Влияние - натяг
Cтраница 1
Влияние натяга и числа оборотов на шум шарикоподшипника иллюстрирует фиг. [1]
Влияние натяга на распределение напряжений в ушках исследовалось методом фотоупругости Джессопом, Снеллом и Холистером [555] и их наиболее значительные выводы с точки зрения выносливости представлены на рис. 9.5, Они показывают, как нагрузки со стороны болта воздействуют на максимальное касательное напряжение на краях отверстия в концах поперечного диаметра в случаях: 1) отсутствия натяга, 2) натяга 0 03 мм на 1 см диаметра болта для эквивалентных дур-алюминовых и стальных ушков и 3) натяга 0 06 мм на 1 см диаметра болта. При нулевой нагрузке со стороны болта натяг сам по себе вызывает высокие касательные напряжения, но при увеличении нагрузки имеется малое возрастание напряжений. Таким образом, весь эффект натяга заключается в увеличении среднего напряжения и уменьшении амплитуды напряжений в критическом районе. Так как полезный эффект второго больше чем перекрывает вред первого, выносливость возрастает. Взять числовой пример: ушко с отношением диаметра отверстия к ширине, равным 0 375, подвергаемое пульсирующей нагрузке, вызывающей напряжения от 0 до 14 кГ / мм2 в сечении по отверстию, имеет согласно рис. 9.5 следующие касательные напряжения в концах поперечного диаметра в трех различных случаях натяга. [2]
Многочисленные исследования влияния натяга в паре на характеристики ВЗД [ 48, 98, 180 и др. ] продемонстрировали, что с уменьшением натяга характеристика п - М становится более мягкой ( рис. 5.6): снижаются тормозной момент и перепад давления, крутящий момент в экстремальном режиме. Вследствие возрастания утечек при уменьшении натяга ( увеличении зазора) снижаются частота вращения и перепад давления в холостом режиме. Перепад давления в номинальном режиме незначительно зависит от натяга. При уменьшении натяга снижаются амплитуда поперечных колебаний корпуса двигателя и динамические нагрузки в РО и опорах шпинделя. [3]
На рис. 7.24 показано влияние сборочного натяга в зацеплении на КПД. Рассчитанное по этому значению wa / m зацепление не изменялось во всех передачах. Отмечаем существенное снижение КПД при увеличении или уменьшении сборочного натяга. [4]
На примере резьбы Мб определялось влияние натяга на крутящий момент в двух случаях: в первом - натяг обеспечивался за счет изменения собственно среднего диаметра, во-втором - натяг обеспечивался за счет изменения приведенного среднего диаметра, В обоих случаях натяг был принят А 60 мк. Оказалось, что н первом случае крутящий момент, приходящийся на одну нитку свинчивания, составляют 6 7 кг-см; во втором случае тот же момент уже составлял 4 2 км-см, или 62 7 % от первого. [5]
Теоретическое определение остаточных напряжений по формулам, не учитывающим влияния натяга на деформирующий элемент, не дает правильных результатов. [6]
Содержится обширный справочный материал о выносливости типовых элементов конструкций - ушков, болтовых и заклепочных соединений, а также болтов, работающих на растяжение; учитывается влияние натяга в соединениях. Значительное место отводится вопросу влияния обработки поверхности детали и различных покрытий на ее выносливость при переменной нагрузке, а также характерным нагрузкам, вызывающим усталость самолетных конструкций в воздухе. [7]
 |
Зависимость тангенциальных остаточных напряжений у поверности отверстий втулок из армко-железа ( Did 1 4 от величины натяга на деформирующий элемент и суммарной пластической деформации. [8] |
Наибольший интерес представляют остаточные напряжения у поверхности отверстия. На рис. 24 приведен сводный график, показывающий влияние натяга на тангенциальные остаточные напряжения у поверхности отверстий втулок, обработанных деформирующими протяжками. [9]
 |
Зависимость усадки отверс-применяемого на. [10] |
Показанное на рис. 28 изменение усадки от натяга на деформирующий элемент будет иметь место и для других ( больших или меньших) суммарных деформаций, но величины усадки могут иметь иные значения. Зависимость усадки от натяга на деформирующий элемент объясняется наличием внеконтактной деформации и влиянием натяга на ее величину. [11]
Стендовые испытания ( проведенные в АзИНМАШе и во ВНИИБТ) с замками, имеющими как положительный, так и отрицательный натяг, показали, что соединение с положительным натягом по сравнению с отрицательным при свинчивании с одинаковым моментом затяжки, обладает более высоким пределом выносливости. При положительном натяге зазоры в резьбе минимальные, в результате чего увеличивается момент сопротивления сечения замка на участке резьбы. С ростом момента затяжки влияние положительного натяга уменьшается. Промышленный выпуск замков подтвердил целесообразность изготовления бурильных замков с положительным натягом. [12]
Процесс сборки венца со ступицей должен обеспечить необходимую точность взаимного их расположения, а также номинальную несущую способность зубчатого колеса. Для проверки прочности соединения зубчатого венца с телом блока шестерни КПП были проведены испытания, во время которых венец подвергали действию циклических пиковых нагрузок, возникающих при резком трогании с места полностью нагруженного автомобиля. При этих условиях, по некоторым данным, пиковые значения крутящего момента могут в три раза превзойти величину максимального крутящего момента, развиваемого двигателем. После нескольких тысяч таких трогании с места наблюдалось разрушение зубьев, но проворачивания зубчатых венцов не зафиксировано. Для оценки влияния натяга на усталостную прочность зубьев были изготовлены две партии блоков шестерен: одна - с нулевым в пределах допуска натягом, другая - с максимальным. [13]
Страницы: 1