Запас нагрузке

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]

Таблицы строят следующим образом. Всю область изменения случайной величины разбивают на разряды в порядке возрастания и заменяют совокупность значений случайной величины внутри разряда представителем разряда, с которым производят все дальнейшие операции. В качестве представителя разряда можно брать средневзвешенное значение случайной величины внутри разряда или среднее значение разряда [9]. Для удобства и в запас надежности в качестве представителя разряда будем брать для нагрузки - верхнюю границу разряда, а для несущей способности - нижнюю границу. Учитывая известную зависимость S = Kq, для закона распределения напряжений можно получить следующую таблицу [c.52]

Маховик является как бы аккумулятором кинетической энергии механизмов машины, накапливая ее во время их ускоренного движения и отдавая обратно при замедлении движения. В некоторых маи]инах, в которых полезная нагрузка периодически меняется в значительных пределах (дробилки, прокатные станы и т. п.). маховик аккумулирует весьма значительные запасы кинетической энергии во время ускоренного движения (при уменьшении величин полезных нагрузок). Такая аккумулирующая роль маховика позволяет использовать накопленную им энергию для преодоления повышенных полезных нагрузок без увеличения мощности двигателя. [c.381]

Погрешности приближенных расчетов существенно снижаются при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта вырабатывают нормы и рекомендации, например нормы допускаемых напряжений или коэффициентов запасов прочности, рекомендации по выбору материалов, расчетной нагрузки и пр. Эти нормы и рекомендации в приложении к расчету конкретных деталей приведены в соответствующих разделах учебника. Здесь отметим, что неточности расчетов на прочность компенсируют в основном за счет запасов прочности. При этом выбор коэффициентов запасов прочности становится весьма ответственным этапом расчета. Заниженное значение запаса прочности приводит к разрушению детали, а завышенное — к неоправданному увеличению массы изделия и перерасходу материала. В условиях большого объема выпуска деталей общего назначения перерасход материала приобретает весьма важное значение. [c.7]

К — коэффициент запаса (/(=1,3.. . 1,5 при статической нагрузке, /(=1,8.. . 2 при переменной нагрузке). [c.30]

Отметим, что в соединении, в котором болт поставлен с зазором, внешняя нагрузка не передается на болт. Поэтому болт рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем выбора повышенных значений коэффициента запаса. [c.30]

Допускаемые напряжения и запасы прочности для резьбовых соединений приведены в табл. 1.2 и 1.3. Они учитывают точность расчетных формул, характер нагрузки, качество монтажа соединения (контролируемая или неконтролируемая затяжка) и пр. [c.45]

Ко9( )фициент запаса надежности учитывает возможные отклонения расчетных условий от эксплуатационных (по точности изготовления, нагрузке, температурному режиму и т. д.). [c.280]

В связи с тем, что нагрузка на ось при работе не остается постоянной по величине, а истинный характер нагружения весьма сложен, в запас прочности принимается наиболее опасный случай знакопостоянного асимметричного цикла — пульсирующий. [c.199]

Определить коэффициенты запаса прочности для сечений /—I и II—II (рис. 12.9) оси ведомого колеса мостового крана. Расчетная нагрузка на колесо Р = 100 кн. Материал оси — сталь 50 нормализованная. [c.203]

Указание. В запас прочности принять, что нагрузка изменяется по пульсирующему циклу. Учесть концентрацию напряжений, вызванную поперечным отверстием в оси. [c.203]

Универсальность. При определении ОА необходимо выбрать совокупность внешних параметров и совокупность выходных параметров у/, отражающих учитываемые в модели свойства. Типичными внешними параметрами при этом являются параметры нагрузки и внешних воздействии (электрических механических, тепловых, радиационных и т.п.). Увеличение числа учитываемых внешних факторов расширяет применимость модели, но существенно удорожает работу по определению ОА. Выбор совокупности выходных параметров также неоднозначен, однако для большинства объектов число и перечень учитываемых свойств и соответствующих им выходных параметров сравнительно невелики, достаточно стабильны и составляют типовой набор выходных параметров. Например, для макромоделей логических элементов БИС такими выходными параметрами являются уровни выходного напряжения в состояниях логических О и 1 , запасы помехоустойчивости, задержка распространения сигнала, рассеиваемая мощность. [c.150]

Кронштейн крепится к стальной колонне шестью болтами, поставленными в отверстия с зазором (см. рис. 4.14). Определить диаметр болтов, изготовленных из стали 20, если нагрузка — статическая, затяжка не контролируется, коэффициент запаса по сдвигу /г=1,5, коэффициент трения в стыке [=0,2, усилие, приложенное к кронштейну, / = 2400 Н, 1 = 800 мм, = 320 мм, а = 200 мм. [c.76]

Решение. I. По (табл. 7.1) принимаем коэффициент трения для пары чугун—фибра f = 0,2, допускаемую удельную нагрузку [9]=39 Н/мм (с. 130), коэффициент упругого скольжения = 0,02, коэффициент ширины роликов Ч л=0,5, коэффициент запаса сцепляемости Р=1,3. [c.133]

Решение. 1. Принимаем коэффициент трения пары чугун — прорезиненная ткань f=0,6 (см. табл. 7.I.), коэффициент запаса сцепляемости Р=1,5, допускаемую удельную нагрузку для прорезиненной ткани [ ] = 29,4 Н/мм (с. [c.135]

Следовательно, С = 17-1,5 (2950-40000) - = 6800. Таким образом, выбранные подшипники с большим запасом удовлетворяют заданной долговечности и обеспечивают значительное увеличение как нагрузки, так и частоты вращения на случай последующего форсирования насоса. [c.88]

Детали, подверженные высокочастотным нагрузкам непрерывного действия, рассчитывают по пределу выносливости с запасом надежности. Превышение предела выносливости резко сокращает их долговечность. [c.282]

Обычно при определении запаса прочности учитывают степень надежности материала, точность расчетной схемы, степень динамичности нагрузки и величину возможной перегрузки, степень ответственности детали, условия работы детали, наличие концентраторов напряжения и т. д. Количество учитываемых факторов и соответствующих им частных коэффициентов колеблется от одного до десяти. [c.140]

Выбор величины коэффициента запаса прочности зависит от состояния материала (хрупкое или пластичное), характера приложения нагрузки (статическая, динамическая или повторно-переменная) и некоторых общих факторов, имеющих место в той или иной степени во всех случаях. К таким факторам относятся [c.118]

На основании данных длительной практики конструирования, расчета и эксплуатации машин и сооружений величина запаса прочности для сталей при статической нагрузке принимается равной 1,4—1,6. Очевидно, меньшие значения следует брать в тех случаях, когда материал более однороден, лучше изучены его свойства, полнее учтены нагрузки, точнее метод расчета и расчетные схемы. [c.119]

Для хрупких материалов при статической нагрузке принимают, как уже отмечалось, коэффициент запаса прочности = 2,5 ч- 3. Коэффициент запаса прочности рассматриваемого стержня лежит и указанных пределах, т. е. стержень при данной нагрузке имеет достаточный запас прочности. [c.125]

При увеличении нагрузки q максимальные напряжения в этих же сечениях прежде всего достигнут предела текучести. Принимая запас прочности по пределу текучести равным п, найдем наибольшую допустимую интенсивность нагрузки из условия прочности [c.499]

Принимая запас прочности равным п, получим наибольшую допустимую интенсивность нагрузки [c.500]

Приведенные выше значения коэффициента трения, свидетельствующие о значительных запасах самоторможения, справедливы только при статических нагрузках. При переменных нагрузках н особенно при вибрациях вследствие взаимных микроемещений понерхиостей трения (например, в результате радиальных упругих деформаций гайки и стержня винта) коэффициент трения суш,ественно снижается (до 0,02 и ниже). Условие самоторможения нарушается. Происходит самоотвинчивание. [c.24]

Кроме того, есть напряжен1 я, связанные с нагрузкой зубьев как консолей и с прогибами зубчатого венца па шарах гибкого подшипника как дискретных опорах. Эти напряжения сравнительно невелики. Они выражаются сложными формулами. Поэтому в приближенных расчетах их учитывают путем некоторого увеличения коэфф11Цнентов запасов прочности. [c.205]

Способы натяжения рем ней. Выше показано, что значение натяжения fo ремня оказывает существенное влияние на долговечность, тяговую способность II к. п. д. передачи. Наиболее экономичными и долговечными являются передачи с малым запасом трепня (с малым запасом F ). На практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, а расчет передачи выполняют по максимальной из-возможных нагрузок. При этом в передачах с постоянным предварительным натяжением в периоды недогрузок излишнее натяжение снижает долговечность и к. п. д. С этих позиций целесообразна конструкция передачи, у которой натяжение ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки, т. е. отношение f(// onst. Пример такой передачи показан на рис. 12.12. Здесь ременная передача сочетается с зубчатой. Шкив / установлен на качающемся рычаге 2, который является одновременно осью ведомого колеса 3 зубчатой передачи. Натяжение 2Г ремпя равно окружной силе в зацеплении зубчатой передачи, т. е. пропорционально моменту нагрузки. Преимуществом передачи является также то, что центробежные силы не влияют на тяговую способность (передача может работать при больишх скоростях). Недостатки передачи сложность конструкции и потеря свойств само-предохранения от перегрузки. [c.231]

При расчете подшипника обычно известны диаметр цапфы d, нагрузка F,. и частота вращения п (или со). Определяют длину подшипника I, зазор. S, сорт масла ([х). Большинством из известных парамет- юв задаются, основываясь на рекомендациях, выработанных практикой, и затем проверяют запас надежности подшипника по режиму жид-К0СТ1ЮГ0 трения. В таком случае можно предложить следующий порядок расчета [c.278]

Винт домкрата путеукладочной машины приводится в движение через червячный редуктор (рис. 16.4). Выяснить исходя из приведенных ниже данных, что ограничивает предельную нагрузку рассматри ваемой конструкции прочность винта, его устойчивость, контактная прочность зубьев червячного колеса или их прочность на изгиб. Винт изготовлен из стали Ст.4, резьба винта трапецеидальная однозаходная по ГОСТу 9484—60, наружным диаметром 44 мм и шагом 8 мм. Свободная длина винта 1,8 м, коэффициент запаса устойчивости [п ] — 4 (при расчете на устойчивость рассматривать винт как стойку, имеющую один конец, защемленный жестко, а второй свободный). Червячное колесо изготовлено из чугуна СЧ 18-36 число зубьев 2 = 38 модуль зацепления = = 5 мм. Червяк однозаходный диаметр делительного цилиндра = 50 мм угловая скорость вала червяка = 48 рад1сек. Недостающие для расчета данные выбрать самостоятельно. [c.262]

На трубчатой детали с внутренним диаметром dg = 28 лш, рассчитанной на растягивающую нагрузку, нарезали резьбу МЗбхЗ взамен предполагавшейся М36х2. Насколько (в процентах) изменился от этой замены коэффициент запаса прочности детали [c.281]

Различают изгибную и крутильную я есткость. При чрезмерном прогибе вала f (рис. 3.10) происходит пезекос зубчатых колес и возникает концентрация нагрузки по длиье зуба. При значительных углах поворота 0 может произойти защемление тел качения в подшипниках. Валы редукторов на жесткость в большинстве случаев не проверяют, так как принимают повышенные коэффициенты запаса прочности. Исключение составляют валы червяков, которые всегда проверяют на изгибную жесткост . для обеспечения правильности зацепления червячной пары. [c.58]

Решение. 1. По данным на с. 130 принимаем допускаемую удельную нагрузку [( ]=19,6 Н/мм, коэффициент трения чугун — кожа / = 0.3 (см. табл. 7.1). коэффициент запаса сценляемости 3=1,4, коэффициент ширины маховика Ч л = 0,2. [c.136]

Проверка валов на кратковременную перегрузку. Кратковременные перегрузки (пиковые нагрузки) могут возникнуть в деталях передач, однако при расчете валов они не учитыва.ются, так как общее число циклов нагружений при перегрузках сравнительно незначительное и в малой степени отражается на усталостной прочности вала. Чтобы исключить опасность малых нластическнх деформаций в этих условиях следует вал проверить по запасу статической прочности [c.282]

Сравнивая с допускаемым значение [s] = l,8 (учтены основные нагрузки без учета динамических), приходим к выводу, что в рассматриваемом сечении вала обнаруживается большой запас усталостной прочности и что не было необходимости выбирать легированную сталь 40ХН, а вместо нее можно принять более дешевую углеродистую. [c.301]

Понятие равнопрочности применимо и к нескольким деталям и к конструкции в целом. Равнопрочными являются конструкции, детали которых имеют одинаковый запас надежности по отношению к действующим на них нагрузкам. Это правило ра,спространяется и йа детали, выполненные из различных материалов. Так, равнопрочными являются стальная деталь с напряжением 20 кгс/мм при пределе текучести СТо,2 = 60 кгс/мм и деталь из алюминиевого сплава с напряжением 10 кгс/мм при с о,2 = 30 кгс/мм . В обоих случаях коэффициент надезкности равен 3. Это значит, что обе детали одновременно придут в состояние пластической деформации при повышении втрое действующих на них нагрузок. Независимо от этого каждая из сравниваемых деталей может еще обладать равнопрочностью в указанном выше смысле, т. е. иметь одинаковый уровень напряжений во всех сечениях.- — [c.107]

Повышенные напряжения растяжения в ленте снижают жесткость, станины в направлении рабочих нагрузок. Деформация скреплвкшойжтанинй под рабочей нагрузкой -при одинаковом запасе прочности гфевыШет [c.405]

Балка прямоуголгного поперечного сечения, защемленная по концам, несет равномерно распределенную по длине нагрузку интенсивности q (рис. 497, а). Определить наибольшую интенсивность этой нагрузки, допустимую согласно расчету по допускаемым напряжениям и по предельному состоянию при одном и том же запасе прочности п. [c.499]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...