Защемление абсолютно жесткое

См. [64]. Рассмотреть термоупругое равновесие толстой плиты, верхняя горизонтальная плоскость которой (z = h) свободна от закреплений и нагрузки, а нижняя (z = 0) имеет защемление, препятствующее горизонтальным и вертикальным перемещениям. На контуре плиты имеются абсолютно жесткие в своей плоскости и гибкие из плоскости диафрагмы (рис. 88). Закон изменения температуры по толщине плиты задан в виде полинома второй степени, [c.211]

Стальной стержень круглого сечения диаметром 12 см, жестко защемленный на правом конце, нагружен крутящим моментом 60 кН м. К левому его концу прикреплена абсолютно жесткая траверса длиной 2 а = 1 м. Поворот траверсы ограничен упорами. Между траверсой и упорами до нагружения имеется зазор А = 1 см (см. рисунок). Определить наибольшие касательные напряжения в стержне, если его длина 3 м. [c.82]

Вал диаметром 6 см жестко защемлен одним концом на другом конце к нему приварена абсолютно жесткая траверса АВ длиной 2 а = 1 м, соединенная с двумя одинаковыми стержнями ЛС и BD. Стержни охлаждаются на f. Определить площадь по- [c.82]

Двутавр № 24 длиной Ъм защемлен обоими концами в стены при температуре 15°. При какой температуре двутавр начнет терять устойчивость, если стены считать а) абсолютно жесткими [c.271]

Пусть необходимо рассчитать трехпролетный стержень, изображенный на фиг. 67, а. Жесткости опор 2, 3 и 4 соответственно равны С2, .J и С4. Опора 1 — абсолютно жесткая. Жесткость i представляет силу, под действием которой упругая опора г смещается на единицу в направлении, нормальном к оси стержня. Наложим в сечениях над промежуточными упругими опорами 2 и 3 стержня защемления, упраздняющие возможность поворота этих сечений. Дополнительными жесткими стерженьками сверху предотвратим смещение опор (фиг. 67, б). Полученную таким образом систему стержней подвергнем действию внешней нагрузки. В стержнях, удерживающих систему от смещений, возникнут при этом растягивающие усилия R , и R , в стержнях же самой системы — изгибающие моменты, эпюра которых изображена на фиг. 67, б. [c.199]

Рассмотрим задачу о вдавливании силой Р абсолютно жесткого тела вращения в упругую тонкую круговую защемленную пластину (рис. 5.U), Задачу будем решать на основе теории пластин Кирхгофа. Как было показано в предыдущем разделе, такое реше- [c.234]

Прогиб консольной балки. При обсуждении выражения (3.25) для перемещений в балке, представленной на рис. 2.12, было указано, что искажение торцевых сечений делает сложным удовлетворение реальных условий для защемленных концов. Теперь можно вернуться к изучению такого случая. В качестве примера рассмотрим случай натруженной отнесенной к единице ширины силой F консольной балки,, правый конец кот( рой-помещен в точку x = Z (рис. 2.12) балка изготовлена, из сравнительна гибкого материала, который присоединен к абсолютно жесткой стенке так, что можно считать перемещения и и Пг равными нулю на этой стенке, т. е. при а = 0. Полагая в выражении [c.189]

Аналогичная задача, но для оболочки конечной длины, решена вариационно-разностным методом [71, форма потери устойчивости также принята осесимметричной. Для определения границ зон контакта использован принцип оптимальности Р. Беллмана, но с априорной оценкой параметров управления. Предельным переходом получены значения о для абсолютно жесткого одностороннего основания при шарнирном опирании а = 1,09 для жесткого защемления о = 1,7. Сделан вывод о независимости а от геометрического параметра оболочки hR iRL y, что противоречит эксперименту. [c.19]

Левый конец балки АС защемлен. Участок ВС является абсолютно жестким. При отсутствии нагрузки балка свободно лежит на опорах В и С, не препятствующих ее отрыву от них (см. рисунок). В этом состоянии к балке прикладываются две силы Р О и G 0. При каких соотношениях между величинами этих сил 1) реакция Ra = Р 2) Яд = Р/2 [c.547]

Сен-Венан исследует также продольный удар бруса. Рассматривая призматический брус, защемленный одним концом и подвергающийся про-дольному удару на другом конце (рис. 95), он предполагает, что при ударе в брусе возникает состояние равномерного сжатия. Учитывая массу бруса, он находит необходимым допустить, что /з этой массы должна быть сосредоточена на его свободном конце. Ударяющее тело, по его предположению абсолютно жесткое, принимает после момента удара скорость и, общую с концом бруса и связанную с Од соотношением [c.218]

Исходя из этих условий, мы найдем как постоянные интегрирования, так и величину Mq, входящую в выражение (Ь) предыдущего параграфа. Вследствие упругого защемления по краям концевые моменты Mq получатся меньшими сравнительно с определяемыми из уравнения (13) для абсолютно жестко защемленных краев, и конечный результат можно будет представить в следующем виде [c.29]

Мы видим, что величина моментов на краях зависит от величины коэффициента р, характеризующего степень жесткости защемления. Если р весьма мал, коэффициент f приближается к единице и момент Mq будет близок к значению (13), вычисленному для абсолютно жесткого защемления. Если р весьма велик, коэффициент f и момент Mq становятся малыми и условия на краях приближаются к условиям свободного опирания. [c.29]

При 7=1 это выражение сводится к выражению (14) для прогибов пластинки с абсолютно жестко защемленными краями. При 7 = 0 получаем выражение (6) для пластинки со свободно опертыми краями. [c.30]

Внутренняя часть пластинки радиусом Ь рассматривается как абсолютно жесткая. Кроме того, предполагается, что край пластинки защемлен по окружности радиуса Ь. Поэтому для р = bja — должно удовлетворяться следующее граничное условие [c.322]

Край, защемлен. Обычно такое опирание предполагается абсолютно жестким, чему соответствуют нижеследующие краевые условия [c.570]

Опирание абсолютно жестко защемленное 29 [c.634]

Для выявления влияния величины отношения диаметров защемления мембраны о на коэффициент мембраны расчет (в первом приближении) можно производить в предположении, что корпус датчика является абсолютно жестким Рк = ос, а упругий стаканчик отсутствует Рст = 0. [c.163]

Если левый конец балки жестко защемлен (рис. 157 а), кроме опорных моментов, в сечениях над промежуточными опорами вводим в качестве неизвестного момент М со стороны заделки. К абсолютно жесткой заделке в сечении / можно перейти от балки 0—1—2 (рис. 157, б), имеющей добавочный крайний пролет 0—1 длиною 1 с шарнирным опиранием в О. Если пролет 1 конечной длины, получаем угол поворота <р1, отличный от нуля. Уменьшая пролет 1 , [c.239]

Найти полное напряжение с учетом массы колонны (рис. 240). Считать колонну абсолютно жестко защемленной внизу. Объемный вес 7 = 7,1 т/м . [c.355]

Правый торец цилиндрической оболочки жестко защемлен. Левый торец конической оболочки скреплен с абсолютно жесткой диафрагмой. [c.308]

Рассмотренные элементы разных типов могут вместе входить в одну расчетную схему. Например, на рис. 8.5 прямоугольные элементы типа вх и треугольные элементы типа образуют расчетную схему плоского упругого массива, а стержневой элемент ез с абсолютно жестким участком г, /, схематизирует балку, защемленную в этот массив. [c.203]

Если просадки опор нет, т. е. опоры жесткие, то Л] = Лг = 0 при абсолютном защемлении концов % = Щ = 0. Если по концам стержня опоры шарнирные, то = 2 = сх> если конец стержня никак не закреплен, то Л1=Я1 = оо (или Лг = 512 = = оо) в этих случаях граничные условия получаются из (18.29) путем деления всех членов левой части на те входящие в них податливости, которые равны бесконечности. В получающихся после такого деления выражениях члены, содержащие в знаменателе бесконечные величины, опускаем как равные нулю. [c.331]

Результаты численного исследования ползучести жестко защемленных сферических оболочек (/=7,42 мм, ii = 6,769 10 МПа) постоянной (/г=1 мм) и переменной (/ii = l мм, /го—0,8/i[) толщины под действием нагрузки, абсолютное значение которой <7 = 0,0196 МПа, [c.66]

Для расчетной схемы, приведенной на фиг. 84, б, изгибаюш,ие мометны, определяюш,ие податливость концов стержня 25, равны 1 5 = 00 (конец стержня 25 абсолютно жестко защемлен) [c.235]

На рис. 6.26 приведен спектр рабочего колеса с упругим д лс-ком (см. выще) после оснащения его полочным бандажироваиием, размещенным на периферии упругих лопаток. Предполагалось, что полки абсолютно жесткие и их относительные смещения ограничены направлением, определяемым углом 7п- Введение такого банда-жирования, с одной стороны, способно понизить собственные частоты за счет участия в колебаниях масс полок и, с другой стороны, что более существенно, повысить их в результате наложения жестких кинематических ограничений. Влияние на спектр кинематических ограничений,- накладываемых на перемещения периферийных сечений лопаток, для принятой модели определяется лишь изменением угла 7п (см. рис. 6.31). Правые ветви частотных функций при настройке системы изменением угла уп на максимум частот при больших значениях чисел т приближаются к горизонтальной асимптоте, соответствующей частоте лопатки, жестко защемленной как в корневой части, так и на периферии. Понятно также, что в общем случае для различных частотных функций эта настройка может быть различной. На рис. 6.27 соиоставлены спектры рабочего колеса для случая консольных лопаток после размещения на периферии их сплошного кольцевого пояса упругих связей, а также при введении на концах лопаток кольцевого полочного бандажиро-вания (полки приняты абсолютно жесткими, уд=20°). [c.108]

Защемленный конец можно рассматривать как подпертыйснизу вточке Л и сверху в точке В, или наоборот. Подобное защемление не будет абсолютно жестким, так как участок балки между точками А к В длиной li имеет возможность несколько деформироваться, вследствие чего сечение балки, совпадающее с лицевой гранью стены, может поворачиваться. Чем короче будет участок 1 , чем больше его момент инерции [c.351]

Из соотношения (1.4) видно, что задания четырех деформационных величин (xtv, х , xt , ), вообще говоря, недостаточно для обеспечения единственности решения краевой задачи линейной механики оболочек. Для подтверждения сказанного достаточно рассмотреть консольную оболочку вращения, жестко защемленную на неподвижном крае (5fii) и закрытую на незакрепленном крае (5Пг) абсолютно жесткой диафргьгмой, к которой приложена внешняя сила F = Р. Если не учитывать в формуле (1.4) внеинте-гральные слагаемые, то при отсутствии поверхностной нагрузки из условий [c.278]

Мы уже видели (стр. 182), что Бресс разработал теорию кривого бруса и исследовал как частные случаи двухшарнирную арку и арку, защемленную в пятах. Но в его время инженеры не учитывали, что теория упругого тела может быть применена к проектированию каменных арок, и продолжали рассматривать эти последние как сооружения, составленные из абсолютно жестких клиньев. Лишь чрезвычайно медленно, после обширных экспериментальных исследований Винклера (см. стр. 185) и де Перродиля ), в особенности же после испытаний, широко поставленных специальным комитетом Общества австрийских инженеров и архитекторов ), инженеры признали, наконец, что теория упругого кривого бруса дает с удовлетворительной точностью надлежащие размеры и для каменных арок. Введением этой теории в практику мы обязаны главным образом Винклеру и Мору. [c.386]

Значения lg(lO V приводятся в таблице 1. Пользуясь этой таблицей, мы легко можем решить уравнение (21) методом пробных подстановок. Для заданной нам пластинки мы вычисляем прежде всего левую часть уравнения и, пользуясь кривыми рис. 4 и 8, определяем значения параметра м 1) сначала для свободно опертых краев и затем 2) для абсолютно жестко защемленных краев. Естественно, что для упруго защемленных краев и должно иметь значение, промежуточное между этими двумя. Приняв для и некоторое такое промежуточное значение, вычисляем с помощью таблицы 1 значений Uq, и W U2 таким образом находим величину правой части уравнения (21). В общем случае она получится несколько отличной от ранее вычисленного значения левой части, и потому нам придется произвести повторный пробный подсчет с новым принятым для и значением. Обычно двух т-аких пробных подсчетов и применения интерполяции бывает достаточно для определения значения и, удовлетворяющего уравнению (21). Как только параметр и будет найден, [c.30]

Перейдем к рассмотрению деформаций. Предст 1вим себе прямой брус постоянного поперечного сечения А, длиной /, жестко защемленный одним концом и нагруженный на другом конце растягивающей силой Р (рис. 19.3). Под действием этой силы брус удлинится на некоторую величину Д/, которую назовем абсолютным удлинением. Отнощение абсолютного удлинения А/ к первоначальной длине / назовем относительным удлинением и обозначим е [c.189]

История науки о сопротивлении материалов шачяшяется с Галилея. В Беседах и математических Еоказательствах (1638 г.) он рассмотрел изгиб консольной балки и изгиб балки, лежащей на двух опорах. Исследуя изгиб консоли, защемленной одним концом в стену и нагруженной силой, приложенной на другом конце (рис. 13), Галилей исходил из того, что опасным сечением будет сечение заделки. Разрушение, по его мнению, происходит в результате появления трещины у верхнего ребра сечения заделки и вращения консоли как жесткого целого вокруг нижнего ребра того же сечения. Именно Б этом предельном состоянии Галилей и рассматривал балку. Сопротивление, обусловленное сцеплением частиц с теми его частицами, которые находятся на стене , Галилей принимал равным абсолютному сопротивлению разрыву при растяжении и прилагал эту силу в центре симметрии сечения. Иначе говоря, он неявно предполагал, что силы сопротивления распределяются равномерно по площади сечения. Применяя далее правило рычага к консольной балке, Галилей нашел, что абсолютное сопротивление разрыву призмы так относится к сопротивлению разрыву посредством рычага, как длина рычага к половине толщины призмы. Если обозначить разрушающую нагрузку при изгибе через Р, абсолютное сопротивление разрыву при растяжении через S, длину консоли — Z и высоту сечения — h, то указанная зависимость может быть записана в виде [c.162]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...