Основы проектирования и конструирования (стр. 7 из 53)
Это отношение называется коэффициентом асимметрии цикла. При Rs = - 1 цикл называется симметричным. Циклы, имеющие одинаковые значения Rs называются подобными.
Процесс образования трещины при переменных напряжениях связан с накоплением пластических деформаций. Существует специальная методика исследования материалов на усталость.
Накопленный опыт испытаний стальных образцов показывает, что если образец не разрушился до 107 циклов, то вероятнее всего он не разрушится и при более длительном испытании. Для цветных металлов и твердых закаленных сталей требуется 108 циклов. Число циклов, до которого ведется испытание, называется базой испытаний.
Наибольшее значение максимального напряжения цикла, при котором образец не разрушается до базы испытания называется пределом выносливости sп.
Для сталей предел выносливости при изгибе составляет примерно половину от предела прочности
МПа;для высокопрочных сталей
МПа;для цветных металлов
МПа.Аналогично испытаниям на изгиб можно определить предел выносливости на кручение:
для обычных сталей
;для хрупких материалов
.Одним из основных факторов, которые необходимо учитывать при практических расчетах на циклическую прочность, является концентрация напряжений. Ими являются любые резкие изменения формы детали - проточки, отверстия, углы. Одно из средств снижения концентрации - галтели, скругления.
Основными показателями оценки местных напряжений у концентраторов напряжений являются теоретические коэффициенты концентрации напряжений:
для нормальных напряжений и
для касательных напряжений.
Здесь sном и tном - напряжения, рассчитанные без учета концентрации напряжений (номинальные).
Величина теоретических коэффициентов для типовых конструкционных элементов приводится в справочниках. Наиболее достоверные результаты получают на основе натурных испытаний образца.
1.2.16. Понятие об устойчивости
Под устойчивостью понимают свойство системы сохранять свое состояние при внешних воздействиях. Наиболее простой случай - потеря устойчивости центрально сжатого стержня. В этом случае целью расчета является определение предельной или критической силы, превышение которой вызовет потерю устойчивости.
1.2.17. Динамическое нагружение
Распространенным случаем динамического нагружения является ударная нагрузка. Точный расчет сложен. В инженерных расчетах используют коэффициент динамичности, который показывает во сколько раз прогиб при ударе больше прогиба, возникающего при статическом приложении такой же нагрузки. В том же отношении изменяются внутренние силы и напряжения
.1.3 Элементы теории механизмов и деталей машин
В теоретической механике рассматривают материальную точку и тело, как совокупность материальных точек, находящихся в покое или движении, под воздействием сил. В ТММ делается шаг к более сложным системам: механизмам и машинам.
Механизм является системой твердых тел. Поэтому механизмы имеют как весьма простое, так и достаточно сложное и разнообразное строение (структуру).
Строением механизма определяются такие его важнейшие характеристики, как виды осуществляемых движений, способы их преобразования, число степеней свободы. Формирование механизма, т.е. соединений отдельных его частей в единую систему сопровождается наложением связей. Правильное их распределение в строении механизма в сильной степени предопределяет его надежную эксплуатацию. Поэтому при проектировании нужно из множества разнообразных механизмов выбрать самый подходящий и правильно подобрать его основные структурные элементы.
А для этого нужно знать основные виды современных механизмов, их структурные характеристики, закономерности их строения. Это и составляет предмет ТММ.
Машина представляет собой комплекс механизмов, предназначенных для выполнения технологического процесса в соответствии с заданной программой.
1.3.1 Основные определения
Твердые тела, из которых образуется механизм, называются звеньями. При этом имеются в виду как абсолютно твердые, так и деформируемые и гибкие тела.
Звено - либо одна деталь, либо совокупность нескольких деталей, соединенных в одну кинематически неизменяемую систему. Звенья различают по конструктивным признакам (вал, шатун, поршень, зубчатое колесо) и по характеру их движения. Например, звено, совершающее полный оборот вокруг неподвижной оси, называют кривошипом, при неполном обороте - коромыслом, звено, совершающее поступательное прямолинейное движение - ползуном и т.д. Неподвижное звено механизма для краткости называют стойкой.
Кинематической парой называют подвижное соединение двух соприкасающихся звеньев.
Совокупность поверхностей, линий и точек звена, входящих в соприкосновение (контакт) с другим звеном пары, называют элементом пары.
Кинематические пары во многом определяют работоспособность и надежность машины, поскольку через них передаются усилия от одного звена к другому; в кинематических парах, вследствие относительного движения возникает трение, происходит износ.
Систему звеньев, образующих между собой кинематические пары, называют кинематической цепью. Различают замкнутые и незамкнутые кинематические цепи. В замкнутой цепи каждое звено входит не менее, чем в две кинематические пары, в незамкнутой цепи есть звенья, входящие только в одну кинематическую пару.
Основываясь на понятии кинематической цепи, можно дать более конкретное определение механизма: механизм - это кинематическая цепь, в состав которой входит неподвижное звено, и число степеней свободы которой равно числу обобщенных координат, характеризующих положение цепи, относительно стойки. Так, у кривошипно-шатунного механизма взаимное положение звеньев однозначно определяется углом поворота кривошипа j1. Это и есть обобщенная координата, и поскольку она одна, степень свободы механизма W = 1.
Различают входные и выходные звенья механизма. Выходным называют звено, совершающее то движение, для которого предназначен механизм. Входным называют звено, которому сообщается движение, преобразуемое механизмом в требуемое движение выходного звена.
При изображении механизма различают его структурную (принципиальную схему с применением условных обозначений звеньев и пар без указания их размеров) и кинематическую схему с размерами, необходимыми для кинематического расчета.
1.3.2 Классификация кинематических пар
Пару называют низшей, если элементы звеньев соприкасаются только по поверхности, и высшей, если контакт только по линии или в точках (подшипники качения и скольжения).
Кинематические пары классифицируют по числу H степеней свободы в относительном движении звеньев и по числу S условий связи (ограничений).
Так как для свободного тела в пространстве число степеней свободы равно 6, то H и S связаны соотношением H = 6 - S. При S = 0 пары не существует, а имеются два тела, двигающихся независимо друг от друга. При S = 6 кинематическая пара становится жестким соединением, т.е. одним звеном. Отсюда классификация пар - одноподвижные, 2х, 3х, 4 х и 5и -подвижные.
Примеры: вращательная одноподвижная (шарнир дверной); поступательная одноподвижная (спичечный коробок); цилиндрическая двухподвижная (шток в сальнике); сферическая трехподвижная (плечевой сустав).
1.3.3 Виды механизмов и их структурные схемы
Различают механизмы с низшими и высшими кинематическими парами, плоские и пространственные. Наиболее распространенные механизмы с высшими парами - кулачковые, зубчатые, фрикционные, мальтийские и храповые; с низшими - рычажные, клиновые и винтовые.
1.3.4 Структурный анализ и синтез механизмов. Влияние избыточных связей на работоспособность и надежность машин
Важнейшей задачей структурного анализа при конструировании машин является выявление и устранение избыточных связей в кинематических цепях механизма или сведение их к минимуму. Механизм с избыточными связями нельзя собрать без деформирования звеньев при существенных допусках на размеры этих звеньев.
Поэтому такие механизмы требуют повышенной точности изготовления. При недостаточной точности изготовления механизма с избыточными связями трение в кинематических парах может сильно увеличиваться и привести к заклиниванию звеньев. С этой точки зрения избыточные связи в механизмах нежелательны. Однако в ряде случаев приходится сознательно проектировать статически неопределимые механизмы с избыточными связями.
Выше в качестве примера показан коленчатый вал четырехцилиндрового двигателя внутреннего сгорания. Он образует с подшипником А одноподвижную вращательную пару, что вполне достаточно с точки зрения кинематики данного механизма с одной степенью свободы (W = 1). Однако, учитывая большую длину вала и значительные силы, нагружающие его, приходится добавлять подшипники А¢ и А², иначе система будет неработоспособной из-за недостаточной прочности и жесткости. Если эти вращательные пары двухподвижные цилиндрические, то помимо 5и основных связей будет наложено
добавочных связей; при этом потребуется высокая точность изготовления (расточка отверстий стойки и проточка шеек вала с одного установа) для обеспечения соосности всех трех опор, иначе вал будет сильно деформироваться, что приведет к недопустимо большим напряжениям.