Гибка изгибающие моменты

Энергосиловые характеристики гибки (изгибающий момент, деформирующее усилие), равно как и упругие деформации заготовки, возникающие после снятия нагрузки, определяют применительно к определенной стадии процесса гибки в связи с тем, что по мере уменьшения радиуса изгиба изменяются напряженно-деформированное состояние очага деформации, значения возникающих напряжений и радиус кривизны нейтральной поверхности. [c.88]

Выясним форму кривой провисания нити. С этой целью запишем уравнение для изгибающего момента в каком-либо сечении (рис. 146, б). Поскольку нить совершенно гибкая, то во всех ее сечениях изгибаюш ий момент равен нулю [c.150]

Отличие этого уравнения от уравнения (4.14) заключается не только в том, что здесь сохраняется нелинейный член У в знаменателе. Для гибкого стержня выражение Л4 зг должно составляться с обязательным учетом перемещений, возникающих в стержне, что при обычном построении эпюр моментов не делается. Указанная особенность гибких стержней наглядно иллюстрируется примером консоли (рис. 153). Видно, что с ростом прогибов вертикальная сила Р получает горизонтальное смещение. В результате этого изгибающий момент в каждой точке бруса изменится на некоторую величину, зависящую как от местного горизонтального смещения, так и от горизонтального смещения точки приложения силы Р. [c.143]

Внецентренно растянутый или сжатый брус, при расчете которого можно не учитывать дополнительные изгибающие моменты, равные произведениям продольных внешних сил Р на прогибы 5, называется жестким, а брус, при расчете которого их следует учитывать,— гибким. [c.364]

Уравновешивание сил инерции гибких роторов противовесами можно производить по методике, аналогичной приведенной выше для жестких роторов. В качестве критерия неуравновешенности принимают обеспечение минимальных изгибающих моментов. Неуравновешенность роторов устраняют с помощью специальных балансировочных станков. [c.109]

Особенность балансировки гибкого ротора состоит в том, что плоскости коррекции не могут быть выбраны произвольно. По методическим указаниям к ГОСТ 22061—76 можно установить расчетом оптимальные плоскости коррекции. Корректирующие массы, установленные в оптимальных плоскостях коррекции, вызывают в теле ротора минимальные изгибающие моменты и позволяют при балансировке на частоте вращения ниже первой резонансной сохранить достигнутую уравновешенность в широком диапазоне частот вращения. [c.132]

Гибкие муфты (рис. 31-13, в) применяют в случае, когда необходимо обеспечивать свободное перемещение соединяемых валов при тепловых расширениях. Эти муфты не передают вибрации и изгибающие моменты. [c.354]

С уменьшением поперечных размеров брус теряет способность воспринимать изгибающие моменты. В этом случае целесообразно принять, что его жесткости на изгиб, кручение и на сжатие равны нулю, и что он способен работать только на растяжение. Так рождается схема гибкой нити. Ее дальнейшим развитием является схема гибкой сети. Аналогичные обстоятельства позволяют создать схемы мембраны и гибкой оболочки, способных работать только на растяжение. [c.23]

Например, при тех же малых прогибах изменение формы будет иметь существенное значение, если гибкая консоль нагружена не поперечной, а продольной силой Р (рис. 27). Здесь изгибающий момент в сечении А может быть определен только с учетом возникающих прогибов балки. [c.53]

Рассмотрим гибкий стержень, подверженный одновременному действию двух нагрузок поперечной и значительной по величине продольной (рис. 1.55). При действии на такой стержень лишь силы Р г он испытывает только растяжение. Если же на стержень действует одна лишь сила Pj , то стержень изгибается, имея прогиб на конце консоли v (/). При одновременном действии сил Ру и Piy изгиб стержня происходит с меньшими прогибами на конце стержня вместо V (I) будет и (/) у (/) < v (/), так как сила Pi. создает изгибающий момент, равный Р , Iv (/) — о (г)], имеющий знак, противоположный знаку изгибающего момента, создаваемого силой Ply- Ргу I - Z), [c.89]

На фиг. 6. 10—6. 17 показаны суммарные изгибающие моменты в гибком роторе от различных видов неуравновешенности и некоторых систем уравновешивающих грузов, определяемых по условию (6. 64). Эпюры изгибающих моментов от этих сил построены раздельно алгебраические суммы показаны штриховкой. [c.215]

Рассмотрение суммарных эпюр моментов показывает принципиальную возможность такого уравновешивания гибкого ротора, при котором, с одной стороны, будут устранены динамические реакции в опорах, а с другой, — значительно уменьшены изгибающие моменты. Наилучший результат уравновешивания с помощью ограниченного числа грузов достигается для тех гармоник разложения неуравновешенности, которые имеют порядок, одинаковый с порядком ближайшей высшей критической скорости (см. фиг. 6. 10 и 6. 12). При этом число уравновешивающих грузов должно быть не меньше числа полуволн уравновешиваемой гармоники или порядкового номера ближайшей критической скорости, для нечетных гармоник — нечетной, для четных гармоник — четной, [c.216]

Другим, не менее важным вопросом, является вопрос об изгибающих усилиях в гибком роторе при его уравновешивании. Известно, что уничтожение динамических реакций опор не устраняет изгибающих усилий в самом роторе, если уравновешивающие грузы не повторяют в точности имеющуюся неуравновешенность. В некоторых случаях, особенно при малом числе уравновешивающих грузов, устранение реакций сопровождается сильным увеличением изгибающих моментов в роторе. Если для уравновешивания применяется только пара грузов, то увеличение изгибающих усилий в роторе становится особенно опасным. [c.227]

Основой большинства существующих методов определения неуравновешенности гибких роторов являются замеры вибраций его опор. Наличие нечувствительных скоростей и ряд других причин при измерениях на опорах не могут дать четкой картины распределения неуравновешенности и не характеризуют в достаточной мере вибрационное состояние ротора. Поэтому одним из критериев сбалансированности гибкого ротора является сведение к минимуму изгибающих моментов в роторе. Более полную информацию о динамическом состоянии ротора можно получить с помощью тензодатчиков, наклеенных на тело ротора в ряде исследуемых сечений. Тензодатчики дают возможность определить как динамические напряжения, возникающие в роторе, так и [c.57]

Используя полученные значения постоянных (8) и (18), получаем выражения, определяющие прогибы, изгибающие моменты и перерезывающие силы гибкого ротора [c.88]

Продольно-поперечный изгиб (изгиб происходит в главной плоскости). В гибком брусе прогибы v соизмеримы с размерами поперечного сечения и на чальным эксцентриситетом е = i/q и даю дополнительный эксцентриситет про дольной силы N из-за изгиба (фнг. 67 Полный изгибающий момент М в сече НИИ X при деформации складывается из [c.106]

Вес уплотнительного кольца, консольно закрепленного на сильфоне, обусловливает появление изгибающего момента. При большой величине этого момента у сильфона может возникнуть тенденция к потере устойчивости (боковой прогиб). Но во многих конструкциях сильфон поддерживается дополнительной пружиной. Обычно во избежание потери устойчивости принято назначать рабочую длину сравнительно гибкого и не усиленного пружиной сильфона, не превышающую его наружный диаметр. [c.109]

При фиксированной скорости для гибкого ротора с произвольной неуравновешенностью, как и для жесткого ротора, можно двумя балансировочными грузами в двух заранее заданных плоскостях исправления обратить в нуль динамические реакции на опорах. Влияние балансировочных грузов на прогибы и изгибающие моменты может быть различным. [c.140]

Ограничить задачу балансировки гибкого ротора устранением динамических реакций для фиксированной скорости нельзя, даже если за эту скорость принять рабочую или максимальную скорость вращения. Динамические реакции могут быть недопустимо большими на более низких, но критических скоростях, не гарантируются и необходимые ограничения прогибов и изгибающих моментов н на рабочей скорости вращения, ни при подходе к ней. [c.141]

При обобщении понятия балансировки для гибкого ротора приходится требовать улучшения общего вибрационного состояния, т. е. компенсации динамических реакций, изгибающих моментов и динамических прогибов, притом не на одной фиксированной скорости, а в диапазоне скоростей. [c.141]

Осуществление балансировки гибкого ротора в два этапа позволяет провести для всего заданного диапазона скоростей компенсацию динамических прогибов, изгибающих моментов и динамических реакций в столь полной мере, насколько полной мы принимаем динамическую балансировку жестких роторов с использованием двух плоскостей исправления. Это — естественное обобщение уравновешивания жесткого ротора на случай гибкого ротора в постановке задачи и в последовательности операций. [c.160]

Действие некоторых типов нагрузок на гибкий ротор. С учетом выражений (14) и (22) прогибы, изгибающие моменты и реакции двухопорного ротора при действии произвольной неуравновешенности равны [c.64]

Идеально гибкая нить - расчетная модель в виде тонкого стержня, обладающего нулевой жесткостью на изгаб и способного работать на растяжение (рис. 8.1.13). Формула для определения кривой провисания нити, нагруженной вертикальной нагрузкой д, получена из условия равенства нулю изгибающего момента в произвольной точке К нити [c.23]

Например, система из трех стержней, соединенных жесткими узлами (рис. 8.10.1, а), геометрически неизменяема и статически определима. Отбрасывание любой из трех связей превращает ее в мех изм. Пренебрегая деформациями стержней,",BIS уравнений равновесия системы можно определить опорные реакции, а затем методом сечений - внутренние силы, например, изгибающие моменты. В случае гибких стержней и больших перемещений системы (рис. 8.10.1, б) нельзя найти реакции и внутренние силы без определения перемещений. [c.75]

Во всех случаях наблюдается появление локального изгибающего момента, действующего на опору вблизи границы ее контакта (отмеченной пунктирным лучом) с корпусом сосуда давления. Этот эффект впервые, видимо, подмечен в работе [1 ] при рассмотрении контактной задачи для двух круговых пластин и связан с невозможностью удовлетворения граничным условиям по моментам на стыке контактирующей и свободной от нагрузки частей гибкого элемента. [c.533]

Наличие изгибающего момента означало бы, что он воспринимается внутренними силами в сечении, что невозможно для гибкой нити (любое сечение нити можно считать шарниром). [c.384]

Приведенные уравнения действительны при Го > Го. пр (см. табл. 1). При изгибе на относительный радиус, меньший Го. 1ф, относительный изгибающий момент т увеличивается незначительно и поэтому при расчетах можно принимать его наибольшее значение, определяемое при Го. пр-При гибке в горячем состоянии изгибающий момент рекомендуется определять приближенно по уравнению [c.337]

Область сечения, находящаяся в упругом состоянии, оказывает заметное влияние на только при относительно малой кривизне гибки. Так, при ато = 200 МПа р (в0 = 0) = рц s/рц = 0,01 погрешность вычисления по формуле (15) составляет не более 1%, а при s/рц = 0,005 —до 4%. Для вычисления изгибающего момента с учетом области сечения, находящейся в упругом состоянии, формула (15) принимает вид [c.61]

Гибка под действием поперечной силы. Изгибающий момент в поперечном сечении заготовки, возникающий под действием поперечной силы Р, прямо пропорционален плечу I действия силы М = Р1. Ъ сечении действуют нормальные н касательные напряжения, развиваются продольные, поперечные н угловые деформации. В результате этих деформаций происходит изменение кривизны заготовки. [c.80]

ПО формуле (65). По заданной кривизне детали, т. е. по заданной остаточной кривизне, кривизну инструмента (в нагруженном состоянии) подсчитывают по формуле (63). Пружи-нение на участках некруговой гибки, на которых изгибающий момент и кривизна являются функциями координат точки, может быть найдено численно по формулам (61), (64), (66). [c.97]

Затем по формуле (104) можно определить относительную протяженность отрезка ПГ. При вычислении должно быть учтено, что изгибающий момент достигает значения, соответствующего кривизне 1// п- когда угол а = = 10—15°. Если гибка заканчивается при аи > т, вместо принимают значение ПМ = I (76) при заданном значении а = аи. [c.99]

Вопросы внеиентренного растяжения и сжатия, расс.мотренные в гл. IV, относились к коротким и жестким стержням. Иначе выглядит эта задача применительно к гибким стержням. В этом случае ось стержня под действием внецеитренной нагрузки может существенно искривиться, и при определении р изгибающих моментов необходимо будет учитывать- прогибы стержня. [c.454]

Расчет гибких стержней, работающих на сжатие с изгибом, проводится по деформированной схеме в дополнение к изгибающему моменту от поперечных нагрузок М учитьшается еще и изгибающий момент от продольной сршы (N y), т.е. изгибающий момент можно определить как сумму двух моментов [c.97]

Позже эти арочные конструкции Шухова были применены и развиты другими инженерами и архитекторами. В 1916 г. при строительстве ангара из железобетона французский архитектор Фрезине использовал для опалубки арки параболического очертания, которые были усилены при. омощи гибких тяг (рис. 106). Чтобы избежать выпучивания арки в начале бетонирования из-за большой нагрузки, в нижней части было предусмотрено большее количество затяжек. Согласно монографии Ковельмана посвященной теории арочных ферм, в те годы, когда В. Г. Шухов начал применять арочные конструкции, еще не были найдены элементарные способы расчета стержневых систем подобного типа. Это, на наш взгляд, лишь подчеркивает значимость проведенных Шуховым исследований. Разработанный им метод расчета, как указывалось выше, имел некоторые допущения, в частности принятие шарниров в местах прикрепления наклонных тяг. Однако принятое допущение приводило к получению несколько завышенных значений изгибающих моментов в арке и в конечном счете к небольшому запасу прочности. [c.60]

Если в коэффициентах a - a , b -b выражений (4.37) не учитывать продольные силы F = р2= 0), то уравнение (4.38) будет описывать модель жесткого стержня, когда максимальные прогибы лежат в пределах (1/100 -1/1000) . При больших прогибах продольные силы F, Fj оказывают влияние на изгибающий момент и поперечную силу. В этой связи в таблице 4.4 приведены критические силы по двум моделям стержня - жесткой (F ) и условно гибкой (Fg), а также при разных отношениях высоты и ширины сечения. Плогцадь сечения Ъ h = 0,01 м при этом не изменялась. Данные таблицы 4.4 позволяют сделать ряд интересных выводов. [c.230]

Пример 13.4. Гибкая стальная стойка двутаврового сечения 120 (f=26,8 см , / = 115см , PFj = 23,l см ) внецентренно сжата силой N, приложенной с эксцентриситетом е в плоскости Оху (рис. 13.16). Предел текучести стали (7 = 240 МПа, допускаемое напряжение [а] = 160 МПа. Определим прогиб / на верхнем конце стойки, изгибающий момент в заделке и величину наибольших сжимающих напряжений в зависимости от величин сжимающей силы N и эксцентриситета е. [c.284]

Сопоставляя формулы (21.1) и (28.12), мы видим, что приняв принцип независимости действия сил (глава XXI), мы пренебрегли дополнительным изгибающим моментом от действия продольных сил и напряжениями PfjW. Принцип независимости действия сил прн совместном действии поперечных и продольных сил, строго говоря, вовсе неприменим. Лишь при достаточной жесткости изгибаемого стержня и малости прогиба / пренебрежение третьим членом формулы (28.12) не вносит серьезных погрешностей. Для стержней же гибких пренебрежение участием продольных сжимающих сил в деформации изгиба может повести к серьезным ошибкам при определении напряжений. [c.481]

Уменьшение реакций в опорах не всегда уменьшает изгибающие усилия в гибком роторе. Поэтому при балансировке гибких роторов решаются две основные задачи по результатам измерений упругой лииии или реакций при вращеиии ротора определяется закон распределения дисбалансов. Для ротора, распределение дисбалансов которого иайдено, определяют, где, в каком порядке и количестве нужно установить корректирующие массы, чтобы устранить реакции опор, снизить изгибающие моменты в гибком роторе и обеспечить его сбалансированность в некотором диапазоне скоростей. [c.62]

Эквивалентные системы корректирующих масс [72]. Идеальное распределение корректирующих масс для полной балансировки гибкого ротора во всем диапаюне скоростей должно точно повторять форму распределения и величину неуравновешенных масс. Практически такую балансировку осуществить невозможно, так как неизвестны точное расположение и величина неуравновешенных масс и не всегда возможно должным образом распределить корректирующую массу по длине ротора. Поэтому необходимо выбирать эквивалентные системы корректирующих масс, 1. е. такие системы, которые, не повторяя точно неуравновешенность ротора, имеют в определенном диапазоне скоростей приблизительно такой же закон изменения реакций, как и начальная неуравновешенность. Применение эквивалентных систем корректирующих масс обеспечивает сбалансированность ротора в заданном диапазоне скоростей. Теоретические исследования показывают, что при этом существенно снижаются и изгибающие моменты. [c.70]

ТОГО, при полете вперед периодически изменяются с периодом 2n/Q. Это создает серьезную проблему для конструкторов необходимо каким-то способом уменьшить изгибающие моменты в комлевых частях и снизить напряжения в лопастях до допустимого уровня. Если лопасти жесткие, как у пропеллера, то все аэродинамические нагрузки воспринимает конструкция. У гибких же лопастей под действием аэродинамических сил возникают значительные изгибные колебания, в результате которых аэродинамические силы могут изменяться так, что нагрузка лопастей существенно снизится. Таким образом, при полете вперед азимутальное изменение подъемной силы лопасти вызывает ее периодическое движение с периодом 2n/Q в плоскости, нормальной к плоскости диска (плоскости взмаха). Это движение называют маховым. С учетом инерционных и аэродинамических сил, обусловленных маховым движением, результирующие нагрузки лопасти в комлевой части и момент крена, передающийся на фюзеляж, существенно уменьшаются. Обычно для снижения нагрузок втулки несущих винтов снабжают горизонтальными шарнирами (ГШ). При маховом движении лопасть поворачивается вокруг оси ГШ как твердое тело (см. рис. 1.4). Так как на оси ГШ момент равен нулю, на фюзеляж он вообще не может передаться (если относ оси ГШ от оси вращения равен нулю), а изгибающие моменты в комлевой части лопасти должны быть малы. Несущий винт, у которого имеются горизонтальные шарниры, называют шарнирным винтом. В последнее время на вертолетах с успехом применяют несущие винты, не имеющие ГШ и называемые беешарнирными. При использовании высококачественных современных материалов комлевую часть лопасти можно сделать прочной и в то же время достаточно гибкой, чтобы обеспечить маховое движение, которое снимает большую часть нагрузок в комле лопасти. Вследствие значительных центробежных сил, действующих на лопасти, маховые движения у шарнирных и бесшарнирных винтов весьма сходны. Естественно, нагрузка комлевой части лопасти у бесшарнирных винтов выше, чем у шарнирных, а увеличение момента, передаваемого на втулку, оказывает значительное влияние на характеристики управляемости вертолета. В целом маховое движение лопастей уменьшает асимметрию в распределении подъемной силы по диску винта при полете вперед. Поэтому учет махового движения имеет принципиальное значение в исследовании аэродинамических характеристик несущего винта при полете вперед. [c.155]

Приведенные уравнения изгибающего момента действительны при изгибе с расстоянием между опорами L 6/г. При менъшем расстоянии при расчетах усилия гибки следует исходить из величины поперечной силыг [c.338]

Система внешних сил обеспечивается при нагружении с помощью оправок, профилирования рабочих поверхностей гибочных и вспомогательных роликов, рабочих поверхностей копиров и нажимных колодок и т. д. Если же гибка выполняется под действием только одного компонента jMj изгибающего момента, форма сечения не сохраняет исходные очертацря, а центральная линия не является плоской круговой кривой (рис. 10, б), так как соответствующая система внутренних сил и моментов существенно отличается от рассмотренной. [c.80]

Некруговая цилиндрическая и иеци-лиидрическая гибка. Гибка является некруговой, если кривизна изгиба непостоянная по углу 0. Непостоянны по углу 0 и внешние нагрузки (изгибающий момент, продольные и поперечные силы и т. д.). [c.80]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...