Расчет равного сопротивления изгибу Расчет

Безусловно, вопрос о расчете балок переменного сечения надо увязать с экономичностью конструкции. Следующим шагом на пути создания экономичных конструкций будет применение брусьев равного сопротивления изгибу. Некоторые преподаватели считают, что рассматривать такие брусья в курсе сопротивления материалов необходимо для последующего изучения расчета на изгиб зубьев колес в деталях машин. Пожалуй, это не совсем так, поскольку найти опасное сечение зуба (по номинальным напряжениям) можно и не вписывая в него брус равного сопротивления при этом способ,, не связанный с брусом равного сопротивления, более доходчив. Главная цель рассмотрения брусьев равного сопротивления состоит в расширении представлений учащихся о путях обеспечения экономичности элементов конструкций и, конечно, в расширении их технического кругозора. [c.138]

При этом размеры сечений балки можно выбрать с таким расчетом, чтобы наибольшие нормальные напряжения во всех сечениях были одинаковы. При этом условии получим балку равного сопротивления изгибу. [c.269]

Диаметр у концов бруса может быть определен л№бо из расчета на прочность по касательным напряжениям, ли1 бо, если рассчитываемый брус представляет собой ось .акой-либо машины, то из расчета опор этой оси. Форме балки равного сопротивления изгибу показана на рис. 165, в. Практически она является неприемлемой по технологическим и конструктивным соображениям, и ее заменяют ступенчатой формой (рис. 105, г). [c.275]

Расчет по Льюису. При этом способе расчета исходят из предположения, что вся нагрузка передается одним зубом и что самый неблагоприятный случай имеет место нри зацеплении на вершине головки, когда сила Р направлена под углом а + у (фиг, 133). Зуб рассматривается как заделанная одним концом (защемленная) балка, а его действительная форма заменяется контуром сечения балки равного сопротивления изгибу. Сила Р разлагается на составляющую Рх, перпендикулярную к оси зуба и изгибающую его, и составляющую Рсж в направлении этой оси, сжимающую зуб. Сила Р приблизительно равна силе Р. [c.390]

Определить из расчета на прочность, принимая [а] = = 1200 кГ/см , размер Ь бруса равного сопротивления изгибу. При найденном значении Ь определить стрелу прогиба, если Е — = 2,2-10 кГ/см [c.174]

Расчет рессор и пружин на прочность. Рессору рассматривают как балку постоянной толщины равного сопротивления изгибу. Прогиб и напряжение такой рессоры [c.120]

Образец имеет форму кольца, прорезанного в одном сечении (рис. 191). Нагрузка прилагается в точках т и п вблизи прорези. Рабочая часть образца очерчена двумя эксцентрическими окружностями, вследствие чего приближенно соответствует кривому брусу равного сопротивления изгибу. Теоретическими расчетами определено [91], что разность начальных напряжений в крайних волокнах отдельных зон образца не превышает Юч/о.. Экспериментальная проверка оптическим методом показала, что [c.231]

Таблица 9. Расчет балок равного сопротивления изгибу

Размеры сечений балки можно выбрать с таким расчетом, чтобы напряжения о во всех сечениях были постоянны. При этом условии мы получим балку равного сопротивления изгибу. Для такой балки должно быть [c.188]

Ниже приводится проверочный расчет типовой планирной штанги равного сопротивления изгибу. При расчете исходили из следующих основных данных [c.257]

Отличие от предыдущего метода расчета на изгиб состоит здесь в том, что Льюис пренебрегает осевой составляющей. Он рассматривает зуб как балку равного сопротивления при изгибе, но нагружаемую только изгибающим моментом. [c.180]

W — момент сопротивления при расчете шпонки на изгиб, равный [c.163]

Рассчитанный таким способом резервуар будет резервуаром равного сопротивления лишь в том случае, если давление в А окажется именно таким, какое предположено в расчетах ). Для всякого иного значения этого давления силы и уже не будут постоянными, но станут изменяться вдоль меридиана. Величину их можно будет тогда вычислить из общих уравнений (255) и (256). Мы обнаружим также, что равновесие резервуара потребует, чтобы по параллельному кругу ВС действовали вертикальные перерезывающие силы. Это укажет на то, что вблизи этого круга произойдет местный изгиб стенки резервуара. [c.491]

При расчете элементов из древесноволокнистой плиты на действие только временных нагрузок, непрерывно действующих не более одних суток, расчетные сопротивления увеличиваются умножением на коэффициенты, равные при изгибе 3 при растяжении 2 при сжатии 5. [c.113]

Продольный профиль вала, приближающийся к форме бруса равного сопротивления, можно получить примерно так же, как для осей (см. стр. 354), но вести расчет не по изгибающему моменту, а по эквивалентному моменту, определенному по принятой для расчета гипотезе прочности, т. е. вести расчет на совместное действие изгиба и кручения. Практически по ряду причин этот путь конструирования вала нецелесообразен. Во-первых, такой теоретический профиль, полученный расчетом по номинальным напряжениям, в действительности не будет отвечать условию равно-прочности, так как существенное влияние на усталостную прочность оказывают концентраторы напряжений, игнорируемые при таком расчете во-вторых, упомянутые конструктивные соображения могут потребовать иных соотношений диаметров участков вала, чем получаемые при установлении теоретического профиля. [c.360]

Расчет рессор на прочность и жесткость. Идеальная рессора. Листовые рессоры по форме приближаются к форме бруса равного сопротивления при изгибе. [c.655]

Составление формулы для практического расчета на продольный изгиб. Необходимо уяснить, что критические напряжения при раст четах на устойчивость играют такую же роль, как временное сопротивление в расчетах на прочность. Нельзя допустить, чтобы в сжатых стойках возникли нормальные напряжения, равные критическим. Поэтому необходимо от критических напряжений, определяемых при большой гибкости по формуле Эйлера, а при малой по формуле Тетмайера — Ясинского, перейти к допускаемым напряжениям при продольном изгибе. Для этого нужно критические напряжения разделить на коэффициент запаса к. Последний принимают равным для металлов А==2—3 для дерева к=Ъ—4. Этим коэффициентом запаса учитывается, кроме чистого продольного изгиба, еще целый ряд побочных факторов небольшой возможный эксцентриситет приложения нагрузки, небольшое начальное искривление стержня, неоднородность материала и др. [c.488]

При расчете на прочность расчетное сопротивление изгибу МПа, в траверсе равно Н/упт—М/ , где — коэффициент надежности и условий работы (для траверсы грузоподъемностью до 16 т т=1> а свыше 16 т 117—момент сопротивления балки траверсы, см . [c.32]

При модуле храпового соединения, равном или большем 6 мм, можно ограничиться расчетом зуба на линейную нагрузку. При меньшем модуле необходимо провести дополнительный расчет зуба на напряжения изгиба, В этом случае зуб храпового колеса (профилирование зубьев храпового колеса при наружном и внутреннем зацеплении, а также размеры храпового колеса и собачки приведены к работе [1]) рассматривают как консольную балку, заделанную на расстоянии И = т от конца зуба (рис, 74,6) и нагруженную усилием Р. Высота сечения в заделке а = 1,5т. Тогда момент сопротивления изгибу [c.98]

Для оценки степени участия обшивки в сопротивлении изгибу при подсчете момента инерции сечения площадь всей обшивки умножается на некоторый коэфициент к, меньший единицы. Коэфициент к носит название редукционного коэфициента. Следовательно, в расчете должна фигурировать приведенная площадь элемента сечения, которая будет равна [c.110]

Для расчета нагрузок лопасти была использована теория несущей линии. Рассматривались маховое движение только абсолютно жесткой лопасти и управление только общим и циклическим шагами. Качание и установочное движение лопасти (помимо определяемого управлением), а также ее изгиб в плоскости взмаха в расчет не принимались. Был рассмотрен шарнирный винт без относа ГШ, пружин в шарнирах и без связи между углами взмаха и установки. Зона обратного обтекания не учитывалась, все углы (кроме азимута) считались малыми. При определении аэродинамических характеристик сечений градиент подъемной силы по углу атаки был принят постоянным, а коэффициент сопротивления — равным его среднему значению. Влияние срыва, сжимаемости воздуха и радиального течения не учитывалось. Распределение индуктивных скоростей по диску было принято равномерным. Рассматривались только лопасти с постоянной хордой и линейной круткой. Неоперенная часть лопасти, концевые потери, высшие гармоники махового движения и вес лопасти не учитывались. [c.201]

Деформации могут быть следующих видов объемные (растяжения, сжатия, сдвига, изгиба, кручения), контактные и деформации в слоях смазки. При неблагоприятных условиях все они могут оказывать заметное влияние на точность механизмов. Объемные деформации определяются достаточно точно обычными методами сопротивления материалов. Наибольшее влияние из них оказывают деформации поперечного изгиба и кручения. Расчет контактных деформаций производится с помощью формул Герца и всегда является приближенным, так как эти формулы не учитывают микропрофиль поверхностей достаточно надежным расчет можно считать при чистоте поверхностей не ниже 8-го класса. Расчет деформаций в слоях смазки обычно не производится ввиду отсутствия методов и данных возможные смещения принимаются равными слою смазки. [c.435]

Для разъемных подшипников (фиг. 155) проверяется прочность крышки в плоскости симметрии. Болты крышки должны располагаться возможно ближе к этой плоскости, а для того, чтобы исключить изгиб, крышка должна быть утоплена в паз корпуса (фиг. 156) такая конструкция при вертикальном направлении силы Р предотвращав за-ще.мление вкладышей (фиг. 156) при горизонтальном направлении силы Я (см. фиг. 158) — их сдвиг в сторону. Для приближенного расчета крышка рассматривается как прямая балка на двух опорах (см. фиг. 156), нагруженная равномерно распределенной нагрузкой р на длине, равной диаметру вкладыша. Изгибающий момент в сечении 3—5 равен --момент сопротивления пр ямо- [c.193]

Число спиц А принимают при О менее 400 мм равным четырем, при О от 400 до 1600 мм равным шести и при О более 1600 мм равным восьми. Чугунные шкивы имеют спицы эллиптического сечения, спицы стальных шкивов могут иметь круглое и прямоугольное сечение. Момент сопротивления сечения спицы у ступицы определяется из расчета на изгиб по формуле [c.381]

Расчет на прочность зубьев по напряжениям изгиба. При выводе расчетной формулы принимаются следующие допущения. Зуб рассматривается как балка, защемленная одним концом (рис. 16.2, б). Точка приложения силы к зубу при зацеплении перемещается по рабочему участку профиля зуба. Силу, действующую на зуб, принято рассматривать приложенной к вершине зуба, т, е. когда плечо силы относительно наиболее опасного сечения зуба максимально. Перенеся силу F по линии ее действия в точку А, лежащую на оси симметрии зуба, разложим ее на две составляю1цие окружную Ft и радиальную F силы, из которых первая вызывает изгиб зуба, а вторая — его сжатие. Для определения положения наиболее опасного сечения в действительный профиль зуба вписывают параболу, которая своими ветвями касается точек В и С. Вершина параболы находится в точке А. Параболой ограничено поперечное сечение бруса, равное сопротивлению изгиба, поэтому напряжение в любых сечениях зуба будет меньше, чем в сечении ВС. Следовательно, оно и будет наиболее опасным сечением зуба. Максимальные напряжения (сжатия) в точке С наиболее опасного сечения ВС будут по абсолютной величине равны [c.299]

Для унрош,енного расчета удобно рассматривать идеализированную модель рессоры в виде балки равного сопротивления изгибу, имеющему в плане форму треугольника, разрезанную на полосы и сложенную в пакет (рис. 327, г). [c.623]

Для материалов, подобных малоуглеродистой стали, для которых можно принять, что они сохраняют постоянной способность сойротивляться при пластическом течении, метод, связанный с Определением несущей способности, может быть очень упрощен эамеаой сложного расчета упругой конструкции с высокой степенью статической неопределимости на несложное исследование сопротивления изгибу (где допускается, что все изгибные напряжения равны Ту) в точках балки с максимальным изгибаюпщм [c.44]

Определение напряжений (расчет эквивалентного бруса). Определение напряжений от общей продольной прочности по найденным наибольшим значениям изгибающих моментов и срезывающих сил для разных сечений корпуса корабля производится по обычным ф-лам изгиба балок сложного профиля. При этом следует учитывать лишь такие продольные связи корпуса, которые тянутся непрерывно по всей длине или на значительной части длины корабля продольные же связи, распределенные сравнительно на коротких участках (меньших высоты корабля), например различные фундаменты, подкрепления, части палуб между вырезами и т. и., лучше совершенно не вводить в расчет продольной прочности, т. к. влияние их на распределение напряжений в соответствующих сечениях корабля не м. б. учтено достаточно точно. Если площади сечений всех продольных связей, принимающих участие в сопротивлении продольному изгибу (точнее площади, умноженные на редукционные коэфициенты), сосредоточить у диаметральной плоскости (фиг. 3), не изменяя положения их по высоте, то получится сечение нек-рого бруса, эквивалентное, в смысле сопротивляемости его изгибу, рассматриваемому сечению корабля брус, имеющий такое сечение, называется эквивалентным брусом эквивалентный брус наглядно иллюстрирует распределение материала по сечению корабля с точки зрения участия его в сопротивлении изгибу корпуса. Если вычисленные по ф-лам изгиба сжимающие напряжения окажутся для некоторых связей сечения превосходящими их эйлерово напряжение, то в расчет следует ввести поправку, т. е. перейти к расчету во втором приближении, учитывающем неполную степень жесткости этих связей корпуса во втором приближении площади сечения связей д. б. соответственно уменьшены помножением их на редукционные коэф-ты, меньшие единицы и равные отношению эйлерова [c.103]

Экономия в весе около 24%. При определении формы балки равного сопротивления мы пе приняли во внимание касательные напряжения, т. к. вообще при изгибе они играют вто-ростепенпую роль. Если принять их в расчет, то копцевым сечениям надо дать конечные размеры, определив их так, чтобы наибольшие касательные напряжения не превосходили допускаемых. [c.361]

Положение центра изгиба в нетонкостенном сечении методами сопротивления материалов найти нельзя, так как мы не умеем определять полное касательное напряжение при поперечном изгибе в его произвольной точке. Найденные методами теории упругости точные решения говорят о том, что в негонкостенных сечениях расстояние между центром тяжести и центром изгиба невелико по сравнению с размерами сечения. Например, для полукруга радиуса Я при ц = 0,3 расстояние между ними равняется 0,125К. Следовательно, в не очень точных расчетах крутящий момент в брусьях нетонкостенного сечения можно определять, беря момент внешних сил по одну сторону от сечения относительно оси бруса. [c.163]

Остановимся кратко на содержании главы. В разд. 2,2 на основе принципа виртуальных перемещений Лагранжа выведены основные соотношения подкрепленной ребрами криволинейной панели. В разд. 22.3 выделено элементарное решение Сопротивления материалов. Преобразование исходных уравнений для плоской панели к системе разрешающих уравнений содержится в разд. 2.4. Далее в разд. 2.5 изучено напряженно-деформированное состояние симметрично подкрепленной панели. Рассмотрена панель как конечной, так и бесконечной длины. Решение представлено в виде быстросходящихся рядов, даны результаты численных расчетов и программы расчета. В разд. 2.6 изучается эффект подкрепления панели на торце дополнительным ребром, работающим только иа изгиб. В разд. 2.7, как и в разд. 2.5, рассмотрена симметрично подкрепленная панель, но при кососимметрнчиом загруженин ребер парой сил. Решение отличается от полученного в разд. 2.5, так как требуется учитывать изгиб панели в ее плоскости. Решение доведено до числа. В разд. 2.8 рассмотрены панели с двумя ребрами разной жесткости для случа.я, когда поперечное перемещение панелн равно нулю или отлично от нуля. В разд. 2.9 на примере бесконечной пластины с полубесконечным ребром дается оценка погрешности решения путем введения гипотезы отсутствия поперечной деформации пластины. Эта оценка выполнена, путем срав неиня решения на основе упомянутой гипотезы с точным решением, полученным иа основе уравнений плоской теории упругости. Результаты этого раздела опубликованы Э. И. Грнголюком и В. М. Толкачевым [5]. В этой работе дана также общая постановка задач включения на основе гипотезы отсутствия поперечной деформации, рассмотрены задачи для пластины и ребра конечных размеров, для полубесконечной пластины с полубесконечным ребром, а также задача для защемленной по боковым сторонам полубесконечной полосы, нагруженной на торце постоянной распределенной нормальной нагрузкой. [c.68]

При растяжении (или сжатии) без изгиба суммарная деформация е равна г=а1Е+Ёр +ед+а1. Первое слагаемое в правой части соответствует упругой деформации, второе — быстрая (практически мгновенная) иластич. деформация в момент приложения нагрузки третье — деформация П., растущая со временем четвертое — температурная деформация а — коэфф. линейного расширения, t — разность темп-р). Величины в и в определяются различными физич. "процессами и потому их следует разграничивать. В условиях установившейся П. а, t, е от времени не зависят и потому rfe/rft== —dz ldx, т. е. со временем меняется лишь g. Расчеты па П. позволяют определять напряжения, деформации и время работы в условиях П., исходя из св-в данного материала, задаваемых или графически — кривой П., или нек-рыми хар-ками сопротивления П. Такие расчеты проводят Гл. обр. для стадии установившейся П., предполагая, что Spp ajE. Существуют расчеты на 11. для тонкостенных и толстостенных труб, пластин, вращающихся дисков, турбинных лопаток и диафрагм, фланцев, оболочек, пружин, валов и т. д. П. играет важнейшую роль для материалов паропроводов, паровых котлов, турбинных лопаток, частей атомных реакторов, ракет и др. деталей, длительно подвергаемых механич. и термич. нагрузкам и нагреву. Ввиду отсутствия в б. ч. случаев соответствия между кратковременными ( статическими ) испытаниями и испытаниями на П. оценка жаропрочных сплавов проводится в значит, море по их сопротивлению П. [c.7]

При проверке стержней на продольный изгиб мы будем пользоваться таблицей ломающих напряжений, составленной по опытам Л. Тетмайера. Полагая, что критические напряжения при сжатии соответствуют временному сопротивлению материала при простом растяжении, мы выберем допускаемое напряжение при сжатии во столько раз меньшим критического напряжения, во сколько раз допускаемое напряжение при растяжении меньше временного сопротивления разрыву. При выводе основной формулы (6) предположено, что при действии постоянных усилий допускаемое напряжение может быть принято равным 12 кг/жж . Временное сопротивление мостового железа по принятым нормам колеблется от 37 до 42 KzjMM , следовательно, запас прочности при постоянном растягивающем усилии меняется от 3,08 до 3,50. Если мы остановимся на наибольшем коэффициенте безопасности 3,5 и примем его в основание расчета стержней на продольный изгиб, то тогда допускаемое напряжение Ri при сжатии получится делением критического напряжения на 3,5 и мы будем иметь [c.416]

Расчет станины как бруса прои.чводится по правилам сопротивления материалов от номинальной нагрузки, приложенной с одной стороны к матричному блоку, а с другой — к опорам коленчатого вала. Для опасных сечений находят угол поворота главных центральных осей, а затем и положение нейтральной оси. Определяют напряжения в опасных точках сечения как суммарные от изгиба в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и от растяжения. Для расчета деформации станины разбивают брус по длине на участки примерно равной жесткости и общую деформацию находят как сумму деформаций отдельных участков. Некоторую особенность представляет определение деформации стола в автоматах для объемной штамповки и в горизонтальноковочных машинах. Схема нагружения опасного сечения стола показана на рис. 5.5. Сначала находят положение центра тяжести сечения О, а затем положение нейтральных осей (определяют угол о ). Общая деформация стола [c.101]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...