Yaylar ve diğer elastik elemanlar. Yay aralığı bağımlılığa göre belirlenir. Değişken sertlikte araba süspansiyon yayı

Son zamanlarda, uzun süredir bilinen teknolojiyi kullanmaya başladılar, ancak yayların sarıldığı (sıkıştırma, gerginlik, burulma) halatlara bükülmüş birkaç telden (çekirdek) oluşan çok az kullanılan telli yaylar (Şekil 902, I-V) . Halatın uçları, bükülmeyi önlemek için haşlanır. Döşeme açısı δ (bkz. Şekil 902, I) genellikle 20-30 ° 'ye eşit yapılır.

Kablo döşemesinin yönü, yay elastik olarak deforme olduğunda kablonun gevşemesi yerine büküleceği şekilde seçilir. Sağ sargılı sıkıştırma yayları, soldaki halatlardan yapılır ve bunun tersi de geçerlidir. Germe yayları için, dizimin yönü ve dönüşlerin eğimi eşleşmelidir. Burulma yaylarında, döşeme yönü kayıtsızdır.

Döşeme yoğunluğu, döşeme adımı ve döşeme teknolojisi, örgülü yayların elastik özellikleri üzerinde büyük bir etkiye sahiptir. İp büküldükten sonra elastik geri tepme meydana gelir, çekirdekler birbirinden uzaklaşır. Yayların sarılması, sırayla, bobinlerin çekirdeklerinin karşılıklı düzenini değiştirir.

Yayın serbest durumunda, çekirdekler arasında neredeyse her zaman bir boşluk vardır. Yüklemenin ilk aşamalarında yaylar ayrı teller olarak çalışır; özelliği (Şekil 903) yumuşak bir görünüme sahiptir.

Yüklerin daha da artmasıyla kablo bükülür, damarlar kapanır ve bir bütün olarak çalışmaya başlar; yay sertliği artar. Bu nedenle, bükülü yayların özellikleri, bobinlerin kapanmasının başlangıcına karşılık gelen bir kırılma noktasına (a) sahiptir.

Telli yayların avantajı aşağıdakilerden kaynaklanmaktadır. Bir masif tel yerine birkaç ince telin kullanılması, ince tellerin doğasında var olan artan mukavemet nedeniyle hesaplanan gerilimleri arttırmayı mümkün kılar. Küçük çaplı tellerden oluşan bir bobin, kısmen artan izin verilen stresler nedeniyle ve esas olarak sertliği keskin bir şekilde etkileyen c = D / d indeksinin her bir şeridi için daha yüksek bir değer nedeniyle eşdeğer bir büyük bobinden daha esnektir.

Örgülü yayların düz karakteristiği, sınırlı eksenel ve radyal boyutlarda büyük elastik deformasyonların elde edilmesinin gerekli olduğu birçok durumda faydalı olabilir.

Örgülü yayların bir diğer ayırt edici özelliği, elastik deformasyon sırasında bobinler arasındaki sürtünme nedeniyle artan sönümleme kapasitesidir. Bu nedenle, bu tür yaylar, bu tür yükler altında meydana gelen titreşimleri sönümlemek için şok benzeri yükler ile enerjiyi dağıtmak için kullanılabilir; ayrıca yay bobinlerinin rezonans salınımlarının kendiliğinden sönümlenmesine de katkıda bulunurlar.

Bununla birlikte, artan sürtünme, yay yorulma direncinde bir azalma ile birlikte bobinlerde aşınmaya neden olur.

Örgülü yayların ve tek telli yayların esnekliğinin karşılaştırmalı bir değerlendirmesinde, aynı kesit alanına sahip yayları (bükümlü için toplam) karşılaştırarak genellikle bir hata yapılır.

Bu, çok telli yayların yük kapasitesinin, diğer şeyler eşit olmak üzere, tek telli yaylardan daha az olduğu gerçeğini hesaba katmaz ve damar sayısı arttıkça azalır.

Değerlendirme, eşit yük kapasitesi koşuluna dayanmalıdır. Sadece bu durumda farklı sayıda çekirdekle doğrudur. Bu değerlendirmede, mahsur kalan yayların faydaları beklenenden daha mütevazı görünmektedir.

Aynı ortalama çap, dönüş sayısı, kuvvet (yük) P ve güvenlik marjına sahip çok telli yaylar ile tek telli yayın uyumunu karşılaştıralım.

İlk yaklaşım olarak, örgülü bir yayı, küçük kesitli bobinlere sahip bir dizi paralel yay olarak ele alacağız.

Bu koşullar altında bükülü bir yayın göbeğinin çapı d", masif telin çapı d ile orantılıdır.

n, çekirdek sayısıdır; [τ] ve [τ"] izin verilen kayma gerilmeleridir; k ve k" yay şekli faktörleridir (endeksleri).

Değerlerin yakınlığı nedeniyle birliğe yazılabilir

Karşılaştırılan yayların kütlelerinin oranı

veya (418) denkleminden d "/d değerini değiştirerek

Çekirdek sayısına bağlı olarak d "/d ve m" / m oranlarının değerleri aşağıda verilmiştir.

Görülebileceği gibi, çok telli yaylar için tel çapındaki azalma, d ve d'nin küçük değerleri aralığında bile önemli bir güç kazancı sağlayacak kadar büyük değildir" (bu arada, bu durum haklı çıkar) faktörün birliğe yakın olduğu varsayımı.

Örgülü bir yayın λ" geriniminin bir katı tel yayın λ gerinmesine oranı

Bu ifadeye (417) denkleminden d "/d koyarsak, şunu elde ederiz:

Yukarıda belirtildiği gibi [τ"]/[τ] değeri birliğe yakındır. Bu nedenle

Farklı sayıda n için bu ifadeden hesaplanan λ"/λ değerleri aşağıda verilmiştir (belirlenirken, k için k = 6 başlangıç ​​değeri alınmıştır).

Görülebileceği gibi, yükün eşitliğinin ilk varsayımı altında, örgülü yaylara geçiş, tel sayısının gerçek değerleri için %35-125'lik bir uyum kazancı sağlar.

Şek. 904, çekirdek sayısına bağlı olarak eşit yüklü ve eşit mukavemetli örgülü yaylar için d "/d; λ" / λ ve m "/m faktörlerindeki değişimin bir özet diyagramını göstermektedir.

Tel sayısındaki artışla birlikte kütledeki artışla birlikte, dönüşlerin enine kesitinin çapındaki bir artış dikkate alınmalıdır. n = 2–7 aralığındaki tel sayısı için, dönüşlerin enine kesit çapı, eşdeğer bir tam telin çapından ortalama olarak %60 daha büyüktür. Bu, bobinler arasındaki boşluğu korumak için yayların adımını ve toplam uzunluğunu arttırmanın gerekli olmasına yol açar.

Çok telli yayların sağladığı verim kazancı, tek telli bir yayda elde edilebilir. Bunu yapmak için, aynı anda yayın çapını D artırın; telin çapını d azaltın; stres seviyesini arttırın (yani, yüksek kaliteli çelikler kullanılır). Sonuç olarak, eşit hacimli tek telli bir yay, çok telli yayların üretiminin karmaşıklığı nedeniyle çok telli bir yaydan daha hafif, daha küçük ve çok daha ucuz olacaktır. Buna örgülü yayların aşağıdaki dezavantajlarını ekleyebiliriz:

1) yükün merkezi olarak uygulanmasını sağlayan uçların (yayın uçlarının taşlanmasıyla) doğru doldurulmasının (baskı yayları için) imkansızlığı; yayın ek bükülmesine neden olan yükün her zaman bir miktar eksantrikliği vardır;

2) üretim karmaşıklığı;

3) teknolojik nedenlerle özelliklerin dağılımı; kararlı ve tekrarlanabilir sonuçlar elde etmede zorluk;

4) Yayların tekrarlanan deformasyonları ile ortaya çıkan ve yayların yorulma direncinde keskin bir düşüşe neden olan bobinler arasındaki sürtünme sonucu çekirdeklerin aşınması. Son dezavantaj, uzun süreli döngüsel yükleme için örgülü yayların kullanımını hariç tutar.

Örgülü yaylar, sınırlı sayıda döngü ile statik yükleme ve periyodik dinamik yükleme için geçerlidir.

Tanım

Cismin deforme olması ve onu eski haline döndürmeye çalışması sonucu oluşan kuvvete denir. elastik kuvvet.

Çoğu zaman $(\overline(F))_(upr)$ ile gösterilir. Elastik kuvvet, yalnızca gövde deforme olduğunda ortaya çıkar ve deformasyon ortadan kalktığında kaybolur. Dış yükü kaldırdıktan sonra, vücut boyutunu ve şeklini tamamen eski haline getirirse, böyle bir deformasyona elastik denir.

I. Newton'un çağdaşı olan R. Hooke, elastik kuvvetin deformasyonun büyüklüğüne bağımlılığını ortaya koydu. Hooke, vardığı sonuçların geçerliliğinden uzun süre şüphe duydu. Kitaplarından birinde yasasının şifreli bir formülasyonunu verdi. Bu şu anlama geliyordu: Latince'de "Ut tensio, sic vis": esneme nedir, güç budur.

Dikey olarak aşağıya doğru yönlendirilmiş bir çekme kuvvetine ($\overline(F)$) maruz kalan bir yayı düşünün (Şekil 1).

$\overline(F\ )$ kuvvetine deforme edici kuvvet denir. Deforme edici bir kuvvetin etkisi altında yayın uzunluğu artar. Sonuç olarak, yayda esnek bir kuvvet ($(\overline(F))_u$) belirir ve $\overline(F\ )$ kuvvetini dengeler. Deformasyon küçük ve elastik ise, yayın uzaması ($\Delta l$) deformasyon kuvveti ile doğru orantılıdır:

\[\overline(F)=k\Delta l\sol(1\sağ),\]

burada orantılılık katsayısına yayın sertliği (esneklik katsayısı) $k$ denir.

Sertlik (bir özellik olarak), deforme olan bir cismin elastik özelliklerinin bir özelliğidir. Sertlik, bir cismin harici bir kuvvete direnme yeteneği, geometrik parametrelerini koruma yeteneği olarak kabul edilir. Yayın sertliği ne kadar büyük olursa, belirli bir kuvvetin etkisi altında uzunluğunu o kadar az değiştirir. Sertlik katsayısı, sertliğin ana özelliğidir (bir cismin özelliği olarak).

Yay sertliği katsayısı, yayın yapıldığı malzemeye ve geometrik özelliklerine bağlıdır. Örneğin, yuvarlak telden sarılmış ve ekseni boyunca elastik deformasyona maruz kalan sarmal bir helezon yayın sertlik katsayısı şu şekilde hesaplanabilir:

$G$, kesme modülüdür (malzemeye bağlı olarak değer); $d$ - tel çapı; $d_p$ - yay bobini çapı; $n$, yayın bobin sayısıdır.

Uluslararası Birimler Sistemindeki (SI) sertlik katsayısının ölçü birimi, Newton'un metreye bölümüdür:

\[\left=\left[\frac(F_(upr\ ))(x)\sağ]=\frac(\left)(\left)=\frac(H)(m).\]

Sertlik katsayısı, birim mesafe başına uzunluğunu değiştirmek için yaya uygulanması gereken kuvvet miktarına eşittir.

Yay sertliği formülü

$N$ yayları seri bağlansın. O zaman tüm eklemin sertliği şuna eşittir:

\[\frac(1)(k)=\frac(1)(k_1)+\frac(1)(k_2)+\dots =\sum\limits^N_(\ i=1)(\frac(1) (k_i)\sol(3\sağ),)\]

$k_i$ burada $i-th$ yayının sertliğidir.

Yaylar seri bağlandığında sistemin rijitliği şu şekilde belirlenir:

Çözümlü problem örnekleri

örnek 1

Egzersiz yapmak. Yük yokken yay $l=0.01$ m uzunluğa ve 10 $\frac(N)(m)'ye eşit sertliğe sahiptir.\ $Eğer kuvvet etki ederse yayın sertliği ve uzunluğu ne olur? yay $F$= 2 N ? Yayın deformasyonunun küçük ve elastik olduğunu varsayalım.

Karar. Yayın elastik deformasyonlar altındaki sertliği sabit bir değerdir, bu da bizim sorunumuzda şu anlama gelir:

Elastik deformasyonlar altında Hooke kanunu şu şekilde sağlanır:

(1.2)'den yayın uzamasını buluruz:

\[\Delta l=\frac(F)(k)\sol(1.3\sağ).\]

Gerilmiş yayın uzunluğu:

Yayın yeni uzunluğunu hesaplayın:

Cevap. 1) $k"=10\ \frac(N)(m)$; 2) $l"=0.21$ m

Örnek 2

Egzersiz yapmak.$k_1$ ve $k_2$ rijitliğine sahip iki yay seri olarak bağlanmıştır. İkinci yayın uzunluğu $\Delta l_2$ arttırılırsa, birinci yayın (Şekil 3) uzaması ne olur?

Karar. Yaylar seri olarak bağlanırsa, yayların her birine etki eden şekil değiştirme kuvveti ($\overline(F)$) aynıdır, yani birinci yay için şu şekilde yazılabilir:

İkinci bahar için şunu yazıyoruz:

(2.1) ve (2.2) ifadelerinin sol kısımları eşitse, sağ kısımlar da eşitlenebilir:

(2.3) eşitliğinden birinci yayın uzamasını elde ederiz:

\[\Delta l_1=\frac(k_2\Delta l_2)(k_1).\]

Cevap.$\Delta l_1=\frac(k_2\Delta l_2)(k_1)$

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n n 1. Yayların genel özellikleri Yaylar, yapılarda titreşim yalıtıcı, şok emici, ileri geri hareket eden, gerdiren, dinamometrik ve diğer cihazlar olarak yaygın olarak kullanılmaktadır. Yay türleri. Algılanan dış yükün türüne göre çekme, sıkıştırma, burulma ve bükme yayları ayırt edilir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n bükümlü yaylar (silindirik - uzantılar, Şekil 1 a, sıkıştırmalar, Şekil 1 b; burulma, Şekil 1 c, şekilli sıkıştırmalar, Şekil 1 d-e), özel yaylar (kadran şekilli ve halka, Şekil 2 a ve b, - sıkıştırma; gerçek ve yaylar, Şekil 2 c, - bükme; spiral, Şekil 2 d - burulma, vb.) En yaygın olanı yuvarlak telden yapılmış bükülmüş silindirik yaylardır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Germe yayları (bkz. Şekil 1 a) kural olarak, bobinler arasında boşluk olmadan ve çoğu durumda - bobinler arasında harici yükü kısmen telafi eden bir başlangıç ​​gerilimi (basınç) ile sarılır. . Gerilim genellikle (0.25 - 0.3) Fpr'dir (Fnp, yay malzemesinin elastik özelliklerinin tamamen tükendiği sınırlayıcı çekme kuvvetidir).

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Harici bir yükü aktarmak için bu tür yaylar kancalarla donatılmıştır. Örneğin, küçük çaplı (3-4 mm) yaylar için, kancalar bükülmüş son dönüşler şeklinde yapılır (Şekil 3 a-c). Bununla birlikte, bu tür kancalar, bükülme yerlerinde yüksek stres konsantrasyonu nedeniyle yorulma yaylarının direncini azaltır. 4 mm'den daha büyük çapa sahip kritik yaylar için, teknolojik olarak daha az gelişmiş olmalarına rağmen, genellikle gömülü kancalar kullanılır (Şekil 3d-e).

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n n Sıkıştırma yayları (bkz. Şekil 1 b), en yüksek dış yükte her bir bobinin eksenel elastik yer değiştirmelerinden %10-20 daha yüksek olması gereken bobinler arasında bir boşlukla sarılır. Yayların destek düzlemleri, son dönüşlerin komşu dönüşlere bastırılması ve eksene dik olarak taşlanmasıyla elde edilir. Yük altındaki uzun yaylar stabilitesini kaybedebilir (çıkıntı). Burkulmayı önlemek için bu tür yaylar genellikle özel mandrellere (Şekil 4a) veya bardaklara (Şekil 4b) yerleştirilir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n Yayların eşleşen parçalarla eş eksenliliği, destek bobinlerinin özel plakalara, gövdedeki deliklere, oluklara takılmasıyla sağlanır (bkz. Şekil 4 c). Burulma yayları (bkz. Şekil 1 c) genellikle küçük bir yükselme açısı ve bobinler arasında küçük boşluklar (0,5 mm) ile sarılır. Uç dönüşlerinin bükülmesiyle oluşan kancalar yardımıyla dış yükü algılarlar.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Sarmal yayların temel parametreleri. Yaylar aşağıdaki ana parametrelerle karakterize edilir (bkz. Şekil 1b): tel çapı d veya kesit boyutları; ortalama çap Do, indeks c = Do/d; çalışma dönüşlerinin sayısı n; çalışma parçasının uzunluğu Ho; adım t = Ho/n dönüşleri, açı = arktg dönüşleri yükselir. Son üç parametre, yüksüz ve yüklü durumlarda dikkate alınır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n Yay indeksi, bobinin eğriliğini karakterize eder. Bobinlerdeki yüksek gerilim konsantrasyonu nedeniyle indeksi 3 olan yaylar tavsiye edilmez. Genellikle yay indeksi tel çapına bağlı olarak aşağıdaki gibi seçilir: d 2.5 mm için d = 3--5; 6-12 mm sırasıyla c = 5-12; 4-10; 4-9.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n Malzemeler. Sarmal yaylar, soğuk veya sıcak sarma ve ardından son işlem, ısıl işlem ve kontrol ile yapılır. Yaylar için ana malzemeler - 0,2-5 mm çapında 1, II ve III sınıflarından yüksek mukavemetli özel yay teli ve ayrıca çelikler: yüksek karbonlu 65, 70; manganez 65 G; silisli 60 C 2 A, krom vanadyum 50 HFA, vb.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Kimyasal olarak aktif bir ortamda çalışmak üzere tasarlanmış yaylar demir dışı alaşımlardan yapılmıştır. Bobinlerin yüzeylerini oksidasyondan korumak için kritik yaylar verniklenir veya yağlanır ve özellikle kritik yaylar oksitlenir ve üzerlerine çinko veya kadmiyum kaplanır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n 2. Bükümlü silindirik yayların hesabı ve tasarımı Bobinlerin kesitlerindeki gerilmeler ve yer değiştirmeleri. Yay bobininin enine kesitindeki eksenel kuvvet F'nin (Şekil 5 a) etkisi altında, ortaya çıkan iç kuvvet F, yayın eksenine paralel olarak ortaya çıkar ve moment T \u003d F D 0/2 , düzlemi F kuvvet çiftinin düzlemi ile çakışır. Bobinin normal kesiti açı başına düzlem momentine eğimlidir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n Yüklü bir yayın enine kesitindeki x, y ve z eksenlerine (Şekil 5, b) projeksiyon kuvveti faktörleri, bobinin normal bölümü, F kuvveti ve T momenti ile ilişkili olarak, Fx elde ederiz. = F cos ; Fn = F sin (1) T = Mz = 0.5 F D 0 cos ; Mx = 0,5 F D 0 günah;

YAYLAR VE ELEMANLAR n n n Sarma açısı küçüktür (genellikle 12). Bu nedenle, yayın enine kesitinin diğer kuvvet faktörlerini ihmal ederek burulma üzerinde çalıştığını varsayabiliriz. Bobin bölümünde, maksimum kesme gerilimi (2)'dir; burada Wk, bobin bölümünün burulmaya karşı direnç momentidir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n Bobinlerin eğriliğini ve (2) bağıntısını dikkate alarak, (1), (3) n denklemini yazıyoruz, burada F dış yüktür (çekme veya basınç); D 0 - yayın ortalama çapı; k - dönüşlerin eğriliğini ve bölümün şeklini dikkate alan katsayı (düz kirişin burulma formülüne düzeltme); k - burulma sırasında izin verilen cezai stres.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Endeksi c 4 olan yuvarlak tel yaylar için k katsayısının değeri aşağıdaki formülle hesaplanabilir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n Dairesel kesitli bir tel için Wk = d 3 / 16 olduğunu hesaba katarsak, (4) Kaldırma açısı 12 olan bir yayın eksenel yer değiştirmesi n F, (5)

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n, yayın eksenel uyum katsayısıdır. Bir yayın uyumluluğu en basit şekilde enerji değerlendirmelerinden belirlenir. Yayın potansiyel enerjisi: Burada T, yayın F kuvvetinden gelen enine kesitindeki torktur, G Jk, bobin bölümünün burulma sertliğidir (Jk 0, 1 d 4); l D 0 n, bobinlerin çalışan kısmının toplam uzunluğudur;

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n ve yayın eksenel uyum katsayısı (7) n burada bir bobinin eksenel uyumu (kuvvetin etkisi altında milimetre cinsinden oturma F = 1 H),

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n, formül (8) n ile belirlenir, burada G = E/ 0.384 E kayma modülüdür (E, yay malzemesinin elastisite modülüdür).

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Formül (7)'den, yayın uyum katsayısının, dönüş sayısı (yay uzunluğu), indeksi (dış çap) ve kesme modülündeki azalma ile arttığını takip eder. malzeme.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Yayların hesabı ve tasarımı. Tel çapının hesaplanması mukavemet koşulundan (4) yapılır. (9) n ile indeksin belirli bir değeri için, burada F 2 - en büyük harici yük.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n 60 C 2, 60 C 2 H 2 A ve 50 HFA çeliklerinden yapılmış yaylar için izin verilen gerilmeler [k]: 750 MPa - statik veya yavaş değişen değişken yüklerin etkisi altında ve ayrıca kritik yaylar; 400 MPa - sorumlu dinamik yüklü yaylar için. Bronzdan yapılmış dinamik olarak yüklenmiş sorumlu yaylar için [k] atayın (0, 2-0, 3); sorumsuz bronz yaylar için - (0.4-0.6) c.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Gerekli çalışma dönüşü sayısı, yayın verilen elastik yer değiştirmesine (strok) göre (5) numaralı bağıntıdan belirlenir. Baskı yayı bir ön sıkma (yük) F 1 ile takılırsa, o zaman (10) Yayın amacına bağlı olarak, kuvvet F 1 = (0,1- 0,5) F 2. F 1 değerini değiştirerek, yayın çalışma taslağını ayarlayabilir. Dönüş sayısı n 20 için yarım dönüşe ve n > 20 için bir dönüşe yuvarlanır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Toplam dönüş sayısı n n H 0 \u003d H 3 + n (t - d), (12) burada H 3 \u003d (n 1 - 0, 5) d, yayın uzunluğudur, sıkıştırılana kadar bitişik çalışma dönüşleri temas eder; t baharın adımıdır. n n n 1 = n + (l, 5 -2, 0). (11) Yay için yatak yüzeyleri oluşturmak için sıkıştırma için ek 1, 5-2 dönüş kullanılır. Şek. Şekil 6, yük ile baskı yayı oturması arasındaki ilişkiyi göstermektedir. Yüksüz yayın tam uzunluğu n

YAYLAR VE ELEMANLAR n n Düz bir destek ucu oluşturmak için yayın her bir ucunun 0,25 d taşlanması nedeniyle toplam dönüş sayısı 0,5 azalır. Maksimum yay oturması, yani, bobinler tam temas halinde olana kadar yayın ucunun hareketi (bkz. Şekil 6), formül ile belirlenir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n n Yayın eğimi, aşağıdaki yaklaşık ilişkiden 3 değerine bağlı olarak belirlenir: Yayın üretimi için gerekli telin uzunluğu, burada = 6 - 9°, bobinlerin yükselme açısıdır. yüksüz bir yaydan.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n Stabilite kaybından dolayı yay burkulmasını önlemek için esnekliği H 0 / D 0 2,5'ten az olmalıdır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n n Yayın montaj uzunluğu, yani. F 1 kuvveti ile sıkıldıktan sonra yayın uzunluğu (bkz. Şekil 6), H 1 \u003d H 0 - 1 \u003d H 0 - formülüyle belirlenir. n F 1, en büyük dış yük yay uzunluğunun etkisi altında H 2 \u003d H 0 - 1 \u003d H 0 - n F 2 ve yayın en küçük uzunluğu, H 3 \u003d uzunluğuna karşılık gelen F 3 kuvvetinde olacaktır. H 0 - 3

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n F = f() düz çizgisinin apsis eksenine (bkz. Şekil 6) eğim açısı formülden belirlenir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Ağır yükler ve sıkışık boyutlar için, kompozit sıkıştırma yayları kullanılır (bkz. Şekil 4, c) - aynı anda harici bir yükü algılayan birkaç (genellikle iki) eşmerkezli yay seti. Uç desteklerin güçlü bükülmesini ve çarpılmaları önlemek için koaksiyel yaylar zıt yönlerde (sol ve sağ) sarılır. Destekler, yayların karşılıklı merkezlenmesi sağlanacak şekilde yapılmıştır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n Yükün aralarında eşit dağılımı için, kompozit yayların aynı çekimlere (eksenel yer değiştirmelere) sahip olması ve bobinler dokunana kadar sıkıştırılan yayların uzunluklarının yaklaşık olarak aynı olması istenir. Yüksüz durumda, uzatma yaylarının uzunluğu H 0 = n d+2 hz; burada hz \u003d (0, 5- 1, 0) D 0 bir kancanın yüksekliğidir. Maksimum dış yükte, uzatma yayının uzunluğu H 2 \u003d H 0 + n (F 2 - F 1 *) burada F 1 *, sarma sırasında bobinlerin ilk sıkıştırma kuvvetidir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Yay üretimi için telin uzunluğu, lz'nin bir römork için telin uzunluğu olduğu formül ile belirlenir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Tel yerine bir kablonun kullanıldığı yaylar yaygındır, iki ila altı küçük çaplı telden (d \u003d 0,8 - 2,0 mm), - telli yaylar. Tasarım gereği, bu tür yaylar eş merkezli yaylara eşdeğerdir. Yüksek sönümleme kapasiteleri (teller arasındaki sürtünme nedeniyle) ve uyumlulukları nedeniyle, bükülü yaylar amortisörlerde ve benzeri cihazlarda iyi çalışır. Değişken yüklerin etkisi altında, bükümlü yaylar, çekirdeklerin aşınması nedeniyle hızla başarısız olur.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Titreşim ve şok yükleri altında çalışan yapılarda, bazen dış kuvvet ile yayın elastik yer değiştirmesi arasında doğrusal olmayan bir ilişki ile şekillendirilmiş yaylar kullanılır (bkz. Şekil 1, d-f).

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Güvenlik sınırları. Statik yüklerin etkisi altında, bobinlerdeki plastik deformasyonlar nedeniyle yaylar bozulabilir. Plastik deformasyonlar açısından, güvenlik marjı, F=F 1'de formül (3) ile hesaplanan, yay bobinindeki en büyük kesme gerilmelerinin max olduğu yerdir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Değişken yükler altında sürekli çalışan yaylar yorulma direncine göre tasarlanmalıdır. Yaylar, kuvvetlerin F 1'den F 2'ye değiştiği asimetrik yükleme ile karakterize edilir (bkz. Şekil 6). Aynı zamanda, voltaj dönüşlerinin bölümlerinde

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n genlik ve ortalama çevrim gerilimi n Teğetsel gerilimler için güvenlik payı n burada K d ölçek etki katsayısıdır (d telden yapılan yaylar için 8 mm 1'e eşittir); = 0, 1- 0, 2 - döngü asimetri katsayısı.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Dayanıklılık sınırı - simetrik bir döngüde değişken burulma ile 1 tel: 300-350 MPa - 65, 70, 55 GS, 65 G çelikleri için; 400-450 MPa - 55 C 2, 60 C 2 A çelikleri için; 500-550 MPa - 60 C 2 HFA, vb. Çelikler için Güvenlik faktörü belirlenirken, etkin stres konsantrasyon faktörü K = 1 alınır.Gerilme konsantrasyonu, gerilme formüllerinde k katsayısı ile dikkate alınır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n Yayların rezonans titreşimleri durumunda (örneğin, valf yayları), m değişmeden çevrimin değişken bileşeninde bir artış meydana gelebilir. Bu durumda, alternatif gerilmeler için güvenlik marjı

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n Yorulma direncini (%20-50) artırmak için yaylar bilyeli püskürtme ile güçlendirilir, bu da bobinlerin yüzey katmanlarında artık basma gerilmeleri oluşturur. Yayları işlemek için 0,5-1,0 mm çapında toplar kullanılır. Yayların küçük çaplı toplarla yüksek uçuş hızlarında işlenmesi daha verimlidir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Darbe yükü hesabı. Bir dizi tasarımda (amortisörler vb.), yaylar bilinen bir darbe enerjisi ile neredeyse anında (yüksek hızda) uygulanan şok yükleri altında çalışır. Bu durumda, yayın bireysel bobinleri kayda değer bir hız kazanır ve tehlikeli bir şekilde çarpışabilir. Şok yükleme için gerçek sistemlerin hesaplanması önemli zorluklarla ilişkilidir (temas, elastik ve plastik deformasyonlar, dalga süreçleri vb. dikkate alınarak); bu nedenle, bir mühendislik uygulaması için kendimizi enerji hesaplama yöntemiyle sınırlandırıyoruz.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n n Darbe yükü analizinin ana görevi, bilinen boyutları olan bir yay üzerindeki darbeye eşdeğer dinamik oturmayı (eksenel yer değiştirme) ve statik yükü belirlemektir. Kütlesi m olan bir çubuğun yaylı damper üzerindeki etkisini düşünün (Şekil 7). Pistonun deformasyonunu ihmal edersek ve çarpmadan sonra elastik deformasyonların anında tüm yayı kapladığını varsayarsak, enerji dengesi denklemini Fd'nin çubuğun yerçekimi kuvveti olduğu formda yazabiliriz; K, çarpışmadan sonra sistemin kinetik enerjisidir,

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n formülü (13) n ile belirlenir burada v 0 - piston hızı; - yay kütlesinin çarpma yerine azalma katsayısı

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER n n n Yayın bobinlerinin hareket hızının uzunluğu boyunca lineer olarak değiştiğini varsayarsak, o zaman = 1/3. Denklemin (13) sol tarafındaki ikinci terim, dinamik yay oturması q ile çarpmadan sonra pistonun çalışmasını ifade eder. Denklemin (13) sağ tarafı, deforme olmuş yayın kademeli olarak boşaltılmasıyla geri döndürülebilen (uyumlu m ile) yayın deformasyonunun potansiyel enerjisidir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMENTLER Ani yük ile v 0 = 0; d \u003d 2 yemek kaşığı. Etkide bir teneke kutuya eşdeğer bir statik yük. n n ilişkisinden hesaplanır

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Büyük yer değiştirmeler elde etmek için elastik kaplinler, titreşim ve ses yalıtım destekleri ve diğer cihazların yapımında kauçuk elastik elemanlar kullanılır. Bu tür elemanlar genellikle yükü metal parçalar (plakalar, borular vb.) aracılığıyla aktarır.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n Kauçuk elastik elemanların avantajları: elektriksel yalıtım yeteneği; yüksek sönümleme kapasitesi (kauçukta enerji kaybı %30-80'e ulaşır); birim kütle başına yay çeliğinden daha fazla enerji depolama yeteneği (10 kata kadar). Masada. Şekil 1, kauçuk elastik elemanlar için gerilimlerin ve yer değiştirmelerin yaklaşık olarak belirlenmesi için hesaplama şemalarını ve formülleri göstermektedir.

YAYLAR VE ELASTİK ELEMANLAR n n Elemanların malzemesi çekme mukavemeti (8 MPa; kesme modülü G = 500-900 MPa) olan teknik kauçuktur. Son yıllarda pnömoelastik elastik elemanlar yaygınlaşmaya başlamıştır.

Yaylı süspansiyonun elastik özellikleri, güç karakteristikleri ve sertlik katsayısı veya esneklik katsayısı (esneklik) kullanılarak değerlendirilir. Ayrıca yaylar ve yaylar geometrik boyutlarla karakterize edilir. Ana boyutlar (Şekil 1) şunları içerir: H s yükü olmadan serbest durumda yayın veya yayın yüksekliği ve H gr yükü altındaki yükseklik, yayın uzunluğu, yayın çapı, çubuğun çapı , yayın çalışma bobinlerinin sayısı. H sv ve H gr arasındaki farka denir. yay sapması (yaylar)f. Yay üzerinde sessizce duran bir yükten elde edilen sehime statik denir. Yaprak yaylar için, daha rahat ölçüm için sapma, kelepçenin yanındaki H St ve H gr boyutlarına göre belirlenir. Yayların (yayların) esnek özellikleri iki miktardan biri tarafından belirlenir:

• esneklik faktörü(veya sadece esneklik);
• sertlik faktörü(veya sadece sertlik).

Pirinç. 1 - Yayların ve yayların ana boyutları

Birliğe eşit bir kuvvetin etkisi altında bir yayın (yay) sapmasına esneklik f 0 denir:

burada P, yaya etki eden dış kuvvettir, N;

f - yay sapması, m.

Bir yayın önemli bir özelliği sertliğidir. kuyu, bire eşit sapmaya neden olan kuvvete sayısal olarak eşittir. Böylece,

kuyu= P/f.

Sapması yük ile orantılı olan yaylar için eşitlik

P= kuyu f.

sertlik- esnekliğin karşılığı. Yayların esnekliği ve sertliği (yaylar) ana boyutlarına bağlıdır. Yayın uzunluğunun artması veya tabaka sayısının ve kesitinin azalması ile esnekliği artar ve sertliği azalır. Yaylar için, dönüşlerin ortalama çapı ve sayıları arttıkça ve çubuğun kesitinde azalma ile esneklik artar ve sertlik azalır.

Yayın veya yayın sertliğinin ve sapmasının büyüklüğü, sapması ile elastik kuvvet P = arasındaki doğrusal ilişkiyi belirler. kuyu f, (Şekil 2)'de grafik olarak sunulmuştur. Sürtünmesiz silindirik bir yayın çalışma şeması (Şekil 2, a), hem yayın yüklenmesine (P'de bir artış) hem de boşalmasına (P'de bir azalma) karşılık gelen bir düz 0A çizgisi ile gösterilmektedir. Bu durumda sertlik sabit bir değerdir:

kuyu= P/f∙tgα.

Sürtünme olmadan değişken sertlikteki (aperiyodik) yaylar, 0AB çizgisi şeklinde bir şemaya sahiptir (Şekil 2, b).

Pirinç. 2 - Yayların (a, b) ve yayların (c) çalışma diyagramları

saat yaprak yay çalışması Plakaları arasında, yaylı aracın titreşimlerinin sönümlenmesine katkıda bulunan ve daha rahat bir hareket yaratan sürtünme meydana gelir. Aynı zamanda çok fazla sürtünme, yayın sertliğini artırarak süspansiyon kalitesini düşürür. Statik yükleme altında yayın elastik kuvvetindeki değişimin doğası (Şekil 2, c)'de gösterilmiştir. Bu ilişki, üst dalı 0A 1'in yük ile yayın yüklendiğinde sapması arasındaki ilişkiyi ve yüksüzken alt A 1 A 2 0 - arasındaki ilişkiyi gösteren kapalı bir eğri çizgidir. Yayın yüklü ve yüksüzken elastik kuvvetlerindeki değişimi karakterize eden dallar arasındaki fark, sürtünme kuvvetlerinden kaynaklanmaktadır. Dalların sınırladığı alan, yaprak yaylar arasındaki sürtünme kuvvetlerinin üstesinden gelmek için harcanan işe eşittir. Sürtünme kuvvetleri yüklendiğinde, sapmadaki artışa direniyor gibi görünüyor ve yüksüzken yayın doğrultusunu engelliyor. Vagon yaylarında, levhaları birbirine bastırma kuvvetleri de buna bağlı olarak arttığından, sürtünme kuvveti sehimle orantılı olarak artar. Yaydaki sürtünme miktarı genellikle, Rtr sürtünme kuvvetinin yayın elastik bir deformasyonu yaratan P kuvvetine oranına eşit olan bağıl sürtünme katsayısı φ olarak adlandırılan ile tahmin edilir:

Sürtünme kuvvetinin büyüklüğü, sapma f ve yayın sertliği ile ilgilidir. kuyu, elastik özelliklerinden dolayı bağımlılık

Tekerlek göbeğinin eşleşen oluklarına dahil olan mil üzerindeki çıkıntılardan oluşurlar. Hem görünüm hem de dinamik çalışma koşulları açısından, spline'lar çok anahtarlı bağlantılar olarak kabul edilebilir. Bazı yazarlar onlara tırtıklı derler.

Temel olarak, düz kenarlı spline'lar kullanılır (a), dahil (b) GOST 6033-57 ve üçgen (c) spline profilleri daha az yaygındır.

Düz kenarlı kamalar, tekerleği yan yüzeyler (a), dış yüzeyler (b) boyunca, iç yüzeyler (c) boyunca ortalayabilir.

Spline'larla karşılaştırıldığında, spline'lar:

Büyük bir taşıma kapasitesine sahip olun;

Tekerleği mil üzerinde daha iyi ortalayın;

Nervürlü bölümün yuvarlak olana kıyasla daha büyük atalet momenti nedeniyle şaft bölümünü güçlendirin;

` delik açmak için özel ekipman gerektirir.

Slotların performansı için ana kriterler şunlardır:

è yan yüzeylerin ezilmeye karşı direnci (hesaplama dübellere benzer);

è sürtünme korozyonu sırasında aşınma direnci (küçük karşılıklı titreşim hareketleri).

Ezilme ve aşınma bir parametre ile ilişkilidir - temas gerilimi (basınç) s santimetre . Bu, kamaların hem ezilme hem de temas aşınması için genelleştirilmiş kritere göre hesaplanmasını sağlar. İzin verilen gerilmeler [ s]santimetre benzer yapıların işletme deneyimi temelinde atanır.

Hesaplama için yükün dişler üzerindeki eşit olmayan dağılımı dikkate alınır,

nerede Z - slot sayısı h – yuvaların çalışma yüksekliği, ben - yuvaların çalışma uzunluğu, cf - spline bağlantısının ortalama çapı. İç içe kamalar için, çalışma yüksekliği profil modülüne eşit olarak alınır. cf adım çapını alın.

Düz taraflı bir spline bağlantısının sembolleri, merkezleme yüzeyinin tanımından oluşur D , d veya b , diş sayısı Z , nominal boyutlar gün (aynı zamanda merkezleme çapı ve dişlerin yanları için tolerans alanlarının belirlenmesi). Örneğin, D 8 x 36H7/g6 x 40 boyutları ile dış çapta ortalanmış sekiz spline bağlantı anlamına gelir d = 36 ve D =40 mm ve merkezleme çapına sığdırın H7/g6 .

TEST SORULARI

s Ayrılabilir ve ayrılamaz bağlantılar arasındaki fark nedir?

s Kaynaklı bağlantılar nerede ve ne zaman kullanılır?

s Kaynaklı bağlantıların avantajları ve dezavantajları nelerdir?

s Kaynaklı bağlantıların ana grupları nelerdir?

s Ana kaynak türleri nasıl farklılık gösterir?

s Perçinli bağlantıların avantajları ve dezavantajları nelerdir?

s Perçinli bağlantılar nerede ve ne zaman kullanılır?

s Perçinlerin mukavemet analizi için kriterler nelerdir?

s Dişli bağlantıların tasarım prensibi nedir?

s Ana iplik tipleri için uygulamalar nelerdir?

s Dişli bağlantıların avantajları ve dezavantajları nelerdir?

s Dişli bağlantıları kilitlemek neden gereklidir?

s Dişli bağlantıları kilitlemek için hangi tasarımlar kullanılır?

s Dişli bağlantı hesaplanırken parçaların sünekliği nasıl dikkate alınır?

s Mukavemet hesabından hangi diş çapı bulunur?

s İpliği belirtmek için diş çapı nedir?

s Pim bağlantılarının tasarımı ve temel amacı nedir?

s Pimler için yük türleri ve tasarım kriterleri nelerdir?

s Anahtarlı bağlantıların tasarımı ve temel amacı nedir?

s Anahtarlar için yük türleri ve tasarım kriterleri nelerdir?

s Spline'ların tasarımı ve temel amacı nedir?

Spline hesaplamak için yükleme türleri ve kriterleri nelerdir?

YAYLAR. MAKİNELERDEKİ ELASTİK ELEMENTLER

Her arabanın diğerlerinden temelde farklı olan belirli ayrıntıları vardır. Bunlara elastik elementler denir. Elastik elemanlar birbirinden çok farklı tasarımlara sahiptir. Bu nedenle genel bir tanım yapılabilir.

Elastik elemanlar, rijitliği diğerlerinden çok daha az olan ve deformasyonları daha yüksek olan parçalardır.

Bu özelliğinden dolayı, elastik elemanlar şokları, titreşimleri ve deformasyonları ilk algılayanlardır.

Çoğu zaman, lastik lastikler, yaylar ve yaylar, sürücüler ve sürücüler için yumuşak koltuklar gibi makineyi incelerken elastik elemanların algılanması kolaydır.

Bazen elastik eleman, örneğin ince bir burulma mili, uzun ince boyunlu bir saplama, ince duvarlı bir çubuk, bir conta, bir kabuk vb. Ancak burada da deneyimli bir tasarımcı böyle bir "gizlenmiş" elastik elemanı tam olarak nispeten düşük sertliği ile tanıyabilecek ve kullanabilecektir.

Demiryolunda, taşımanın ciddiyeti nedeniyle, ray parçalarının deformasyonu oldukça fazladır. Burada, elastik elemanlar, vagonların yayları ile birlikte, aslında raylar, traversler (özellikle ahşap, beton değil) ve yol dolgusunun toprağı haline gelir.

Elastik elemanlar yaygın olarak kullanılmaktadır:

è şok emilimi için (esnek parçalara kıyasla elastik elemanın önemli ölçüde daha uzun deformasyon süresi nedeniyle şoklar ve titreşimler sırasında hızlanmaların ve atalet kuvvetlerinin azaltılması);

è sabit kuvvetler oluşturmak (örneğin, somunun altındaki elastik ve oluklu rondelalar, dişlerde kendiliğinden gevşemeyi önleyen sabit bir sürtünme kuvveti oluşturur);

è mekanizmaların zorla kapatılması için (istenmeyen boşlukları ortadan kaldırmak için);

è mekanik enerjinin birikmesi (birikimi) için (saat yayları, bir silah vuruşunun yayı, bir yay yayı, bir sapanın lastiği, bir öğrencinin alnına yakın bir cetvel, vb.);

è kuvvetleri ölçmek için (yay terazileri, Hooke yasasına göre ölçüm yayının ağırlığı ve gerilimi arasındaki ilişkiye dayanır).

Tipik olarak, elastik elemanlar çeşitli tasarımlarda yaylar şeklinde yapılır.

Makinelerdeki ana dağıtım elastik sıkıştırma ve uzatma yaylarıdır. Bu yaylarda bobinler burulmaya maruz kalır. Yayların silindirik şekli makinelere yerleştirilmesine uygundur.

Bir yayın ana özelliği, herhangi bir elastik eleman gibi, sertliği veya ters uyumudur. sertlik K elastik kuvvetin bağımlılığı ile belirlenir F deformasyondan x . Bu bağımlılık, Hooke yasasında olduğu gibi doğrusal olarak kabul edilebilirse, kuvvetin deformasyona bölünmesiyle rijitlik bulunur. K =f/x .

Bağımlılık, gerçek yapılarda olduğu gibi doğrusal değilse, rijitlik kuvvetin deformasyona göre türevi olarak bulunur. K =∂ F/ ∂ x.

Açıkçası, burada işlevin türünü bilmeniz gerekir. F =f (x ) .

Büyük yükler için, titreşim ve şok enerjisini dağıtmak gerekirse, elastik eleman paketleri (yaylar) kullanılır.

Buradaki fikir, kompozit veya katmanlı yaylar (yaylar) deforme olduğunda, elemanların karşılıklı sürtünmesi nedeniyle enerjinin dağılmasıdır.

Elektrikli lokomotifler ChS4 ve ChS4 T'nin bojiler arası elastik bağlantısındaki şokları ve titreşimleri emmek için bir disk yay paketi kullanılır.

Bu fikrin geliştirilmesinde akademimiz çalışanlarının inisiyatifinde Kuibyshev Yolu üzerindeki ray bağlantılarının cıvatalı bağlantılarında disk yaylar (pullar) kullanılmaktadır. Yaylar, sıkmadan önce somunların altına yerleştirilerek, cıvataların boşaltılmasının yanı sıra bağlantıda yüksek sabit sürtünme kuvvetleri sağlar.

Elastik elemanlar için malzemeler yüksek elastik özelliklere sahip olmalı ve en önemlisi zamanla kaybetmemelidir.

Yaylar için ana malzemeler 65.70 yüksek karbonlu çelikler, 65G manganlı çelikler, 60S2A silikon çelikleri, krom-vanadyum çeliği 50HFA vb. Bu malzemelerin tümü, geleneksel yapı çeliklerine kıyasla üstün mekanik özelliklere sahiptir.

1967'de Samara Havacılık ve Uzay Üniversitesi'nde metal kauçuk "MR" adı verilen bir malzeme icat edildi ve patentlendi. Malzeme buruşuk, dolaşmış metal telden yapılır ve daha sonra gerekli şekillere preslenir.

Metal kauçuğun muazzam avantajı, metalin mukavemetini kauçuğun esnekliğiyle mükemmel bir şekilde birleştirmesi ve ek olarak, önemli teller arası sürtünme nedeniyle, titreşim enerjisini dağıtması (sönümleme) ve son derece etkili bir titreşim koruma aracı olmasıdır.

Dolaşmış telin yoğunluğu ve presleme kuvveti ayarlanabilmekte, metal kauçuğun sertliği ve sönümünün belirtilen değerleri çok geniş bir aralıkta elde edilmektedir.

Metal kauçuğun, kuşkusuz, elastik elemanların üretimi için bir malzeme olarak umut verici bir geleceği vardır.

Elastik elemanlar çok hassas hesaplamalar gerektirir. Özellikle, temel özellik bu olduğu için mutlaka katılığa güvenirler.

Bununla birlikte, elastik elemanların tasarımları o kadar çeşitlidir ve hesaplama yöntemleri o kadar karmaşıktır ki, bunları herhangi bir genel formüle getirmek imkansızdır. Özellikle burada olan kursumuz çerçevesinde.

TEST SORULARI

1. Makinenin tasarımında elastik elemanlar hangi temelde bulunabilir?

2. Elastik elemanlar hangi görevler için kullanılır?

3. Elastik elemanın hangi özelliği ana özellik olarak kabul edilir?

4. Elastik elemanlar hangi malzemelerden yapılmalıdır?

5. Kuibyshev yolunda Belleville kaynakları nasıl kullanılır?

GİRİŞ…………………………………………………………………………………
1. MAKİNE PARÇALARININ HESAPLANMASINA İLİŞKİN GENEL SORULAR………………………………………...
1.1. Tercih edilen sayıların sıraları…………………………………………………...
1.2. Makine parçalarının performansı için ana kriterler…………………… 1.3. Değişken gerilmelerde yorulma direncinin hesaplanması………..
1.3.1. Değişken gerilimler…………………………………………….. 1.3.2. Dayanıklılık sınırları……………………………………………….. 1.4. Güvenlik faktörleri…………………………………………………….
2. MEKANİK DİŞLİLER……………………………………………………………... 2.1. Genel bilgiler………………………………………………………….. 2.2. Tahrik dişlilerinin özellikleri………………………………………………..
3. DİŞLİLER ……………………………………………………………….. 4.1. Dişlerin çalışma koşulları……………………………………………. 4.2. Dişlilerin Malzemeleri………………………………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………4.3. Tipik diş yıkımı türleri……………………………………… 4.4. Tasarım yükü…………………………………………………………. 4.4.1. Tasarım yük faktörleri…………………………………. 4.4.2. Dişlilerin doğruluğu…………………………………………….. 4.5. Silindirik dişliler…………………………………………
4.5.1. Çatışmadaki Kuvvetler………………………………………………………. 4.5.2. Temas yorulma direncinin hesaplanması……………………. 4.5.3. Eğilme yorulma direnci hesabı……………………… 4.6. Konik dişliler…………………………………………… 4.6.1. Ana ayarlar…………………………………………………. 4.6.2. Çatışmadaki Kuvvetler………………………………………………………. 4.6.3. Temas yorulma direncinin hesaplanması…………………… 4.6.4. Eğilmede yorulma direncinin hesaplanması…………………….
5. SON DİŞLİLER……………………………………………………………………. 5.1. Genel bilgiler………………………………………………………….. 5.2. Çatışmadaki Kuvvetler………………………………………………………………. 5.3. Sonsuz dişlilerin malzemeleri……………………………………………… 5.4. Mukavemet hesabı……………………………………………………………..
5.5. Termal hesaplama………………………………………………………………. 6. MİLLER VE EKSENLER………………………………………………………………………………. 6.1. Genel bilgiler………………………………………………………….. 6.2. Tahmini yük ve performans kriteri………………………… 6.3. Millerin tasarım hesabı…………………………………………………. 6.4. Hesap şeması ve mil hesaplama prosedürü……………………………………….. 6.5. Statik mukavemet hesabı………………………………………………. 6.6. Yorulma direnci hesabı…………………………………………….. 6.7. Sertlik ve titreşim direnci için millerin hesaplanması……………………………
7. RULMANLAR ………………………………………………………………… 7.1. Rulmanların sınıflandırılması……………………………………… 7.2. GOST 3189-89'a göre rulmanların tanımı……………………………… 7.3. Eğik bilyalı rulmanların özellikleri……………………………… 7.4. Millere yatak takma şemaları……………………………………… 7.5. Eğik bilyalı yataklarda tahmini yük………………….. 7.6. Arıza nedenleri ve hesaplama kriterleri………………………......... 7.7. Yatak parçalarının malzemeleri……..………………………………………. 7.8. Statik yük kapasitesine göre rulman seçimi (GOST 18854-94)……………………………………………………………………
7.9. Dinamik yük kapasitesine göre rulman seçimi (GOST 18855-94)……………………………………………………………… 7.9.1. İlk veri……………………………………………………. 7.9.2. Seçim esası……………………………………………….. 7.9.3. Rulman seçiminin özellikleri…………………………………..
8. DÜZ RULMANLAR…………………………………………………………….
8.1. Genel bilgi ……………………………………………………………..
8.2. Çalışma koşulları ve sürtünme modları ………………………………………………
7. DEBRİYAJLAR
7.1. Rijit Kaplinler
7.2. Dengeleyici kaplinler
7.3. Hareketli kaplinler
7.4. Esnek kaplinler
7.5. Sürtünme kavramaları
8. MAKİNE PARÇALARININ BAĞLANTILARI
8.1. Kalıcı bağlantılar
8.1.1. kaynaklı bağlantılar
Kaynakların mukavemetinin hesaplanması
8.1.2. Perçin bağlantıları
8.2. Ayrılabilir bağlantılar
8.2.1. DİŞLİ BAĞLANTILAR
Dişli bağlantıların gücünün hesaplanması
8.2.2. Pin bağlantıları
8.2.3. Anahtarlı bağlantılar
8.2.4. Spline bağlantıları
9. Yaylar……………………………………

	|	sonraki ders ==>