340, 341 — Расчет напряжений деформаций

Величина наибольшего изгибающего момента даёт возможность определить и предел прочности при изгибе (ойй). Однако формула (3), которой пользуются Д.1Я расчёта напряжений при изгибе, справедлива только для упругих деформаций. Она, применима с некоторым приближением для таких материалов, как чугун и закалённая сталь, у которых разрушение наступает без заметной пластической [c.29]

Участок упругих деформаций при правке сильно искривлённой полосы получается незначительный. В этом случае, для упрощения расчёта, напряжения г по всему сечению можно принять постоянными и равными пределу текучести кг млА (фиг. 67,6). Такое допущение будет соответствовать случаю максимально возможного при правке изгибающего момента, величина которого после интегрирования определится уравнением [c.995]

Расчёт напряжений и деформаций при кручении в упругой области производится по обычным формулам сопротивления материалов. [c.10]

Если напряжения лежат в пределах пропорциональности для материала О., то для расчёта О. пользуются зависимостями упругости теории. В статич. расчёте О. на прочность и жёсткость определяют напряжения, деформации и перемещения разл. точек О. в зависимости от заданной нагрузки. Как правило, в расчётах на прочность прогибы О. (перемещения вдоль нормали к срединной поверхности) могут считаться малыми по сравнению с толщиной О. тогда соотношения между перемещениями и деформациями линейны соответственно линейными (для упругой задачи) будут основные дифф. ур-ния. [c.476]

При расчёте посадок могут быть поставлены следующие задачи а) определение прочности соединения б) определение напряжений и деформаций в деталях, образующих соединение в) определение усилий запрессовки и выпрессовки г) установление температурного перепада для случая сборки с нагревом (охлаждением). [c.171]

Особенности расчёта конических колёс на контактные напряжения сдвига. Если зубья шестерни и колеса в ненагруженной конической передаче прилегают друг к другу по всей длине, то при приложении нагрузки деформация зубьев будет пропорциональна расстоянию точки зацепления от вершины начальных конусов. Следовательно, нагрузка в точно изготовленных или тщательно приработанных конических передачах распределяется вдоль ширины зубчатых колёс по трапецоидальному закону (который при износе зубьев не нарушается). При таком распределении нагрузки не будет большой погрешности, если расчёт на контактные напряжения производить по окружному усилию и эквивалентному радиусу кривизны в среднем сечении, определяемым по формулам [c.333]

Проблема теоретически и экспериментально обоснованного расчёта винтовой передачи до настоящего времени ещё не решена. Известны случаи, когда, несмотря на малые нагрузки, винтовые колёса очень быстро изнашивались. Ввиду того что зацепление винтовой передачи в каждый данный момент происходит теоретически (согласно теории зацепления) в одной точке, а практически — в результате износа и контактной деформации сжатия, контакт распространяется на небольшую площадку, то даже при небольшой нагрузке на этой площадке возникают высокие удельные давления. Если не принимать во внимание износа, то контактные напряжения, даже при небольших допускаемых на практике нагрузках, достигают очень высоких значений. Учесть же влияние износа на размеры контактной площадки весьма затруднительно. Поэтому расчёт винтовых колёс может быть основан только на эмпирических данных. [c.356]

Допускаемые нагрузки на невращающийся подшипник должны приниматься с таким расчётом, чтобы вызываемые ими напряжения не приводили к остаточным деформациям. Однако во время работы в подшипнике могут возникать мгновенные контактные напряжения, превышающие предел упругости для элементов подшипника, без повреждения дорожек качения. Мгновенные динамические нагрузки особенно характерны для транспортных машин. Если их действие регулярно, то по ним следует проверить подшипник на статическую грузоподъёмность с учётом характера нагружения, но нельзя принимать их за основные расчётные усилия. [c.595]

Однако при расчёте пружин этого вида следует иметь в виду, что, начиная с некоторого момента процесса нагружения, витки ложатся на валике и при полном заводе пружина принимает ту же форму, что и при заневоливании, а напряжения в сечениях вновь достигают величины, которую они имели при навивке (см. эпюру на фиг. 72, а). В этом случае вопрос о запасу прочности пружины целесообразно решать, руководствуясь не величиной наибольших напряжений, близких к временному сопротивлению, а исходя из максимальных относительных линейных деформаций крайних волокон ленты [c.716]

При расчёте прочности балок по методу пластических деформаций касательные напряжения 1 не должны превышать 0,4з, где о — расчётные напряжения изгиба. [c.867]

Нормальные напряжения, возникающие в шве, вследствие совместной продольной деформации с основным металлом при расчёте прочности не учитываются. [c.874]

В процессе изготовления пружин при навивке, термической обработке и обжатии до соприкосновения витков получаются значительные остаточные деформации. На величину и характер деформаций пружин влияют различные факторы величина допускаемого напряжения, принятая при расчёте пружин, неоднородность механических свойств материала, характер и режим термической обработки пружин и др. [c.199]

Нормальное течение технологического процесса зависит от того, насколько правильно произведён расчёт пружин. Особое значение имеет выбор отдельных параметров пружины (модуля сдвига, числа рабочих витков и др.), допускаемых напряжений и соответствие механических свойств пружины заданным размерам, поэтому проектирование технологического процесса изготовления пружин целесообразно начинать с проверки соответствия осевой силы заданной деформации. [c.199]

Вопросы несущей способности деталей и элементов металлоконструкций в связи с характером действующих усилий, влиянием пластических деформаций, усталости и других факторов были успешно развиты в работах советских учёных профессоров А. А. Гвоздева, А. Р. Ржаницына, разработавших теорию несущей способности брусьев, пластинок, оболочек и составных конструкций И. М. Беляева, Н. С. Стрелецкого, С. В. Серенсена, углубивших учение о запасах прочности и допускаемых напряжениях, а также обосновавших практические нормы расчёта в ряде отраслей проектирования конструкций. [c.2]

В цилиндрической оболочке (табл. 17, п. 5) появление пластических деформаций в зоне жёсткого кольца не снижает несущей способности оболочки, и здесь, если материал способен пластически деформироваться, местные изгибные напряжения могут в расчёт и не приниматься. В этом случае достаточно ограничиться только определением общих напряжений по безмоментной теории и установить по ним условие прочности. [c.148]

Для расчётных целей кривые ползучести перестраиваются в координаты з, сг для определённых значений времени. В случае расчета некоторой детали на ползучесть для определения напряжений и деформаций при заданном значении времени необходимо произвести расчёт на прочность и жёсткость детали при помощи известного графика зависимости напряжения от деформации. Расчёты на ползучесть по теории старения Ю. Н. Работнова эквивалентны расчётам на прочность и жёсткость при нелинейных зависимостях между напряжениями и деформациями. [c.189]

Определение напряжений и деформаций в отдельных местах детали. Датчики при измерении динамических деформаций устанавливаются в зонах наибольших напряжений (или в соседних с ними). Связь между показаниями тензометра и величинами наибольших напряжений в наиболее напряжённых зонах может устанавливаться дополнительно путём расчёта или экспериментального исследования распределения напряжений при статической нагрузке. База тензометра выбирается по направлению наибольшей деформации, опре-деляемо.му из условия симметрии детали, исследования распределения напряжений при статической нагрузке или с помощью покрытия (см. стр. 318). [c.309]

Предельная несущая способность при пластическом состоянии материала детали соответствует тому состоянию, при котором её деформации возрастают без дальнейшего увеличения нагрузок. Такое предельное состояние соответствует упруго-пластическому распределению напряжений (соответствующие расчёты см. гл. V). [c.333]

При расчёте в пределах упругости по формулам, изложенным в гл. II, III, IV, VI, VII, IX, предельные нагрузки определяются из условий достижения максимальными напряжениями предела текучести От-. Предел текучести в связи с расчётом может определяться как ордината перелома схематизированной диаграммы. Эта величина для большинства конструкционных материалов обычно близка к пределу текучести, определяемому по допуску пластической деформации (0,2о/о остаточной деформации при растяжении). [c.342]

При расчёте на сопротивление пластическим деформациям обычно допускают более низкие запасы прочности в связи с тем, что образование остаточных деформаций ещё не приводит конструкцию к окончательному разрушению. При расчёте на сопротивление хрупкому статическому разрушению запасы прочности должны быть повышены в силу опасности таких разрушений из-за возможного влияния высоких остаточных напряжений, неоднородности материала и т. д. При расчёте на усталость запас прочности выбирается в зависимости от достоверности определения усилий и напряжений, уровня, технологии изготовления деталей и т. д. [c.385]

Предварительно размеры вала могут быть определены упрощённым расчётом ИЛИ на деформацию кручения, или на прочность по допускаемым напряжениям. [c.519]

На болт шатуна действуют значительные статические напряжения растяжения и скручивания, вызываемые предварительной затяжкой. Кроме того, действует изгибающий момент от допускаемой неточности в перпендикулярности опорных поверхностей головки болта и сопряжённых деталей к оси болта. Напряжения, вызываемые этим моментом," при достаточно жёстких допусках на неточности изготовления незначительны и ими в расчёте. можно пренебречь. Во время работы на болт действует переменная растягивающая нагрузка и некоторый переменный изгибающий момент, вызываемый деформацией головки. Напряжения от этого момента в случае достаточной жёсткости головки невелики определение их возможно только экспериментальным путём. [c.751]

В соединениях, обладающих хорошими пластическими свойствами, концентрация напряжений не оказывает влияния на прочность конструкций, работающих под статической нагрузкой. В зоне пластической деформации распределение напряжений меняется по сравнению с упругой зоной и становится равномерным, что оправдывает условные методы расчёта прочности. [c.911]

Материалы расчётного характера охзаты-вают I) определение деформаций упругой системы станок—деталь — инструмент 2) определение качества поверхности п )И различных методах и режимах обработки 3) расчёт режимов резания (с учётом деформаций упругой системы и чистоты поверхности) 4) определение частоты и ауплитуды вибраций 5) ипре-деление деформаций, вызываемых внутренними напряжениями 6) расчёт температурных деформаций 7) расчёт износа инструмента 8) определение погрешностей обработки (расчётный метод) У) пересчёт размеров и допусков при изменении баз 10) расчёт операционных припусков и допускоз П) расчёт норм времени 12) технико-экономические расчёты для сопоставления различных вариантов технологических процессов 13) расчёт технологического процесса при поточном производстве 14) расчёт технологического процесса при многостаночном обслуживании и т. п. [c.75]

БРУС, деформируемое тв. тело, поперечные размеры к-рого заметно меньше продольного. Линия центров тяжести поперечных сечений наз. осью Б. Если ось Б. прямолинейна, Б. наз. прямым. Прямой Б. пост, сечения наз. также стерншем. Б, часто встречается в кач-ве элемента конструкции, сооружения или машины, поэтому разработаны спец. методы расчёта напряжений и деформаций в Б. (напр., изгиб, кручение). [c.59]

Ф См. лит. при ст. Налориметрия. ТЕРМОСТАТИКА, то же, что термодинамика равновесных (квазистатических) процессов. ТЕРМОУПРУГОСТЬ, раздел механики деформируемого тв. тела, в к-ром изучаются зависимости между напряжениями, деформациями и темп-рой и разрабатываются матем. методы расчёта температурных напряжений и деформаций, к-рые существенны для рационального проектирования машин и конструкций, работающих в сложных температурных режимах. [c.756]

Напряжение от изгиба. Для надёжности расчёта будем считать, что монтажные и зксплоатационные смещения опор вала, износ подшипников, деформация фунд ямента и т. д. превращают работу многоопорного вала в работу разрезного. Расчётная схема приставного вала и эпюра изгибающих моментов изображены на фиг. 35. [c.519]

В случае а расчёт обычно ведут по статическим формулам, исходя из наибольшего усилия или деформации пружины с несколько пониженным допускаемым напряжением, в зависимости от степени динaмичнo tи приложения нагрузки, её пульсации, желаемой долговечности пружины и т. д. [c.655]

Можно рекомендовать для расчётов средние из приведённых величин, т. е. от 0,4 до ),3 Kzj M , на основании следующих соображений 1) трение и износ незначительно изменяются при изменении р в этих пределах 2) уплотнение, а также отвод тепла от колец к стенке несколько лучше при больших значениях р] 3) современная технология позволяет обеспечить высокое качество материала чугунных поршневых колец. Значения р=0,65 - 1 KZj M следует принимать именно в тех случаях, когда возможно обеспечить высокое качество металла и совершенные способы изготовления кольца. Меньшие величины — до 0,5 Kzj M — можно рекомендовать для колец, предназначенных работать при наиболее высоких температурах, колец с большим сечением, обусловливающим некоторое понижение качества чугуна, а также для того, чтобы обеспечить возможно большую долговечность колец. Надо иметь в виду, что повышение р, а также остаточные деформации у чугунных колец связаны с наличием повышенных напряжений в кольце. Проектируя кольцо с более низкими величинами р, создают благоприятные условия уменьшения напряжений в нём как при работе, так и при надевании на поршень. В результате упругие (пружинные) свойства кольца сохранятся в течение более длительного времени. [c.822]

При расчёте колонн необходимо Бозмоншо строго учитывать условия работы пресса. Даже при центральной нагрузке Могут возникать кроме растягивающих напряжений и изгибающие в результате неравномерного прилегания гаек, неравномерности в затяжке колонн, деформации поперечин, местного нагрева и т. п. кроме того, наличие резьбы создаёт концентрацию напряисений. Поэтому допускаемые напряжения должны быть весьма умеренными. [c.460]

Расчёты станин. За расчётные схемы станин принимаются балки с ломаной осью или рамы. Напряжения в станинах станков токарных, фрезерных, шлифовальных и др., как правило, очень невелики и обычно не превышают 60 - 80 KZj M . Из условия длительного сохранения высокой точности станка (отсутствия местных остаточных деформаций) [c.183]

При деформации изгиба П. получают перемещения (прогибы), нормальные к срединной плоскости. Поверхность, к-рую образуют точки срединной плоскости после деформации, наз. срединной поверхностью. В зависимости от характера напряжённого состояния различают жёсткие, гибкие П. и абсолютно гибкие, или мембраны. В случае жёсткой П. можно без заметной погрешности считать срединный слой нейтральным, т. е. свободным от напряжений. Гибкими паз. П., яра расчёте к-рых необходимо наряду с чисто из-гибными учитывать напряжения, равномерно распределённые по толщине (мембранные напряжения). В мембранах преобладающими являются напряжения в срединной поверхности напряжениями же собственно изгиба здесь можно пренебречь. [c.626]

Сравнит, простота соотношений теории малых упру-гонластич. деформаций позволила получить ряд важных результатов при расчётах на прочность и устойчивость деталей конструкций (труб, стержней, пластин, оболочек), дать методы определения динамич. напряжений при продольном ударе стержней и т. д. [c.630]

Для определения времени У,, ударных сил и вызванных ими в телах напряжений и деформаций необходимо учесть механич. свойства материалов тел и изменения этих свойств за время У., а также характер начальных и граничных условий. Решение проблемы существенно усложняется не только из-за трудностей чисто матем. характера, но и ввиду отсутствия достаточных данных о параметрах, определяющих поведение материалов тел при ударных нагрузках, что заставляет делать при расчётах ряд существенных упрощающих предположений. Наиб, разработана теория У. совершенно упругих тел, в к-рой предполагается, что тела за время У. подчиняются законам упругого деформирования (см. Упругости теория) и в них не появляется остаточных деформаций. Деформация, возникшая в месте контакта, распространяется в таком теле в виде упругих волн со скоростью, зависящей от физ. свойств материала. Если время прохождения этих волн через всё тело много меньше времени У., то влиянием упругих колебаний можно пренебречь и считать характер контакт ных взаимодействий при У. таким же, как в статич. состоянии, На таких допущениях основывается контактная теория удара Г. Терца (G. Hertz), Если же время прохождения упругих волн через тело сравнимо со временем У., то для расчётов пользуются волновой теорией У. [c.206]

УПРУГОСТИ ТЕОРИЯ — раздел. механики, в к-ром изучаются перемещения, деформации и напряжения, возникающие в покоящихся или движущихся упругих телах под действием нагрузки. У. т.— основа расчётов на прочность, деформируемость и устойчивость в строит, деле, авиа-и ракетостроении, машиностроении, горном деле и др. областях техники и промышленности, а также в физике, сейсмологии, биомеханике и др. науках. Объектами исследования методами У. т. являются разнообразные тела (машины, сооружения, конструкции и их элементы, горные массивы, плотины, геол. структуры, части живого организма и т. п.), находящиеся под действием сил, температурных полей, радиоакт. облучений и др. воздействий. В результате расчётов методами У. т. определяются допустимые нагрузки, при к-рых в рассчитывасмо.м объекте не возникают напряжения или перемещения, опасные с точки зрения прочносги или недопустимые по условиям функционирования наиб, целесообразные конфигурации и размеры сооружений, конструкций и их деталей перегрузки, возникающие при динамич. воздействии, напр, при про- [c.234]

Колебат. механич. системами Э. п. могут быть стержни, пластинки, оболочки разл. формы (полые цилиндры, сферы, совершающие разл. вида колебания), механич. системы более сложной конфигурации. Колебат. скорости и деформации, возникающие в системе под воздействием сил, распределённых по её объёму, могут, в свою очередь, иметь достаточно сложное распределение. В ряде случаев, однако, в механич. систем можно указать элементы, колебания к-рых с достаточным приближением характеризуются только кинетич, и потенц. энергиями и энергией механич. потерь. Эти элементы имеют характер соответственно массы М, упругости I / С и активного механич. сопротивления г (т.н. системы с сосредоточенными параметрами). Часто реальную систему удаётся искусственно свести к эквивалентной ей (в смысле баланса энергий) системе с сосредоточенными пара.меграми, определив т. н. эквивалентные массу Л/, , упругость 1 / С , и сопротивление трению / . Расчёт механич. систем с сосредоточенными параметрами может быть произведён методом электромеханич. аналогий. В большинстве случаев при электромеханич. преобразовании преобладает преобразование в механич, энергию энергии либо электрического, либо магн. полей (и обратно), соответственно чему обратимые Э.п. могут быть разбиты на след, группы электродинамические преобразователи, действие к-рых основано на электродинамич. эффекте (излучатели) и эл.-магн. индукции (приёмники), напр, громкоговоритель, микрофон электростатические преобразователи, действие к-рых основано на изменении силы притяжения обкладок конденсатора при изменении напряжения на нём и на изменении заряда или напряжения при относит, перемещении обкладок конденсатора (громкоговорители, микрофоны) пьезоэлектрические преобразователи, основанные на прямом и обратном пьезоэффекте (см. Пьезоэлектрики) электромагнитные преобразователи, основанные на колебаниях ферромагн. сердечника в перем. магн. поле и изменении магн. потока при движении сердечника [c.516]

Выбор различных посадок для подвижных и неподвижных соединений можно производить на основании предварительных расчетов, экспериментальных исследований или ориентируясь на аналогичные соединения, условия работы которых хорошо известны. Расчеты, связанные с выбором подвижных посадок, например при сопряжении цапф с подшипниками скольжения, осуществляются обычно на основе гидродинамической теории трения и заключаются в установлении необходимого зазора для обеспечения жидкостного трения. В других случаях зазоры могут рассчитываться по условию компенсации отклонений формы и расположения поверхностей для обеспечения беспрепятственной сборки деталей. Возможны также расчёты по условиям обеспечения необходимой точности перемещений деталей или фиксации их взаимного расположения, расчеты зазоров для компенсации температурных деформаций деталей и т. п. Расчеты, связанные с выбором посадок в неподвижных соединениях, сводятся к определению прочности соединения, напряжений и деформаций сопрягаемых деталей, а также к определению усилий запрессовки и распрессовки. В результате тех или иных расчетов необходимо получить допустимые наибольшие и наименьшие значения расчетных зазоров [5rnaxi, [Sm, 1 или расчегных натягов (Л/ шЕкЬ ЛТшт . [c.299]

Приближённые методы расчёта коэфициента концентрации напряжений (при деформациях в пределах упругости) [c.288]

Расчёт на прочность деталей при наличии в местах контакта нормального и касательного давления рассмотрен Б. С. Ковальским [7], М. М. Са-вериным [10]. В. 1М. Макушнным [9] и др. Оценка пластических деформаций и напряжений в зонах контакта рассмотрена в работах А. И. Ильюшина [5], В. В. Соколовского [12], А. Ю. Ишлинского [6] и др. [c.290]

Для определения напряжений и з си-лий наряду с расчётом широко р споль-зуются экспериментальные методы, основанные на различных способах измерения деформаций. Экспериментальными методами решаются следующие задачи. [c.299]

Если материалы обладают выраженной нели нейной зависимостью между напряжениями и деформациями, то расчёт на прочность осуществляется непосредственно по кривым деформирования. Такой же расчёт осуществляется при использовании материалов с ограниченной пластичностью (см. гл. И) [19]. Некоторые зависимости для этого предложены М. П. Марковцем [14]. [c.347]

Расчёт головок шатуна. В большинстве случаев головки шатунов имеют настолько сложную форму, что не поддаются надёжному расчёту. Применяемые простые способы расчёта, не учитывающие многи.х важных конструктивных факторов, не дают представления не только о действительном распределении и величине напряжений и деформаций головки, но часто не позволяют сделать и надёжной сравнительной оценки. Для правильного суждения о прочности и жёсткости головок шатунов необходимо опытное исследование. Только на основании результатов тензометрирования и измерения деформаций шатунных головок, аналогичных проек-тируе.мым, можно получить правильное представление о жёсткости головки и [c.749]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...