Касательные напряжения круглого

Таким образом, максимальное касательное напряжение в скручиваемом круглом стержне пропорционально крутящему моменту Мкр и обратно пропорционально кубу наружного диаметра стержня. [c.213]

Таким образом, при кручении круглых валов опасными могут стать как касательные напряжения, возникающие в поперечных [c.214]

Наибольшие касательные напряжения, погонные и полные углы закручивания по аналогии с кручением стержней круглого сечения принято определять по формулам [c.219]

Эпюры нормальных и касательных напряжений наглядно показывают, что в отличие от круглого сечения в рассматриваемом слу- [c.350]

Элементы в окрестности точек L и К находятся в плоском напряженном состоянии, и, следовательно, главные напряжения в них, как и в круглом брусе, молено вычислить по формуле (12.36). В общем случае касательные напряжения, входящие в формулу (12.36), следует вычислять как от действия крутящего момента Мир, так и от действия поперечных сил [c.351]

При кручении стержней с круглым поперечным сечением касательные напряжения в упругой области пропорциональны расстояниям точек сечения от оси стержня (рис. 491) и определяются по формуле [c.493]

В центре тяжести круглого сечения касательные напряжения равны нулю. Наибольшие касательные напряжения будут в точках сечения, расположенных у поверхности стержня. [c.114]

При известном коэффициенте концентрации напряжений максимальное касательное напряжение для стержня круглого поперечного сечения определяется по формуле [c.128]

Аа. Следовательно, искривления поперечных сечений не сказываются на законе распределения нормальных напряжений и их значений. В балке прямоугольного и круглого сечений максимальные касательные напряжения возникают в тех точках, где нормальные напряжения равны нулю (на нейтральной оси), и, наоборот, в крайних точках сечения, где нормальные напряжения максимальны, касательные напряжения равны нулю. Поэтому за опасные можно принять точки, наиболее удаленные от нейтральной оси, что подтверждается практикой эксплуатации балок, работающих на изгиб. Однако в случае тонкостенных профилей (например, двутавра) необходимо проверить прочность балки и в точках, где полка сочленяется со стенкой, поскольку здесь возникают значительные как нормальные, так и касательные напряжения. [c.221]

В каких точках поперечного сечения круглого вала возникают наибольшие касательные напряжения и как они определяются [c.52]

Какое напряженное состояние возникает при кручении круглого вала По каким площадкам действуют максимальные касательные напряжения и по каким - максимальные нормальные [c.55]

Во всех точках круглого вала возникает состояние чистого сдвига. Максимальные напряжения имеют место в точках, примыкающих к наружной поверхности. Касательные напряжения действуют в поперечных сечениях и на перпендикулярных к ним продольных площадках Нормальные напряжения, равные по величине касательным, возникают на площадках, наклоненных под углом 45° к образующим. [c.55]

На рис. 22 приведены эпюры касательных напряжений для круглого сплошного и круглого кольцевого сечений. [c.199]

Брус круглого поперечного сечения [6]. В случае кручения бруса наибольшее касательное напряжение на поперечном сечении возникает в точке I (рис. 39), ближайшей к центру кривизны [c.233]

Эпюры касательных напряжений на малой и большой полуосях эллипса показаны на рис. 8.6. Если а=Ь, то постоянная А = 0 и <р=0, Ыз=0. В этом случае мы имеем задачу о кручении круглого стержня радиусом а. [c.180]

При приближенном расчете пружин допускают, что касательные напряжения (т ), соответствующие поперечной силе, распределены по сечению равномерно, а соответствующие крутящему моменту (Тд5 )—по линейному закону, как при кручении прямого бруса круглого поперечного сечения. Эпюры этих напряжений для горизонтального диаметра сечения показаны на рис. 284, в, г. [c.270]

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]

Рассмотрим влияние отверстия в сечении круглого вала (рис. 57) на распределение касательных напряжений. Распределение касательных напряжений соответствует распределению скоростей потока жидкости, цир- [c.89]

Если в случае плоского напряженного состояния в окрестности данной точки можно выделить элементарный параллелепипед таким образом, чтобы на его гранях действовали только равные между собой касательные напряжения (см. рис. 20.5, а), то такой вид напряженного состояния называется чистым сдвигом. В дальнейшем с чистым сдвигом мы встретимся при изучении теории кручения круглого цилиндра. [c.214]

Без вывода приведем формулу для определения максимальных касательных напряжений у балки круглого сечения [c.256]

Рассмотрим течение в основном участке цилиндрической круглой трубы. Выделим в жидкости цилиндр, имеющий длину I и радиус у. В основном участке трубы распределения скоростей в различных сечениях одинаковы, поэтому силы инерции отсутствуют и цилиндр будет находиться в равновесии под действием касательных напряжений, приложенных к его боковой поверхности, и разности давлений pi — р2, действующих на его основания, т. е. [c.351]

Итак, решение, полученное в сопротивлении материалов для закручиваемого стержня круглого поперечного сечения, основанное на гипотезе плоских сечений, удовлетворяет всем уравнениям теории упругости при условии, что внешние моменты создаются силами, распределенными по поперечному сечению по тому же закону, что и касательные напряжения х х, (или, что то же самое, полные касательные напряжения Тг). [c.137]

При испытании на растяжение образца круглого поперечного сечения диаметром 20 мм найдено, что текучесть материала образца возникла при силе Р., = 76,9 кН. Определить предел текучести материала образца, а также нормальные и касательные напряжения, действовавшие на площадках наибольших сдвигов в момент текучести образца. Вычислить нормальные и касательные напряжения на площадке, нормаль к которой составляет с осью стержня угол = 22 30, [c.43]

Медный стержень круглого сечения диаметром 10 см помещен в стальную трубу такого же внутреннего диаметра, имеющую толщину стенок 2 см. Концы стержней жестко соединены между собой и скручиваются моментом 32 кН м. Как распределяется крутящий момент между стержнями Определить наибольшие касательные напряжения в медном и стальном стержнях. [c.81]

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]

Как изменятся наибольшие,нормальные и касательные напряжения в поперечных сечениях балки, если ее круглое сечение заменить сечением в виде кольца той же площади F, приняв отношение внутреннего диаметра к наружному, равным Предполагается, что внутренние усилия в обоих случаях остаются неизменными. [c.122]

Чтобы уменьшить вес сплошного круглого вала на 20 /,, заменим его полым, наружный диаметр которого в два раза больше внутреннего. Чему будут равны наибольшие касательные напряжения в полом вале, если в сплошном они были равны 600 г/сл [c.90]

Указание. При скручивании стержней прямоугольного сечения угол закручивания и максимальные касательные напряжения вычисляются по формулам, сходным с формулами для круглых стержней, а именно [c.93]

Определить во сколько раз возрастут наибольшие касательные напряжения в квадратном сечении по сравнению с наибольшими касательными напряжениями при круглом сечении вала. [c.95]

Для чисто вязких жидкостей имеются удовлетворительные корреляции [22] для падения давления при турбулентном течении в круглых трубах. Обобщенное число Рейнольдса определяется так, чтобы данные по ламинарному течению на графике коэффициент трения — число Рейнольдса лежали на ньютоновской линии (см. ypaBHejane (2-5.25)). В турбулентном течении коэффициент трения оказывается зависящим как от числа Рейнольдса, так и от параметра п , определенного уравнением (2-5.13), и оценивается но уровню касательного напряжения на стенке. [c.280]

Какие напряжения еолникают р поперечном сечении круглого рала ппи кручении, как они направлены, по какому закону рас-пюеде.пены Написать формулу для оппеделения касательных напряжений. [c.27]

Большой практический интерес при кручении круглых валов представляет концентрация напряжений у продольных пазов, предназначенных для помещения шпонок. Если шпоночный паз имеет прямоугольное сечение (рис. 150, а), то в выступающих углах т касательные напряжения равны нулю, а во входящих углах п напряжения теоретически бесконечно велики (практически же их величина ограничена пределом текучести ). Как показали исследования, коэффициент концентрации напряжений для паза при заданных глубине его и размерах вала зависит главным образом от кривизны поверхности по дну паза. Поэтому углы п необходимо скруглять, причем с увеличением радиуса скругления концентрация напряжений будет уменьшаться. Так, с увеличением р1адиуса от 0,1 до 0,5 глубины паза коэффициент к снижается более чем в. 2 раза. [c.218]

В инженерной практике довольно часто кручению подвергаются стержни, имеющие не круглое, а прямоугольное, треугольное, эллиптическое и другие сечения. В этих случаях гипотеза плоских сечений неприменима, так как сечения искривляются (депланируют). Точные расчеты стержней некруглого сечения можно получить методами теории упругости. Однако поскольку в настоящем курсе нет возможности их изложить, приведем здесь только некоторые окончательные результаты. Отметим при этом, что в стержнях произвольного сечения, как и в стержнях круглого сечения, касательные напряжения при кручении направлены по касательной к контуру. [c.219]

Для круглого поперечного сечения (рис. 247) введенные выше гипотезы о характере распределеггия касательных напряжений не выполняются. Однако с достаточной степенью точности можно полагать, что вертикальную составляющую касательных напряжений, возникающих в поперечном сечении на уровне г/от нейтральной линии,можно вычислить по формуле Журавского. Проводя соответствующие вычисления (у), для круглого сечения получим [c.250]

Круглые валы. Силы, действующие на валы (давление на зубья 1иестерен, натяжение ремней, собственный вес вала и шкивов и т. п.), вызывают в поперечных сечениях валов следующие внутренние силовые факторы УИкр = Л1 Му, QyW Q . Таким образом, в любом поперечном сечении одновременно возникают нормальные напряжения от изгиба в двух плоскостях, а также касательные напряжения от кручения и изгиба. [c.344]

Примем также, что касательные напряжения, соответствующие деформации кручения (связанные с крутящим моментом), распределены по поперечному сечению витка так же, как при кручении прямого бруса круглого поперечного сечения, т. е. возрастают по линейному закону от центра к периферии сечения (рис. 1X12,6). Следовательно, максимальные напряжения от кручения определяют по формуле [c.251]

Начнем с того, что пользуясь принципом независимости действия сил, определим отдельно напряжения, возникающие в брусе при кручении, и отдельно — при изгибе. При изгибе в поперечных сечениял бруса возникают, как известно, нормальные напряжения, достигающие наибольшего значения в крайних волокнах балки а = М/Шх, и касательные напряжения, достигающие наибольшего значения у нейтральной оси и определяемые по формуле Журавского. Для круглых и вообще массивных сечений значения их незначительны по сравнению с касательными напряжениями от кручения и ими можно пренебречь. [c.253]

Для стержня круглого сечения наибольщие касательные напряжения при кручении имеют место в точках контура сечения т=7 /и7р. При растяжении во всех точках поперечного сечения возникают нормальные напряжения а = Ы/А. [c.256]

Надо сказать, что задача о кручении бруса может быть решена не только методами сопротивления материалов, но также и методами теории упругости без принятия каких-либо гипотез, кроме предположения о непрерывности строения вещества. Решение, полученное этим путем, показывает, что круглое поперечное сечение бруса действительно остается плоским и поворачибается как жесткое целое. В поперечных сечениях возникают только касательные напряжения. [c.83]

Рассмотрим пластический изгиб круглой пластины (рис. 81) при осесимметричной нагрузке q = q(r) г — радиус-вектор, 2h — постоянная толщина пластины, ось г цилиндрической системы координат направлена вниз). До достижения предельной нагрузки пластина не испытывает пластических деформз1фй. Все положения, принятые в теории упругости при изгибе пластин (гл. IV), сохраняются. Компонентами напряжений Ог, Xrz в тонкой пластине пренебрегаем, касательные напряжения Тге, te равны нулю в силу симметрии. [c.130]

Максимальные нормальные и касательные напряжения у круглых валов вьписляют по формулам [c.273]

Стальной стержень круглого сечения диаметром 16 ivt жестко защемлен двумя концами и нагружен крутящими моментами (см. рисунок). Построить эпюру крутящих моментов, найти наибольшее касательное напряжение и угол поворота сечения а — а. Ответ-. х акс = 80,5 МПа ф = 0,29 . [c.81]

Определить максимальные касательные напряжения на первом и втором участках заш,емленного по концам круглого стержня, а также [c.277]

Стержень круглого поперечного сечения растянут силой 15 т. Касательное напряжение по любому сечению не должно превосходить 600 Kzj M . Определить диаметр стержня. [c.56]

К круглому стержню с жестко защемленными концами приложены две равные и противоположно направленные пары сил с моментами по 1000 кгм (см. рисунок). Определить диаметр вала, если допускаемое касательное напряжение равно 600 Kej M . Ответ 8,25 см, [c.92]

Цилиндрическая винтовая пружина круглого сечения диаметром 18 мм нагружена силой Р = 50 кг. Средний диаметр витков пружины D = 125 мм. Модуль упругости 0 = 8-10 Kzj M. Определить наибольшее касательное напряжение в материале пружины. Какое число витков должна иметь пружина, чтобы осадка ее была равна 6 мм [c.98]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...