Отсутствия разрушений

341. Определить максимально возможную высоту /irp головки рейк! из условия отсутствия подрезания профиля зуба на колесе с числом зубьев г = 10, если указанное колесо нарезается без сдвига инструментальной рейки, профильный угол которой равен а0 == = 20', а модуль m = 10 мм.

Пример 2. Определить основные размеры зубчатой передачи из условия отсутствия подрезания зуба малого колеса.

1. Выбираем коэффициенты смещения рейки *j и х2 из условия отсутствия подрезания зубьев по формуле (22.69):

Число зубьев гя должно быть выбрано так, чтобы отсутствовал и подрезание и интерференция зубьев. Из таблицы 6, помещенной и § 103, 2°, видим, что если число г2 выбрать равным г2 = 20, то число зубьев г3 будет равно г3 = 2,8гг = = 2,8-20 = 56, т. е. будет меньше 60, а для отсутствия подрезания необходимо иметь г3 > 60. Минимальное число зубьев z2mln = 22, ибо в этом случае г3 = = 2 8г2 = 2 8-22 = 61 6 т. е. г., > 60. Таким образом, может быть выбрано г„ = 22.

Примечание. 1. Для косозубых валов-шестерен расчет по приведенным формулам идет в запас прочности. 2. Б - блокирующая линия из условия отсутствия подрезания зубьев (рис. 10.14).

Модуль и число зубьев. В общем случае рекомендуют: zani^zm-m— 17 — условие отсутствия подрезания; mte^b/lQ. Последнее условие предусматривает уменьшение размеров или модуля зуба, а следовательно, и его прочности по напряжениям изгиба, на внутреннем торце с увеличением b или КЬе.

На рис. 3.89 показано изменение формы прямого зуба в зависимости от числа зубьев нормального эвольвентного колеса. При 2= = оо колесо превращается в рейку. С уменьшением 2 уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а кривизна эвольвентного профиля увеличивается. При дальнейшем уменьшении г (г<2т1п) появляется подрезание ножки зуба; изгибная прочность зуба резко снижается и возрастает износ из-за уменьшения длины активного участка профиля (срезается часть эвольвенты у ножки зуба). По границе отсутствия подрезания устанавливается минимально допустимое число зубьев 2min=17. При необходимости нарезания зубьев меньше 2min для устранения подрезания применяют зубчатые колеса со смешением.

где za — число зубьев червячного колеса. Минимальное число зубьев колеса z2min определяют из условия отсутствия подрезания и обеспечения достаточной поверхности зацепления. Для силовых передач 22min=28. Максимальное число зубьев 22<Ж). При увеличении z2 возрастают диаметр колеса и расстояние между опорами червяка, что приводит Рис. 3.124

. большую высоту ha головок и ножек зубьев колес, исходя из условия отсутствия подрезания профилей зубьев.

6.9. Зубчатые колеса с числом зубьев Z!=12 и 22 = 24 нарезаются инструментальной рейкой с углом зацепления a = 20° и с модулем т = 20мм, параметры рейки h*a-=\ и с* = 0,25. Определить радиусы окружностей начальных, делительных, основных, головок и ножек, исходя из условия отсутствия подрезания профиля зуба малого колеса при нарезании рейкой. Колесо 2 нарезается без смещения рейки. Решить задачу на ЭВМ.

Наименьшее число зубьев Zmin, допускаемое для косозубых колес по условию отсутствия подрезания, определяют по формуле

ИНГИБИТОРЫ. СООТНОШЕНИЕ СУЛЬФАТА И ЩЕЛОЧИ. Ингибирующее действие таннинов, которые при высоких температурах предотвращают КРН в котлах, нельзя объяснить конкурентной адсорбцией с ОН~. Подобные процессы невозможны ввиду слабой связи органических молекул с поверхностью металла. Высказывалось предположение, что таннины связывают растворенный кислород. Однако такое действие не должно было бы обязательно приводить к предупреждению КРН, так как нет твердых доказательств отсутствия разрушений этого типа в растворах NaOH, свободных от растворенного кислорода. Можно предположить, что в результате взаимодействия таннинов с NaOH образуются соединения, которые обладают буферными свойствами и действуют аналогично иону РО~. Они могут также отчасти экранировать дефекты поверхности в зоне сварного шва, в которых в противном случае может задерживаться котловая вода и рН ее со временем повышается. Помимо этого, при применении таннинов вещества, образующие накипь, преимущественно возникают в толще котловой воды, а не на поверхности котла. Этим предупреждается образование узких зазоров на границе со слоем накипи.

Существование "физического" предела усталости. Принципиальные особенности усталости металлов обычно выявляют по характеру кривой усталостных испытаний в координатах: амплитуда напряжений а—логарифм числа циклов до разрушения Ig/V (кривая Веллера). По современным представлениям, в общем случае для металлов в зависимости от уровня амплитуды напряжений можно выделить два главных участка на кривой усталости (не считая переходной области и области отсутствия разрушений): область малоцикловой усталости (квазистатическое разрушение) и область чистой или многоцикловой усталости. Резкий пере-

Рассмотрим условия длительной прочности, вытекающие из формулы суммирования повреждений (4.5). Предположим, что режим нагружения а (т) строго детерминирован. В этом случае достаточно малая вероятность разрушения р или достаточно большая вероятность отсутствия разрушений q = 1 — р обеспечивается при условии П •
а вероятность отсутствия разрушений во всем объеме растянутой зоны при поперечном изгибе определяется путем интегрирования

области и области отсутствия разрушений): область малоцикловой

Область отсутствия разрушений (внутри

Область отсутствия разрушений (внутри)

Область отсутствия разрушений (внутри]

т. е. в области отсутствия разрушений. Среди всех гипотез, описывающих пластичное поведение, гипотеза удельной энергии формоизменения дает наилучшее соответствие с экспериментальными данными, что показано, например, на рис. 6.8. Эта гипотеза широко используется для прогнозирования разрушения пластичных метал-

Область отсутствия разрушений (внутри)

Область отсутствия разрушений

Механические методы предварительного на-гружения. Натяг представляет собой форму предварительного напряжения между болтом и ушком, которое приводит к увеличению Прочности вследствие эффекта ненагружения на свободной стороне болта, как пояснено выше. Для достижения той же цели могут быть применены другие методы; некоторые предложения, сделанные автором [558], показаны на рис. 9.19. Ни одна из этих конструкций не была испытана, но тот факт, что в них создается радиальнее давление между болтом и ушком, позволяет надеяться на выносливость, сравнимую с выносливостью ушков с натягом при условии отсутствия разрушений в другом месте. Во всех предложенных схемах удаление болта осуществляется гораздо легче, чем при обычной посадке болта с натягом.