Painutamist kasutatakse toorikutele kõvera kuju andmisel antud kontuuri järgi. Painutamisel mõjuvad toorikule üheaegselt tõmbe- ja survejõud. Tooriku paindekoha välisküljel on metallikiud ab tõmmatud, mis tõttu tema pikkus suureneb. Paindekoha siseküljel olevad metallikiud a'b' on surutud kokku ja nende pikkus väheneb. Ainult neutraalkiht kk ei allu paindel ei tõmbele ega survele. Neutraalkihi ehk neutraaljoone pikkus pärast painutamist ei muutu. Kui paindepinged ei ületa materjali elastsuspiiri, on deformatsioon elastne ja peale pinge eemaldamist võtab toorik oma esialgse kuju. Painutatud tooriku saamiseks peavad paindepinged ületama materjali elastsuspiiri, siis on tooriku deformatsioon plastne. Painutamisel kaasneb plastse deformatsiooniga alati ka elastne deformatsioon, seepärast vetrub mingi nurga alla painutatud toorik peale surve eemaldamist natuke tagasi, s.o. paindenurk suureneb. Nurka, mille
Põikjõu Q epüürist võib loobuda, kuna Q mõju painde tugevusanalüüsis on tavaliselt väike. 3.3 Paindemoment kesk-peatasandis zx (1) Varda toereaktsioonid telje z sihis 3.3 Paindemoment kesk-peatasandis zx (2) Varda otstes momente ei teki, seega Leitakse moment Leitakse moment Paindemomendi epüür koostatakse lõikemeetodiga 4. Ümarvõlli ristlõike pingete analüüs 4.1 Ümarristlõike paindepinged See on kesk-peateljestik, mison määratud nulljoonega, nulljoone suhtes on paine tasapinnaline. 4.2 Ümarristlõike suurimad paindepinged Selle paindemomendi M tasand valitakse kesk-peatasandiks 4.3 Ümarristlõike ohtlikud punktid 4.4 Ümarristlõike ohtlike punktide võrdpinge 4.5 Ümarristlõike ekvivalentne paindemoment 4.6 Ümarristlõike ohtlik ristlõige Varda ekvivalentsed paindemomendid Ekvivalentse paindemomendi epüür
4 10 6 Väikesel hammasrattal K FL 2 = 6 N1 Valin KFL1 = 1 Arvutan lubatud kontaktpinged a) Suurrattal [ ] H 2 = K H 2 [ H 02 ] = 1 519 = 519 MPa , kus [ H 02 ] = 1,8 HBmed 2 + 6 = 1,8 251 + 67 = 519 MPa b) Väikerattal [ ] H1 = K H1 [ H 01 ] = 1 580 = 580 MPa , kus [ H 01 ] = 1,8 HBmed 1 + 6 = 1,8 285 + 67 = 580MPa Arvutan lubatud paindepinged [1 lk.11] Suurel hammasrattal N [ ] F = K F2 [ ] F 02 = 1 258 = 258 , kus 2 mm 2 [ ] F 02 = 1,03 HBmed 2 = 1,03 251 = 258 N 2 mm Väikesel hammasrattal [ ] F1 = K F1 [ ] F 01 = 1 293 = 293 N 2 , kus mm [ ] F 01 = 1,03 HBmed1 = 1,03 285 = 293 N 2 mm Hammaste ülekandearvutus
Milleks kasutatakse Metalli painutamist kasutatakse toorikutele kõvera kuju andmiseks teatud kontuuri järgi. Painutamisel mõjuvad nii tõmbe- kui ka tõukejõud. Tooriku paindekoha välisküljel on metallikiud lahku tõmmatud, mille tõttu tema pikkus suureneb. Paindekoha siseküljel olevad metallikiud on surutud kokku ja nende pikkus väheneb. Ainult neutraalkiht ei allu paindele, ei tõmbele ega survele. Neutraalkihi ehk neutraaljoone pikkus pärast painutamist ei muutu. Kui paindepinged ei ületa materjali elastsuspiiri, on deformatsioon elastne ja peale pinge eemaldamist võtab toorik oma esialgse kuju. Painutamine Tavaliselt painutatakse tõmmatud ja kuivatatud terastorusid ning värvilistest metallidest ja nende sulamite torusid. Olenevalt materjalist, painutatakse painutusraadiusest ja toru läbimõõdust torusid täidetult või ilma täitmata. Täidis kaitseb painutamisel toru seinu kardude ja kortsude eest paindekohtades.
52 -138 4 2230 21.88 12.07 202.8 66.96 -69.36 -202.08 5 2600 25.51 15.7 270.48 90 -91.92 -268.56 Katseliste pingete arvutamiseks korrutatakse mooned Youngi mooduliga E=210 GPa. Valem 5: =E [MPa] Teoreetiliste paindepingete määramisel lähtume koormuse väärtusest, millest arvutame paindemomendi M y ja maksimaalsed teoreetilised paindepinged määrame jagatisega [2] My valem 6: max = [MPa] Wy seejuures, My arvutatakse valemiga 1, ning Wy= 39.7 cm3 Tabel 3 Katselised ja arvutuslikud pinged tala keskõike kiududes Katseline pinge kius Arvutuslik pinge Jõud F Jrk nr. 1 2 3 4 1 4
võlli projektarvutuses? Milliseid tugevusteooriaid rakendatakse süsinikterasest võlli projektarvutuses? Tekivad vääne ja paindejõud ning vastavalt neile tuleb koostada väände- ja paindeepüürid. Projektarvutuses kasutatakse IV tugevusteooriat leidmaks ekvivalentset momenti. 12. Miks tuleb arvutada võllid ja teljed väsimusele? Koostada paindepinge sümmeetrilise pingetsükli graafik. Millistel juhtudel (telje korral) paindepinged on staatilised? Paigalseisval teljel võib olla staatiline paindepinged. Tsüklilistele koormustele töötavad elemendid tuleb arvutada väsimusele, kuna sellisel koormusel võivad hakkada tekkima väsimuspraod ja element võib puruneda. 13. Mis võlli konstruktsioonielemendid on pingekontsentraatoriteks? Teha joonised. Astmega ümarvarras Ringsoonega ümarvarras 14. Kuidas näeb välja ohtliku ristlõige ohtliku punkti võimalikud pingetsüklid? Graafikul
8.33. Määratlege põikpaine! -paindepingete ja lõikepingete koosmõju varda samas ristlõikes 8.34. Millal on vajalik tugevusarvutus põikpaindele? tuleb teha juhtudel, kui: *sisejõudude (paindemomendi M ja põikjõu Q) suurimad või neile lähedased väärtused on detaili ühes ja samas ristlõikes; *detail on õhukeseseinalise profiiliga ja/või on ristlõike joonmõõtmetega võrreldes võrreldes lühike; * ühes ja samas ristlõike piirkonnas tekivad suurimate väärtustega lõike- ja paindepinged. 8.35. Kus paiknevad painutatud ja väänatud ümar-ristlõike ohtlikud punktid? ümar-ristlõike ohtlikud punktid painde ja väände koosmõjul on alati ristlõike serva mingid diametraalsed punktid O1 ja O2 8.36. Määratlege ekvivalentne paindemoment? 8.37. Kuidas määratakse paindes ja väändes ümarvarda ohtliku ristlõike asukoht? *sisejõudude (paindemomendid My ja Mz ning väändemoment T) epüürid arvutatakse lõikemeetodiga *ekvivalentse paindemomendi
kesk-peatasandiks. |M| 32 √ M y + M z 2 2 σ max =|σ min|= = W π D3 Joonis 9. Paindepinged 1.1 4.1Ümarristlõike ohtlikud punktid Joonis 10. Ohtlikud punktid paindel joonis 11. Ohtlikud punktid väändel Ristlõike ohtlikud punktid: |M | T τ max = O1: σ max = W ning W0 |M | T |σ min|= W τ max = O2: ning W0 4
[𝜎]H2 = 514 MPa Hammasülekande keskmine lubatud kontaktpinge [𝜎]H = 0,45 × ([𝜎]𝐻1 + [𝜎]𝐻2 ) [𝜎] = 0,45 × (835 + 514) ≈ 607 𝑀𝑃𝑎 2.3. LUBATUD PAINDEPINGETE F MÄÄRAMINE 6 𝑁𝐻𝑂 Eategur KHL = √ 𝑁 NFO = 4 Paindeväsimuspiirile vastav vahelduvpinge tsüklite arv kõikide teraste jaoks. N > NFO, seega KFL1 = KFL2 = 1 Paindeväsimuspiirile vahelduvpinge tsüklitel NFO vastavad lubatud paindepinged [𝜎]FO [𝜎]FO1 = 310 [𝜎]FO2 = 1,03HB = 1.03 x 248,5 ≈ 256 Lubatud paindepinged [𝜎]F = KFL [𝜎]F1 = 310 MPa [𝜎]F2 = 256 MPa 2.4. KINNISE SILINDERHAMMASÜLEKANDE ARVUTUS Reduktori massi diapasoon, mmin = 0,1 T2 ; mmax = 0,2 T2 kg mmin = 0,1 × 209 = 20,9 kg mmax = 0,2 × 209 = 41,8 kg Telgede vahe eeödatav diapasoon: awmin = √290 × mmin mm --> awmin = √290 × 20,9 ≈ 78 mm awmax = √290 × mmax mm --> awmax = √290 × 41,8 ≈ 110 mm Telgede vahe
8.33. Määratlege põikpaine! -paindepingete ja lõikepingete koosmõju varda samas ristlõikes 8.34. Millal on vajalik tugevusarvutus põikpaindele? tuleb teha juhtudel, kui: *sisejõudude (paindemomendi M ja põikjõu Q) suurimad või neile lähedased väärtused on detaili ühes ja samas ristlõikes; *detail on õhukeseseinalise profiiliga ja/või on ristlõike joonmõõtmetega võrreldes võrreldes lühike; * ühes ja samas ristlõike piirkonnas tekivad suurimate väärtustega lõike- ja paindepinged. 8.35. Kus paiknevad painutatud ja väänatud ümar-ristlõike ohtlikud punktid? ümar-ristlõike ohtlikud punktid painde ja väände koosmõjul on alati ristlõike serva mingid diametraalsed punktid O1 ja O2 8.36. Määratlege ekvivalentne paindemoment? 8.37. Kuidas määratakse paindes ja väändes ümarvarda ohtliku ristlõike asukoht? *sisejõudude (paindemomendid My ja Mz ning väändemoment T) epüürid arvutatakse lõikemeetodiga *ekvivalentse paindemomendi
x Qy M epüür Fl y Vardast eraldatud lõigu sisejõud ja paindepinged xL dx dx epüürid Mz Mz + dMz x yL
x Qy M epüür Fl y Vardast eraldatud lõigu sisejõud ja paindepinged xL dx dx epüürid Mz Mz + dMz x yL
3 MPa. 4. Lubatud paindepingete []F määramine: 1) Eategur väikese ratta jaoks KFL1 ja suure ratta jaoks KHL2: KFL1= (NF·O/N1 )0.5 , kui N1>NFO, siis võetakse KFL1=1 KFL2= ( NF·O/N2 )0.5 , kui N2>NFO, siis võetakse KFL2=1 2) Paindeväsimuspiirile vahelduvpinge tsüklitel NFO vastavad lubatud painde-pinged []FO1 ja []FO2 võetakse tabelist 7: []FO1=1.03·HB1=1.03·285.5=294 MPa; []FO2=1.03·HB2=1.03·248.5=256 MPa 3) Lubatud paindepinged väikese ratta hammaste jaoks []F1 ja suure ratta hammaste jaoks []F2 : []F1=KFL1·[]FO1=1·294=294 MPa; []F2=KFL2·[]FO2=1·256=256 MPa 5. Kinnise silindrilise hammasülekande arvutus: 1) Määran kindlaks reduktori massi diapasooni: mmin=0.1·T2=0.1·213,64=21,4 kg; mmax=0.2·T2=0.2·213,64=42,7 kg. 2) Massi suuruste mmin ja mmax järgi määran reduktori peamise parameetri aw eeldatava diapasooni: aw.min= (290·mmin)0.5=(290·21,4)0.5= 78,8 mm; aw.max= (290·mmax)0
Lubatud kontaktpinge on: [] =877 MPa 7 Suur ratas: [] =, + , MPa []2 = 2 []2 = (1,8*285,5+67)*1 = 580,9 MPa Lubatud kontaktpinge on: [] =580,9 MPa [] = 0,45 []2 + []1 0,45 (580,9 + 877) = Lubatud kontaktpinge on: [] = 657 MPa 2.3 Lubatud paindepingete [] määramine Lubatud paindepinged: []1 =1,031 = 294,1 MPa Väike ratas: []1 = 1 []1= 1*294,1 = 294,1 MPa []2 =1,032 = 294,1 MPa Suur ratas: []2 = 2 []2 = 1*294,1 = 294,1 MPa Lubatud paindepinge: [] = 294,1 Mpa 2.4 Kinnise silindilise kaldhammasülekande arvutused 8 = m/T2 = 35,89/358,91 = 0,1 m = 0,1*T2 = 0,1*358,91 = 35,891kg Peamine parameeter telgede vahe aw, mm:
· see on ruumiline paindeülesanne, mis taandatakse tasapinnalisteks paindeülesanneteks peatasandites (ohtliku ristlõike kesk-peateljestik peab olema eelnevalt määratud) koormus F tuleb taandada komponentideks kesk- peatelgedel (vastavalt jõu mõju sõltumatuse printsiibile) Fy ja Fz; Vildakpaindes konsoolne varras Ristlõike paindepinged Nulljoone võrrand Ohtlik ristlõige Mz My z y epüür y+ z=0 Iz Iy
otsa teisepoole kolbi juhitakse hüdroõli ja sellega venitatakse polt pingaalla ja samas keeratakse kinnitusmutter peale. Peale hüdro – õli pealeandmise lõpetamist jääbki ankrupolt vajaliku pinge alla) Vajadus ankrupoltide kasutamiseks: Mootori töötamisel tekivad erinevad pinged ja nendekspingeteks on: inertspinged (põhjus kolvi üles – alla liikumine) väände ja paindepinged (põhjus normaaljõu N poolt tekitatud ) Kuna antud jõumomentide poolt tekitatud pinged on suunalt ja suuruselt muutuvad suurused ( pingete tekitajad on ise ka suunalt ja suuruselt muutuvad ) seega tekib mootori töötamisel fibratsioon + tõmbe ja surve pinged + väände ja paindepinged, aga hallmalmist valmistatud SPM korpus ei talu neid
maksimaalne pikkus on piiratud standardse puitmaterjali pikkusega. Talad valmistatakse kahest või kolmest prussist või palgist, mis on omavahel ühendatud tamme- või kasepuidust naaglitega ja poltidega. Kasutatakse ka lehtterasest plaatnaagleid. Tala kuivamisest tingitud defektide vältimiseks jäetakse kahe elemendi vahele pilu kuni 1/6 prussi kõrgusest. Tavaliselt on liittala kasutamise eesmärgiks vähendada puidukulu ja lähtutakse asjaolust, et paindepinged tala ristlõike keskel on minimaalsed. Seepärast on võimalik jagada tala survevööks (ülal) ja tõmbevööks (all). Lihtsaim liittala on nn. I-tala. Põhimõtet, mille järgi liittala koosneb eraldatud tõmbe- ja survevööst ning neid ühendavast konstruktsioonist, saab realiseerida üsna erinevalt: · I- tala; · kahekihilisele laudseinale naelutatakse peale vööprussid, nn. laudseinaga naelutatud talad;
dedvudlaagrid ,millede jahutus ja määrimine toimub mereveega. See on tinginud viimasel ajal mittemetalliliste laagrite asendamise õliga määreitavate babiitlaagritega. Mittemetalliliste laagrite ekspluateerimisel tuleb meeles pidada ,et bakaudi või tema asendajate kulumine kutsub esile võlliliini ebatsentreerituse, sõuvõlli vibreerimise ,mille tulemusena suurenevad dedvudlaagritele dünaamilised koormused. See kutsub võlliliini materjalis paindepinged ja mikropraod. ,mille lõpptulemuseks võib olla võlli purunemine. Sellepärast on ekspluatatsiooni esmaseks nõudmiseks jälgida dedvudseadme vibratsiooni tekkimist. Vibratsiooni või kõrvalise müra dekkimisel dedvudseadme piirkonnas on vaja vähendada peamasina pöördeid ja selgitada välja võimalik põhjus. Avariide ennetamiseks tehakse dedvudseadmete ülevaatused ja kontrollitakse laagri lõtkusid kaks korda aastas , tulemused kantakse formulari.
väändemoment või teised sisejõud on hüljatavalt väikesed. Sel juhul on ristlõike kõigis punktides nihkepingus. Ohtlikud punktid paiknevad ristlõike servas. Tugevusarvutus: Tugevusarvutus paindemomendile – tugevusarvutus paindemomendile toimub juhul, kui ristlõikes mõjub kas ainult My või ainult Mz ja ka siis, kui teiste sisejõudude osatähtsus on väike. Suurimad paindepinged esinevad ohtliku ristlõike punktides, mis paiknevad nulljoonest suurimal kaugusel. Et paindepinge on peapinge ja seejuures ainus nullist erinev peapinge, siis on ohtlikes punktides peapingus. Tugevusarvutus: Erijuhtumid: 1. Ristlõige on nulljoone suhtes sümmeetriline – suurim tõmbepinge ja suurim survepinge on absoluutväärtuselt võrdse ja neid arvutatakse ristlõike tugevusmomendi abil. Kui materjali
Tooriku paindekoha välisküljel on metallikiud ab tõmmatud, mis tõttu tema pikkus suureneb. Paindekoha siseküljel olevad metallikiud a'b' on surutud (joon. 90) kokku ja nende pikkus väheneb. Ainult neutraalkiht kk ei allu paindel ei tõmbele ega survele. Neutraalkihi ehk neutraaljoone pikkus pärast painutamist ei muutu. Metallikiudude asetus painutamisel joon. 90 Kui paindepinged ei ületa materjali elastsuspiiri, on deformatsioon elastne ja peale pinge eemaldamist võtab toorik oma esialgse kuju. Painutatud tooriku saamiseks peavad paindepinged ületama materjali elastsuspiiri, siis on tooriku deformatsioon plastne. Painutamisel kaasneb plastse deformatsiooniga alati ka elastne deformatsioon, seepärast vetrub mingi nurga alla painutatud toorik peale surve eemaldamist natuke tagasi, s.o. paindenurk suureneb. Nurka, mille võrra toorik lahti vetrub nimetatakse
1,2 ⋅ Mmax u v ,inst = k v ⋅ A s = b ⋅ hs G0 ,mean ⋅ A s PUITKONSTRUKTSIOONID –ABIMATERJAL 64/106 Georg Kodi TALLINNA TEHNIKAÜLIKOOL ehitiste projekteerimise instituut Harjatsoonis peavad paindepinged rahuldama tingimust: σ m ,d ≤ k r ⋅ fm,d Paindepinge harjas leitakse: 6 ⋅ Map ,d σ m ,d = k l b ⋅ h 2ap 2 3 hap h h k l = k 1 + k 2 + k 3 ap + k 4 ap r r r
3.2 Ristlõikeklassi 4 efektiivristlõige Kuna 4. ristlõikeklassi elementide kohalik stabiilsus ei ole tagatud, kasutatakse efektiivristlõiget (vt joon 3.1 ja 3.2), kus väljamõlkunud osad jäetakse ristlõikest välja. Efektiivpindala Aeff leidmisel oletatakse, et ristlõikes mõjuvad ainult tsentrilisest survest tingitud pinged; efektiivse vastupanumomendi Weff leidmisel, et ristlõikes mõjuvad ainult paindepinged. Ebasümmeetrilistel ristlõigetel ei lange efektiivristlõike Aeff raskuskese kokku brutoristlõike A raskuskeskmega. Raskuskeskme selline siire eN tekitab ristlõikesse täiendava paindemomendi, mis tuleb arvutustes võtta arvesse. Sümmeetrilistel ristlõigetel seda probleemi ei teki. Brutoristlõige Efektiivristlõige G brutoristlõike raskuskese
da da c) d) Sele 17.4. Hammasrataste konstruktsioon. a) võllhammasrattas, b) sileda või rummuga ketastega rattad, c) pöia ja rummuga rattad, d) kodaratega rattad. 17.3. Hammasrataste tõrked. Hamba murdumine. Murre võib tekkida hetkelisest ülekoormusest või olla väsimuslik. Murde kutsuvad esile hambas tekkivad paindepinged. Pragu saab alguse hamba tõmmatud poolel. Sirghammastega rattail areneb pragu rööbiti hambaga ja hammas murdub kogu pikkuses; kald- ja noolhammastel on murdepind kontaktjoone kaldasendi tõttu hamba telje suhtes kaldu. a) b) c) d) Sele 17.5. Hammasrataste tõrked. a) hamba murdumine, b) hammaste tööpindade murenemine,
k crit - tegur, mida kasutatakse põikumise arvutamisel; f m , d - arvutuslik paindetugevus m , y ,d m , z , d m , y ,d m, z ,d km + 1; + km 1 , kus f m, y ,d f m, z ,d f m, y ,d f m , z ,d m , y , d ja m , z , d - paindepinged vastava telje suhtes M bh 2 D 3 = ;W = ;W = W 6 32 f m, y ,d ja f m , z , d - arvutuslik paindetugevus k m - monoliitpuit, lamell-liimpuit ja spoonpuidu korral 0,7
annaabi.ee 
