметра к внутреннему. Подобно тому, как при испытании на растяжение десятикратного образца относительное удлинение получается меньшим, чем при испытании пятикратного из-за локальности максимальной пластической деформации (образования шейки), так и при деформации тонкостенной трубы большого диаметра остаточная деформация при разрушении должна быть меньше, чем при разрушении толстостенной трубы. Кроме неполной однородности свойств трубы по окружности, на локальность деформации ощутимо влияют колебания толщины стенки трубы в пределах допуска, всегда имеющие место (допуск на толщину стенки составляет 20—25%). Деформация трубы сосредоточивается в том месте, где стенка тоньше.

Следовательно, необходимая добавка определяется не только допускаемыми отклонениями па толщину стенки, но и отношением расчетной толщины стенки к наружному диаметру (это последнее отношение можно представить как функцию отношения наружного диаметра к внутреннему).

ния в трубах, а по оси ординат —отношения наружного диаметра к внутреннему p=DH/DB. Схема пользования номограммой понятна из приведенных на ней примеров. На трубы поверхностей нагрева и трубопроводы могут действовать внешние нагрузки, вызывающие растяжение, изгиб или кручение. Учет этих напряжений производится по энергетической теории. В момент перехода в предельное состояние достигается равенство

стенки в зависимости от отношения наружного

В зависимости от отношения наружного диаметра DH к толщине стенки S трубы подразделяются на:

На рис. 5.20 показаны кривые ползучести при одноосном растяжении и внутреннем давлении в цилиндрических образцах, рассчитанные с помощью уравнений (5.11) и (5.13), при этом по оси абсцисс представлены безразмерные величины времени, полученные путем деления t на tr, определяемые по уравнениям (5.12) и (5.14). Различия кривых ползучести круглых образцов при растяжении и цилиндрических образцов при внутреннем давлении (рис. 5.20) имеют такой же характер, как и экспериментальные результаты, показанные на рис. 5.17. Кроме того, следует указать, что различия кривых ползучести цилиндрических образцов в зависимости от отношения наружного и внутреннего диаметров Did аналогичны экспериментальным резуль татам, показанным на рис. 3.4.

На рис. 5.17 показано, что окружная деформация при разрушении толстостенных цилиндрических образцов под действием внутреннего давления несколько меньше, чем удлинение при разрушении круглых образцов при одноосном растяжении. На рис. 5.23 приведены данные, характеризующие сужение и удлинение при разрушении тонкостенных и толстостенных цилиндрических образцов с различной толщиной стенки из стали 2,25Сг — 1Мо. Окружные деформации при разрушении тонкостенных и толстостенных цилиндрических образцов почти не отличаются, однако удлинение при разрушении на внутренней поверхности толстостенных цилиндрических образцов выше у образцов с Did = 1,961; указанное удлинение достигает 100 %. Сужение при разрушении, определенное по толщине стенки трубы в зоне разрыва, также больше у толстостенных цилиндрических образцов, но меньше, чем у круглых образцов при растяжении. В верхней части рис. 5,23 приведены данные, характеризующие отношение гидростатической компоненты напряжения от к эквивалентному напряжению Мизеса а*. Зависимость удлинения и сужения описанных выше цилиндрических образцов от отношения наружного и внутреннего диаметров и отличие этих пара-

Отсюда следует, что для определения этого отношения необходимо найти величины расходов GI, G2.

Во избежание скачкообразного изменения передаточного отношения необходимо, чтобы момент сопротивления вращению гайки был гарантированно меньше момента в резьбе.

При проектировании кониче-ско-цилиндрического зубчатого механизма надо заботиться о том, чтобы большое колесо конической передачи не выходило за предел, ограниченный валом большого цилиндрического колеса (рис. 81, б), так как в противном случае это затруднит конструирование редуктора. В связи с этим при разбивке общего заданного передаточного отношения необходимо распределить его так, чтобы передаточное отношение конической передачи было меньше передаточного отношения цилиндрической.

Для сохранения свойственного эвольвентному зацеплению постоянного передаточного отношения необходимо, чтобы следующая пара зубьев вступала в зацепление в точке Р1 в тот момент (или ранее), когда точка контакта предыдущей пары зубьев придет в точку Рг (рис. 20.8,6). Следовательно, длина активной линии зацепления должна быть не менее основного шага.

В двухступенчатых рядовых редукторах для получения возможно меньших габаритов при одном и том же назначении общего передаточного отношения необходимо, чтобы частное передаточное отношение быстроходной ступени было больше частного передаточного отношения тихоходной ступени редуктора.

Для определения знака общего передаточного отношения необходимо в формулу (46)

Для получения дисперсионного отношения необходимо сравнить две оценки дисперсии признака. Вид используемых оценок дисперсии признака определяется характером информации, имеющейся в распоряжении при статистическом анализе результатов наблюдений. В зависимости от этого при проверке гипотезы об адекватности модели при вычислении /-"-статистики, могут быть два случая:

Этот прием дает ошибку на 2—3% при 8/^ = 30-7-40%. При еще больших значениях последнего отношения необходимо считать по точным формулам.

В зацеплении Новикова эти недостатки уменьшены. Геометрия зубьев такова, что первоначальный контакт зубьев в точке перемещается вдоль зуба с постоянной скоростью, угол давления также постоянен. Профили зубьев очерчены несопряженными кривыми (дугами окружностей с близкими радиусами кривизны в сечении, нормальном к направлению зуба). Линия зацепления расположена параллельно осям колес. Для обеспечения условия непрерывного зацепления зубьев и постоянства мгновенного »пе-редаточного отношения необходимо, чтобы осевой коэффициент перекрытия был больше единицы, а колеса были косозубыми (рис. 11.28.)

Особенности расчета планетарных передач. Числа зубьев колес. В отличие от обычных зубчатых передач расчет начинают с выбора чисел зубьев колес. Кроме обеспечения заданного передаточного отношения необходимо, чтобы зубчатые колеса удовлетворяли следующим условиям сборки: соосности, симметричному расположению сателлитов, соседству. ~