Изгиб эквивалентный

Подбираем диаметр сечения из расчета на кручение и изгиб. Эквивалентный изгибающий момент по третьей гипотезе прочности [c.245]

Перенапряжение составляет 0,4%, что вполне допустимо. Участок 4. Опасное сечение около точки В (рис. 141, и и 139). N = 200 кГ УИк = 144 кГ-м] =- 60 кГ-м = 160 кГ-м Подбираем диаметр сечения из расчета на кручение и изгиб Эквивалентный момент по третьей гипотезе прочности [c.246]

Проверка прочности зубьев червячного колеса по напряжениям изгиба. Эквивалентное число зубьев колеса [c.348]

Как обычно, винтовая пружина малого угла подъема сводится к эквивалентному прямому брусу, но при этом непременно учитывается не только приведенная изгибная, но и приведенная сдвиговая жесткость. Отсылая интересующихся читателей к упомянутой работе [5], приведем лишь окончательные результаты, необходимые инженеру-расчетчику. Установлено, что при определении перемещений в связи с изгибом многожильной пружины, имеющей i витков, можно вместо нее рассматривать изгиб эквивалентного бруса длиной Н = Ы, где h — шаг пружины. [c.161]

Принимается также, что материал заготовки одинаково упрочняется при растяжении и сжатии, а по упрочняющему эффекту тангенциальная деформация при изгибе эквивалентна линейной деформации при растяжении или сжатии. При таких допущениях можно будет найти величины относительных линейных gg и истинных или логарифмических е деформаций при изгибе в тангенциальном направлении. [c.121]

Проверяем прочность по напряжениям изгиба. Эквивалентное число зубьев [c.190]

Коэффициент формы зуба У/д. (аналог момента сопротивления изгибу) зависит от эквивалентного числа зубьев 2 , коэффициента сдвига рейки и дан нарис. 6.18. Коэффициент угла наклона зуба У вычисляется пя (8.66). Напряжение изгиба эквивалентной шестерни [c.212]

Время охлаждения от Л, до изображенное в виде прямой, можно представить в виде ступенчатою охлаждения с бесконечно большим числом участков изотермического распада при постепенно понижающейся температуре. По времени в сумме эти участки равны отрезку т . Мы говорили, что в инкубационном периоде не отсутствуют, а очень медленно протекают процессы превращения аустенита, причем тем медленнее, чем выше температура. Другими словами, отрезок времени в инкубационном периоде вблизи точки Ai отнюдь не эквивалентен такому же отрезку при температуре минимальной устойчивости аустенита и, следовательно, сумма (по времени) бесконечно малых отрезков при непрерывном охлаждении не эквивалентна отрезку у изгиба кривой изотермического распада аустенита. [c.255]

В расчетах на вьшосливость при изгибе для определения коэффициента долговечности Кд- вместо Nk подставляют эквивалентное число циклов Мрр . [c.15]

Эквивалентное напряжение при работе стержня болта на одновременное действие растяжения, изгиба и кручения [c.74]

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев tia выносливость при изгибе [c.295]

В случае сложного напряженного состояния в качестве расчетного принимается некоторое приведенное (эквивалентное) напряжение, полученное на основании одной из теорий прочности, наиболее приемлемой для рассматриваемого напряженного состояния и материала. Например, при совместном действии изгиба и кручения для пластичных материалов [c.6]

Эквивалентные напряжения в сечении вала, вызванные изгибом и кручением, можно определить по третьей теории прочности [c.422]

Приведенные рассуждения относительно определения предельного состояния, эквивалентного образованию пластического шарнира в поперечном сечении балки, строго говоря, справедливы только для чистого изгиба, когда нет касательных напряжений. Определение предельного состояния с учетом поперечной силы более сложно. Этот вопрос здесь i e выясняется. [c.499]

Особенности выбора допускаемых напряжений для червячных колес связаны с их малыми частотами вращения и малыми эквивалентными числами нагружений, тогда как кривые усталости при контактных напряжениях и при изгибе для бронз имеют очень длинные наклонные участки — до 25-10 циклов нагружений. Поэтому за исходные выбирают допускаемые [c.241]

Теперь, так же как и в случае кручения с изгибом, следует определить главные напряжения и применить соответствующую гипотезу прочности. В результате получим для эквивалентных напряжений формулу (IX.28) (по третьей гипотезе прочности) или (1Х.31) (по четвертой гипотезе). В эти формулы следует подставить значения т и о, приведенные выше. [c.256]

Изгиб/юе напряжение в меридиональном направлении оказывается в 1,82 раза больше расчетного напряжения по безмоментной теории. Краевой эффект, как видим, приводит к заметному повышению максимальных напряжений. Еще более резкое повышение напряжений имеет место в зоне сопряжения некоторых оболочек, как, например, для цилиндра, соединенного со сферическим днищем (рис. 365). Здесь, как показывают подсчеты, при одинаковой толщине оболочек местное эквивалентное напряжение [c.323]

Таким образом, рассчитывая брус при изгибе с кручением, эквивалентные напряжения можно определить сразу через значения изгибающего и крутящего моментов, возникших в опасном сечении бруса. [c.241]

Перейдем теперь к задаче об изгибе стержня концевой силой. Будем предполагать, что система заданных внешних нагрузок на 5i эквивалентна силе Р Р ву, приложенной в точке пересечения оси Охз с 5i. Задачи с другой точкой приложения силы Р сводятся, очевидно, к поставленной задаче и к уже решенной задаче кручения с моментом M3 = Pia, где с —расстояние от точки приложения силы Р до оси Ох . [c.70]

Если представить себе брус, испытывающий простое растяжение, и допустить, что в его поперечном сечении возникают нормальные напряжения, равные 03, , вычисленному по приведенной формуле, то согласно принятой теории прочности состояние этого бруса равноопасно (эквивалентно) состоянию рассматриваемого бруса, испытывающего одновременно изгиб и кручение. Конечно, при этом предполагается, что заданный брус и воображаемый эквивалентный брус изготовлены из одинакового материала. [c.309]

Таким образом, расчетная зависимость аналогична формуле для расчета на прочность при изгибе бруса круглого поперечного сечения, но различие состоит в том, что здесь в числителе стоит не изгибающий момент, а эквивалентный момент, зависящий одновременно и от изгибающего и от крутящего моментов. [c.309]

Расчет по эквивалентному моменту является приближенным, так как в нем, в частности, не отражен различный характер изменения во времени нормальных напряжений изгиба и касательных напряжений кручения. Уточненный расчет проводят, вычисляя коэффициенты запаса прочности п для ряда сечений вала. При этом применяют формулу [c.377]

Если в некоторой точке поперечного сечения бруса одновременно возникают нормальные и касательные напряжения, то напряженное состояние в этой точке двухосное (плоское) и для расчета на прочность надо определить эквивалентное напряжение, т. е. применить ту или иную гипотезу прочности. Нормальные и касательные напряжения одновременно возникают при работе бруса на кручение и растяжение или сжатие, на изгиб и кручение, на изгиб с кручением и с растяжением или со сжатием. Во всех этих случаях расчет выполняют на основе гипотез прочности. При прямом или косом [c.299]

При расчете бруса на изгиб с кручением оказывается целесообразным преобразовать формулы для эквивалентных напряжений. Наибольшие касательные напряжения от кручения возникают в точках контура круглого сплошного или кольцевого сечения. Наибольшие нормальные напряжения от изгиба возникают в тех точках контура, где его пересекает силовая линия. Для бруса из пластичного материала эти точки и оказываются опасными, для бруса из хрупкого материала опасна та из них, в которой от изгиба. возникают нормальные напряжения растяжения. Ограничимся расчетом бруса из пластичного материала, так как на изгиб с кручением рассчитывают в основном валы различных машин, а их изготовляют из стали, т. е. из пластичного материала. [c.301]

Следовательно, расчет бруса круглого поперечного сечения на изгиб с кручением по форме подобен расчету на изгиб, только вместо изгибающего момента в формулу входит величина эквивалентного момента, определяемого по одной из гипотез прочности. [c.302]

Расчет по эквивалентному моменту является приближенным, так как в нем, в частности, не отражен различный характер изменения во времени нормальных напряжений изгиба и касательных напряжений кручения. [c.416]

При достаточно слабом изгибе стержня закрепление его конца в шарнире и опирание его в точке эквивалентны в отношении граничных условий. Дело в том, что во втором случае продольное смещение стержня в точке опоры является при слабом изгибе величиной второго порядка малости по сравнению с поперечным прогибом и потому должно считаться равным нулю. Граничные условия исчезновения поперечного смещения и момента сил дают в этих случаях [c.112]

Определ гм эквивалентные напряжения для бруса круглого сечения, работающего на изгиб с кручением. Выше было установлено, что опасной будет точка А в которой возникают максимальные напряжения от обоих видов деформаций. Максимальные напряжения изгиба и кручения определяются по формулам [c.324]

Проверочный расчет на изгиб выполняют по формуле (7.9), но с учетом эквивалентного числа зубьев по которому выбирают величину коэффициента формы зуба Ур (см. табл. 7.3). Для определения 2 мысленно рассечем рассчитываемое колесо плоскостью п — п, перпендикулярной направлению зуба (см. рис. 3.74, а). При этом в сечении начального цилиндра получим эллипс, радиус кривизны которого в полюсе зацепления р = d/(2 QS ). Профиль зуба в этом сечении почти совпадает с профилем условного прямозубого колеса называемого эквивалентным, диаметр делительной окружности которого равен откуда эквивалентное число [c.457]

По этой формуле расчет круглых валов ведут, как на изгиб, но не по изгибающему, а по эквивалентному моменту. Применив энергетическую теорию прочности, получим [c.274]

Проверим зубья на усталость при изгибе. Прежде всего определим эквивалентное число зубьев [c.156]

Изгиб эквивалентной балки, моделирующей болты, учитывается в расчете по двум причинам для точного предсказания реальных деформаций фланцев и возможности сравнения вычисленных и измеренных в эксперименте напряжений в шпильках, связанных с изгибом. При этом должна быть установлена связь поворотов в узловых точках балки с поворотами фланцев. Она задается следующим образом определяются перемещевия узловых точек фланцев (как степени свободы конечных элементов), а перемещения узловых точек балкн выражаются линейным образом через смещение двух соседних узловых точек кольцевых элементов по формулам (см. рис. И) [c.31]

Если предположить (как и при расчете на контакную прочность), что прочность зубьев на изгиб конических колес будет равноценна прочности зубьев на изгиб эквивалентным (приведенным) средним цилиндрическим колесам, ширина которых равна ширине конических колес, то, согласно формуле (6), имеем право написать [c.52]

Проверка зубьев колеса по иапряжевиим изгиба. Эквивалентное число зубьев гу2=г2/со5 7=46/со8 (11°19 )=47,8. По табл. 2.15 коэффициент Ур=1,46. Окружная скорость иа колесе 72=0,5 (02 2=0.5-6,3-0,368=1,16. Тогда коэффициент нагрузки К= (см. с. 30). [c.34]

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Значение коэффициенза определено ранее в и. 3. Значение коэффициента К, у принимают по рекомендации п. 10 расчета цилиндрических колес, коэффициент 9 -по рекомендации в п. 3. Значение коэффициентов и принимают по табл. 2.8 по эквивалентным числам зубьев [c.24]

Эта система элементарных сил эквивалентна системе внещних сил, действующих на правую часть балки, сводящихся в данном случае к одному изгибающему моменту Л4 (поперечная сила Q = 0, так как мы рассматриваем чистый изгиб). Таким образом, главный вектор распределенных по сечению СО сил равен нулю, а главный момент их относительно любого центра равен изгибающему моменту в этом сечении. [c.172]

Определить эквивалентное напряжение вала червяка (рис. 27,4, а), считая, что известны окружная радиальная и осевая Д,, силы, приложенные к зубу червяка на расстоянии ра,д,иуса. делительного цилиндра посредине его длины. Эти силы вызывают изгиб вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях, а сила вызывает сжатие левого участка вала. Состав ляя расчетные схемы вала в вертикальной (рис. 27.4, б) и горизонтальной (рис. 27. 4, в) плоскостях, определяют реакции и в опорах вала и строят эпюры игщибающих моментов, а также продольных сил и крутящего момента [c.313]

В силу линейности исследуемых систем уравнений можно разыскивать решение, соответствующее системе вне1лних нагрузок, эквивалентных Р и М в виде суммы частных решений, соответствующих отдельным компонентам векторов Р н М. Решение, соответствующее компоненту Рз, — известное решение элементарной задачи о растяжении стержня продольной силой. Задача, соответствующая компоненту М , называется задачей кручения, две различные задачи, одна из которых соответствует компоненту Р или Ра. а вторая —Ajj или М , называют задачами об изгибе стержней концевой силой и моментом. [c.64]

Рассматривая часть стержня, расположенную левее некоторого сечения Хз = onst, убеждаемся, что для равновесия этой части необходимо к сечению приложить систему сил, статически эквивалентную силе P=Pi i и паре с моментом Л1 = (/— дгз) где / — длина стержня. В соответствии с решением, полученным в задаче о чистом изгибе, можем утверждать, что моменту М -= = (I — Хз) Рхв соответствует следующее поле напряжений [c.70]

Рассмотрим прямоугольную пластинку системы пленка-подложка (толщина пленки гг, толщина подложки Н, длина /). Образец жестко закреплен с одного края в виде консоли. При выводе pa чeтfloй формулы предполагается, что остаточные напряжения п, одинаковы во всех точках покрытия. Удаление покрытия приводит к деформации образца под действием изгибающего момента М=ЕН / ( 2R), где Е — модуль упругости материала подложки, К — радиус кривизны пластины до изгиба. Измерив максимальный прогиб консоли / можно вычислить радиус кривизны / = ( /2/. С другой стороны изгибающий момент М связан с остаточными напряжениями формулой М = 1/2 о, - кИ. Приравнивая М к М как эквивалентные нагрузки получим выражение для расчета остаточных напряжений [c.115]

Часто эквивалентные напряжения выражают не через главные напряжения, а через ко.мпоненты напряженного состояния. Так, для случая совместного действия изгиба с кручением эквивалентные напряжения удобно выражать через а и т, возникающие в поперечных сечениях бруса. По гипотезе наибольших касательных напряжений из (10.5) имеем [c.324]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...