Надежность изделий
Контрольная работа - Разное
Другие контрольные работы по предмету Разное
числу важнейших общих зависимостей надежности относятся зависимости надежности систем от надежности элементов.
Рассмотрим надежность простейшей расчетной модели системы из последовательно соединенных элементов (рис. 2.1), у которой отказ каждого элемента вызывает отказ системы, а отказы элементов принимаются независимыми.
Рис. 2.1.
Используем известную теорему теории вероятностей, согласно которой вероятность произведения, т. е. совместного проявления независимых событий, равна произведению вероятностей этих событий. Следовательно, вероятность безотказной работы системы равна произведению вероятностей безотказной работы отдельных элементов, т.е.
.
Если
,
то
.
Поэтому надежность сложных систем получается низкой. Например, если система состоит из 10 элементов с вероятностью безотказной работы 0,9 (как в подшипниках качения), то общая вероятность получается
Обычно вероятность безотказной работы элементов достаточно высокая, поэтому, выразив , , … , через вероятности отказов и пользуясь теорией приближенных вычислений, получаем
так как произведениями двух малых величин можно пренебречь.
При
,
получаем
.
Пусть в системе из шести одинаковых последовательных элементов . Тогда и .
Вероятность безотказной работы нужно уметь определять для любого промежутка времени. По теореме умножения вероятностей
где и - вероятности безотказной работы за время и соответственно; - условная вероятность безотказной работы за время (термин условная здесь введен, поскольку вероятность определяется в предположении, что изделия не имели отказа до начала интервала времени или наработки).
Вопрос 3. Надежность резьбовых соединений
надежность изделие резьбовой соединение
Резьбовые соединения.
Резьбовые соединения, осуществляемые резьбовыми крепежными деталями (болтами, винтами, шпильками) или путем непосредственного свинчивания деталей с резьбой, представляют собой наиболее распространенную категорию разъемных соединений.
Благодаря удобству сборки и разборки и высокой надежности они получили большое распространение в машино- и приборостроении.
Основой резьбового соединения, так же как и передачи винт - гайка, является резьба.
Расчет резьбовых соединений
. Основы расчета резьбовых соединений при постоянной нагрузке
Подавляющее большинство болтов, винтов и шпилек работают со значительной предварительной затяжкой. В результате затяжки болта (винта, шпильки) в его поперечном сечении возникает продольная сила и крутящий момент. Таким образом, стержень винта испытывает растяжение и кручение. Резьба винта подвергается срезу, изгибу и смятию.
При стандартизации резьбовых изделий устанавливают высоту головок болтов и гаек, исходя из них равнопрочности со стержнем болта (винта, шпильки) по резьбе. Поэтому для стандартных крепежных изделий, работающих при статических нагрузках, можно ограничиться расчетом по главному критерию работоспособности - прочности стержня болта при совместном действии растяжения и кручения.
За расчетную площадь болта (винта, шпильки), работающего на растяжение или растяжение и кручение, принимают наименьшую площадь сечения (Fmln) резьбы болта. Болт, как правило, рассчитывают только на растяжение, а влияние кручения, возникающего при затяжке, учитывают коэффициентом kзат, величина которого зависит от соотношения параметров резьбы dt; d2; ? и приведенного угла трения ?`.
При расчетах для метрической резьбы можно принимать - kзат =1,3
. РАСЧЕТ БОЛТОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ С ОСЕВОЙ И ПОПЕРЕЧНОЙ НАГРУЗКАМИ.
При расчете конструкция, нагрузки и материал резьбового соединения бывают выбраны или заданы, а номинальный диаметр резьбы (d) болта и число болтов (z) неизвестны. Поэтому расчет болтового соединения, как правило, заключается в определении из условия прочности требуемого диаметра резьбы и числа болтов. В некоторых случаях числом болтов задаются и из расчета определяют лишь диаметр их резьбы.
Основные случаи расчета одиночных болтов.
.Незатянутые (ненапряженные) болты с осевой нагрузкой встречаются крайне редко, например, болт для подвески грузовой скобы (рис. 1, а).
Рис. 1
Как незатянутый болт можно рассматривать хвостовик грузового крюка (рис. 1, б). Незатянутые болты рассчитывают только на растяжение по формуле
где Q - осевая нагрузка, растягивающая болт;- число болтов;
F- наименьшая площадь сечения болта.
Диаметр болта определяют с помощью справочных таблиц по условию
. Болты для поперечной нагрузки имеют две конструктивные разновидности:
а) Болт, поставленный в отверстие с зазором (рис. 2, а) и затянутый так, чтобы сила трения, возникающая между поверхностями соприкасающихся деталей, обеспечила нормальную работу соединения без относительного смещения деталей:
Здесь K = 1,2 - 1,5 - коэффициент запаса против взаимного сдвига деталей.
Такой болт работает на растяжение и кручение. Учитывая работу болта на кручение коэффициентом затяжки kзат = 1,3, получим следующую расчетную зависимость:
где f - коэффициент трения между поверхностями соединяемых деталей.
рис. 2.
Здесь расче?/p>