Зависимости предельных

1° . В главе IV были изложены графические методы кинематического анализа плоских механизмов. Графические методы наглядны и универсальны, так как позволяют определять положения скорости и ускорения звеньев механизмов любой структуры. Но графические методы не всегда обладают той точностью, которая бывает необходима в некоторых конкретных задачах анализа механизмов. В этих случаях предпочтительнее применение аналитических методов, с помощью которых исследование кинематики механизмов может быть сделано с любой степенью точности Кроме того, аналитические зависимости позволяют выявлять взаимосвязь кинематических параметров механизма с его метрическими параметрами, т е размерами звеньев Роль анал;тпчесчк1:х методов кинематического анализа механизмов особенно возросла

Полученные зависимости позволяют отметить:

При решении практических задач указанной схематизацией пользуются весьма широко. Известные нам расчетные зависимости позволяют достаточно точно определять основные напряжения

Полученные зависимости позволяют получить частоты,на которых вклад вынуждающей силы в спектр вибрации на голов-ме ПЭД наиболее существенен.

Приведенные зависимости позволяют оценить степень превышения напряжений по сравнению с мембранными от действия краевых сил и моментов.

Таким образом, существующие расчетные зависимости позволяют оценить довольно обширный комплекс механических свойств неоднородных сварных соединений.

Полученные зависимости позволяют оценить погрешность используемого в практических расчетах /73, 118/ подхода корректировки на относительную толщину кэ и установить диапазоны его применимости. На рис. 3.52.6 приведена погрешность Д, % данного подхода по сравнению с методом корректировки через кпр в форме (3.89). Как видно, при степени механической неоднородности К^ погрешность расчета через к, (при значениях 0 < к < 0,4) может быть более 15 %. При А.'" < 1,75 и при к > 0,4 корректировка известных решений по кпр и кэ дает близкие результаты (погрешность не превышает 5 %).

Г. В главе IV были изложены графические методы кинематического анализа плоских механизмов. Графические методы наглядны и универсальны, так как позволяют определять положения скорости и ускорения звеньев механизмов любой структуры. Но графические методы не всегда обладают той точностью, которая бывает необходима в некоторых конкретных задачах анализа механизмов. В этих случаях предпочтительнее применение аналитических методов, с помощью которых исследование кинематики механизмов может быть сделано с любой степенью точности. Кроме того, аналитические зависимости позволяют выявлять взаимосвязь кинематических параметров механизма с его метрическими параметрами, т е. размерами звеньев Роль аналитических методов кинематического анализа механизмов особенно возросла

Полученные зависимости позволяют при знании физических законов изнашивания или других законов старения с учетом возможных вариаций исходных показателей работоспособности и условий эксплуатации прогнозировать потерю работоспособности изделия и определять основные показатели надежности, так как в структуру формул входят исходные данные, не зависящие от времени.

5. Анализ конструктивных параметров жестко связанных сопряжений. Полученные зависимости позволяют . оценивать и сравнивать различные конструктивные варианты сопряжений и выбирать оптимальное решение. Так, формулы (13) и (14) можно использовать для определения целесообразных размеров направляющих, оценивать характер эпюры давлений, условия нераскрытия стыка и решать другие задачи. Определение угла ф, тангенс кото-

Таким образом, износ диска 2 неравномерен по радиусу и окружности, причем от р имеется линейная зависимость. Полученные зависимости позволяют указать методы повышения износостойкости сопряжения и оценить изменение со временем его работоспособности. Например, в случае применения данного сопряжения для стола металлорежущего станка можно определить потерю им точности при износе круговых направляющих.

Для полной характеристики выносливости материала необходимо установить зависимость предела выносливости от характера цикла нагружений. С этой целью из исследуемого материала изготовляют несколько серий совершенно одинаковых образцов и каждую из них подвергают испытаниям на выносливость. При этом фиксируют значение среднего напряжения от цикла, а предельную амплитуду оа определяют из опыта по базовому числу циклов N0. Например, первая серия образцов испытана при симметричном цикле Ra=—l(o"m=0); no результатам испытаний построена кривая усталости и определено значение предела выносливости cr^. Вторая серия образцов испытана при цикле с Ra= = —1/2; третья — при Ra-=Q и т. д. По результатам испытаний, так же как и в первом случае, построены кривые выносливости и определены значения пределом выносливости. По полученным данным легко построить диаграмму зависимости предельных амплитуд оа от принятых средних напряжений crm цикла. Примерный характер такой диаграммы, называемой диаграммой предельных амплитуд цикла, показан на рис. 2.114.

Диаграмма второго типа, (рис. 55) изображает зависимости предельных значений максимального и минимального напряжений ашах пр и tfmln пр от величины предельного среднего напряжения (атПр) Циклов. Эти зависимости определяются кривыми А В и А' В, которые строят по экспериментальным данным. Кривая АВ изображает зависимость предельных максимальных напряжений от предельных средних напряжений циклов. Любой цикл на этой диаграмме характеризуется двумя точками К я К' (см. рис. 55), абсциссы которых равны и соответствуют среднему напряжению цикла ат, а ординаты в масштабе диаграммы равны соответственно максимальному атах и минимальному атщ напряжениям цикла. Например, предельному симметричному циклу соответствуют точки А и А', абсциссы которых ат = 0.

Диаграмма второго типа (рис. 55) изображает зависимости предельных значений максимального и минимального напряжений Ощахпр и °"min пр от величины предельного среднего напряжения (Сттпр) циклов. Эти зависимости определяются кривыми АВ и А'В, которые строят по экспериментальным данным. Кривая АВ изображает зависимость предельных максимальных напряжений от предельных средних напряжений циклов. Любой цикл на этой диаграмме характеризуется двумя точками К и К' (см. рис. 55), абсциссы которых равны и соответствуют среднему напряжению цикла am, a ординаты в масштабе диаграммы равны соответственно максимальному атах и минимальному атщ напряжениям цикла. Например, предельному симметричному циклу соответствуют точки А и А', абсциссы которых ат — 0.

По результатам испытаний так же, как и в первом случае, построены кривые выносливости и определены значения пределов выносливости. По полученным данным легко построить диаграмму зависимости предельных амплитуд <та от принятых средних напряжений цикла ат. Примерный характер такой диаграммы, называемой диаграммой предельных амплитуд, показан на рис. 160.

На основе полученных отношений можно построить полную теоретическую диаграмму зависимости предельных напряжений образования усталостной трещины и разрушения от теоретического коэффициента концентрации напряжений для любой асимметрии цикла нагружения (рис. 25). Кривая / (гипербола) соответствует полному проявлению теоретической концентрации напряжений ак/аа и является границей образования усталостной трещины; кривая 2, построенная по уравнениям (11) или (13) с заменой значений «а на Ка, является линией разрушения для докритических значений а<у (до точки А); кривые 3 и 4 характеризуют предельные разрушающие напряжения в области существования нераспространяющихся усталостных трещин. Эту кривую можно построить с использованием уравнения для определения эффективного коэффициента концентрации напряжений в вершине надреза или трещины

Рис. 25. Расчетные зависимости предельных напряжений трещино-образования (кривая /) и разрушения (кривые 2 и 3) от теоретического коэффициента концентрации напряжений

7. Зависимости предельных отклонений и допусков от геометрических параметров зубчатых колес даны в табл. 36.

36. Зависимости предельных отклонений и допусков от геометрических параметров зубчатых колес

5.Зависимости предельных отклонений и допусков от геометрических параметров зубчатых колес и передач даны в табл. 85.

85. Зависимости предельных отклонений и допусков от геометрических параметров зубчатых колес

9. Зависимости предельных отклонений и допусков разных степеней точности от геометрических параметров червяков, червячных колес, червячных пар и червячных передач приведены в табл. 129 и 130.