Коэффициент безопасности

В отличие от существующих методов расчета по допускаемым напряжениям в общем машиностроении и по разрушающим нагрузкам в авиации и ракетной технике, где вероятностная природа нагрузок и несущей способности скрыта либо в коэффициенте запаса прочности, либо в коэффициенте безопасности, в данной работе характеристики вероятностного описания нагрузок и несущей способности непосредственно входят в формулы для определения размеров поперечного сечения, обеспечивающих заданную надежность элемента конструкции. Такой подход более адекватно отражает реальную работу элемента конструкции. [c.3]

Значение коэффициента безопасности принимают по табл. 7.4, а температурного коэффициента К-г—в зависимости от рабочей температуры подшипника [c.107]

Коэффициент безопасности — рекомендуют Sh=1,1 при нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев (однородная структура по объему) Sh=1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании (неоднородная структура по объему). [c.146]

Коэффициент безопасности (см. табл. 8.9) для первой ступени s/,= l,2, дтя [c.153]

Коэффициент вращения V Коэффициент безопасности [c.191]

Глава 1. ОСНОВЫ ВЫБОРА ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ И КОЭФФИЦИЕНТОВ БЕЗОПАСНОСТИ [c.5]

Коэффициентом безопасности называют отношение предельных напряжений к максимальным напряжениям, возникающим при работе детали. [c.15]

Коэффициент безопасности при статических нагрузках можно определять по формулам [c.15]

Коэффициент безопасности при переменных (циклических) нагрузках с учетом основных факторов, влияющих на предел выносливости, для любого материала определяют [15 35 5] по формулам [c.15]

Допустимое значение коэффициента безопасности [s] назначают на основании опыта проектирования и эксплуатации машин или рассчитывают с учетом требуемой надежности деталей. При отсутствии необходимых данных допустимый коэффициент безопасности приближенно можно определить на основе так называемого дифференциального метода как произведение частных коэффициен тов [14 38] [c.16]

Коэффициент безопасности по пределу прочности выбирается довольно большим. Например, для высокопрочных сталей — около [c.17]

Коэффициент безопасности по пределу текучести для пластичных материалов (сталей) при достаточно точных расчетах выбирают 1,2...1,5 и выше. Коэффициент безопасности при контактных нагружениях можно принять 1,1...1,2. Коэффициент безопасности по пределу выносливости— 1,3...2,5. Например, при недостаточно полном объеме экспериментальных данных о нагрузках и характери-стиках материала или ограниченном числе натурных испытаний [s]=l,5...2 при малом объеме или отсутствии экспериментальных испытаний и пониженной однородности материала (литые и сварные детали) [s]=2...3. [c.17]

Решение. 1. Определяем допустимый коэффициент безопасности по фор муле (1.28) [c.17]

Предел прочности стали Oj = 1000 Н/мм предел выносливости при изгибе ст ,р = 360 Н/мм (см. табл. 1.2). Допустимый коэффициент безопасности [s] =-= 1,75. Определить допускаемое напряжение. [c.17]

Решение. 1. При сложнонапряженном состоянии (изгиб и кручение) коэффициент безопасности по выражению (1.27) [c.18]

По формуле (1.24) определяем коэффициент безопасности по нормальным напряжениям при симметричном цикле изгиба [c.18]

Коэффициент безопасности по касательным напряжениям при пульсирующем цикле нагружения по формуле (1.25) [c.18]

Определяем коэффициент безопасности [c.19]

Для выяснения прочности вала установим минимально допустимый коэффициент безопасности по выражению (1,28) [c.19]

Круглый стержень с галтелью г = 3 мм, шлифованный, подвергается асимметричному изгибу (см. рис 1.10, в). В опасном сеченни номинальные напряжения 150 Н/мм и 50 Н/мм . Нагрузка изменяется по циклограмме, соответствующей нормальному распределению (см. рис. 1.8, в), суммарное число нагружений за срок службы 5-107. Материал стержня — сталь 45. Определить коэффициент безопасности и сравнить его с допустимым. [c.22]

Определить допускаемое напряжение для тяги (см. рис. 1.10, г), которая нагружается силой f = 25 + 20 кН в соответствии с циклограммой на рис. 1.8, б. Проектируемый срок службы L = 10 лет, Кр =0,75. =0,33, /1 =20 циклов/мин. Материал тяги — сталь 45. Коэффициент безопасности [s] = 2,2. [c.23]

Определить коэффициент безопасности и сравнить с допустимым для вала барабана ленточного конвейера (см. рис. 1.10, (5), если в опасном сечении вала действует изгибающий момент Л1р = 310 Н- м и крутящий момент 270 Н-м. Режим нагружения — постоянный. Число циклов нагружений за срок службы N >Nq. Материал вала — сталь 45. [c.23]

Для сварных конструкций при статических нагрузках масштаб ный фактор е 0,9 [15], эффективный коэффициент концентрации напряжений при статических нагрузках 1,0...1,2 (большее значение для лобовых и фланговых швов [15]), коэффициент безопасности [s]= 1,2...1,3 для углеродистых сталей и 1,3...1,5 для низколегированных. [c.32]

Принимаем е = 0,9 — масштабный фактор (см. с. 32) [s] = 1,3 — коэффициент безопасности (см. с. 32) =2 — эффективный коэффициент концентрации напряжений шва (см. табл. 2.2) Р=1—коэффициент влияния качества обработки поверхности (учитывается в К ). [c.37]

Y — коэффициент осевой нагрузки Fa—осевая нагрузка на нод-шппн1п< с учетом осевой составляющей от действия радиальной, кН /Ст — коэффициент учитывающий температуру подшипника (табл. 5.17) Кб—коэффициент безопасност (табл. 5.16). [c.99]

Определение допускаемых напряжений. К о н т а к т н ы х — по табл. 6.13 ч. 1, предел контактной вынос/ивости o/f = 17 HR + + 200, тогда для шестерен пш л = 17 52 + 200 = 1084 МПа и для колес Он нт = 17 50 -Ь 200 = 1050 МПа. В расчет принимается среднее значение твердости. По гpaф кy (рис. 6.21 ч. 1) при1ш-маем базовое число циклов при HR 50 Nho= S 10 циклов, коэффициент безопасности— Sh — 1,2. При jVh г < Л но (ограниченный срок [c.296]

Изгибных — по табл. 6.16 Ч. I можно принять (Трптй - = =850 МПа, коэффициент безопасности s = 1,75 поскольку передача реверсивная, принимаем /С/-с = 0,8, таь как то Khl -- [c.302]

Второе издание учебного пособия кореннь1к р м переработано и дополнено примерами расчета деталей маИШГ при переменных режимах нагружения. В книгу включены главы Основы выбора допускаемых напряжений и коэффициентов безопасности и Пружины . [c.3]

Пример 3. Определить коэффициент безопасности для вала d = 60 мм с одной шпоночной канавкой, который нагружен в опасном сечении изгибающим моментом Л1 = 1,5. 10 Н мм и крутящим моментом Т = А 10 Н. мм. Материал вала —сталь 40ХН (табл. 1.2, а , = 1000 Н/мм сг , . = 530 Н/мм ). Поверхность вала шлифованная. Напряжение изгиба изменяется по симметричному цик-лу, кручения — по пульсирующему. Срок службы > Nq. [c.18]

Пример 4. Определить допускаемое напряжение для вращающейся оси вагонетки (изгиб по симметричному циклу) диаметром d = 50 мм, изготовленной из стали 40ХН (а , = 1000 Н/мм , a ip = 530 Н/мм ). Обработка оси — тонкое шлифование. В зоне действия максимального момента посажено колесо по прессовой посадке без передачи усилия (рис. 1.10, а). Частота вращения оси п = = 200 об/мин, срок службы L = 10 лет, коэффициент использования в течение года =0,75, коэффициент использования в течение суток К . =0,33, режим нагружения — тяжелый (см. рис. 1.8, б). Коэффициент безопасности [s] = 2. Решение. 1. Допускаемое напряжение по формуле (1.15) [c.19]

В резьбовых соединениях предельная амплитуда напряжении Оа lim практически не зависит от среднего напряжения, достигающего иногда больших значений (Стзат 0,4стг), поэтому в расчетах коэффициент безопасности проверяют по амплитудным (формула 1.24) и максимальным напряжениям. [c.63]

Детали машин (1984) -- [ c.145 , c.151 ]

Прикладная механика (1977) -- [ c.139 ]

Детали машин (2003) -- [ c.55 , c.175 ]

Машиностроение Энциклопедия Т IV-3 (1998) -- [ c.237 ]

Повреждение материалов в конструкциях (1984) -- [ c.153 , c.154 ]

Грузоподъёмные машины (2000) -- [ c.106 ]

Проектирование механических передач Издание 4 (1976) -- [ c.233 , c.234 ]

Самоучитель SolidWorks 2006 (2006) -- [ c.256 ]

Сопротивление материалов Том 1 Издание 2 (1965) -- [ c.17 , c.61 , c.136 , c.230 ]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...