Прочность изгиб — Расчет — Формул

Эта формула представляет собой условие прочности при изгибе ее называют также формулой проверочного расчета, так как в таком виде ею пользуются, когда величина изгибающего момента и размеры поперечного сечения балки известны. [c.289]

Таким образом, расчет бруса круглого поперечного сечения на совместное действие изгиба и кручения ведется (по форме) как на прямой изгиб, но в расчетной формуле роль изгибающего момента играет момент эквивалентный, величина которого зависит как от значений изгибающих и крутящего моментов, так и от принятой гипотезы прочности. Для бруса постоянного по длине поперечного сечения опасным, очевидно, является то сечение, для которого эквивалентный момент имеет наибольшее значение. [c.214]

Величина критического напряжения Окр играет такую же роль, как предел прочности ов при расчетах на прочность. Нельзя допускать, чтобы в сжатых стойках возникали напряжения, равные критическим. Поэтому необходимо от критических напряжений, определяемых при большой гибкости по формуле Эйлера, а при малой — по формуле Ясинского — Тетмайера, перейти к допускаемым напряжениям при продольном изгибе. Для этого критическое напряжение делится на коэффициент запаса устойчивости к, который для металлов равен 1,86 для дерева — 2,5 и более. Этот коэффициент учитывает не только запас устойчивости, но и возможный эксцентриситет приложения нагрузки, небольшое начальное искривление стержня, неоднородность материала и др. [c.298]

Таким образом, расчет бруса круглого поперечного сечения на совместное действие изгиба и кручения по форме совпадает с расчетом на прямой изгиб, но в расчетную формулу вместо изгибающего момента входит приведенный момент, величина которого зависит от изгибающих и крутящего моментов, а также от принятой теории прочности. [c.384]

Расчет на выносливость обычно производят в форме проверки коэффициента запаса прочности. При симметричном цикле изменения напряжений (растяжение — сжатие, изгиб, кручение) запас прочности детали определяют по следующим формулам [c.345]

Расчет прочности зубьев на изгиб выполняется приближенно по формулам (10.16) и (10.17) для косозубых цилиндрических колес. При этом принимают длину зубьев Ь — (Бч-Ю) т, а ширину обода колеса Ь os р. [c.207]

Открытые передачи проектируют узкими, с коэффициентом ширины венца колеса 1/д = 0,1...0,2 (см. ниже). Размеры передачи определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. Межосевое расстояние передачи определяют по формуле (9.26). При этом коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колес принимают Kjj -Кр =. [c.187]

Размеры определяют из расчета на контактную прочность зубьев с последующей проверкой на изгиб аналогично расчету закрытых передач. При этом принимают коэффициенты АГ р = Крр — 1 и = Модуль определяют по формуле (9.79) и его расчетное значение увеличивают на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев. [c.211]

Расчет деталей на продольный изгиб. При расчете длинных стержней на сжатие (рис. 1-4) они, кроме проверки на прочность, должны быть также проверены на продольный изгиб (на устойчивость) по формуле [c.23]

Ошибка расчета по формулам табл 34 невелика, они пригодны для практического использования, для преде лов прочности при растяжении и изгибе ошибка не превышает 3 дан/м 1 , а для значений твердости — не более 10 дaн/мм (рис 55) [c.125]

Сплошными кривыми показаны результаты расчетов, по формуле (3.2) и границы 20%-ных отклонений от них. Эти кривые удовлетворительно согласовываются с экспериментальными точками. Расчетные кривые построены так, чтобы показывать несколько меньшую прочность и тем самым сделать поправку на любое влияние размеров, которое может иметь место при изгибе. [c.82]

Анализируя многочисленные экспериментальные данные измерений напряжений и величин разрушающих давлений, можно сделать следующие имеющие большое практическое значение выводы для расчета конструкций из пластичных материалов. При определении предельного разрушающего давления для распорного узла следует исходить только из прочности распорного кольца, основываясь на формулах (39) или (40). При оценке прочности оболочек можно не учитывать напряжения изгиба от краевых усилий. [c.233]

Далее переходят к проверочному расчету зубьев на прочность по изгибу по ранее выведенной формуле (24), т. е. определяют расчетное напряжение в зубьях [c.307]

Как было указано ранее, после расчета зубьев колес зубчатых редукторов на контактную прочность производится проверочный расчет этих зубьев на изгиб, который осуществляется по следующим формулам [c.158]

Если в циклограмме имеются пиковые нагрузки, то производится проверка передачи на прочность активных поверхностей и на изгиб зубьев червячного колеса в соответствии с указаниями 5.4. При удовлетворении размеров передачи условиям прочности переходят к расчету геометрических параметров и размеров для контроля взаимного положения боковых поверхностей витков червяка. Затем вычисляется КПД по формулам (5.8) или (5.8а) и определяются силы в зацеплении червячной передачи по формулам табл. 5.5. [c.103]

Расчету опорного изолятора должен предшествовать расчет электродинамических сил, действующих между токоведущими частями разъединителя. Предположим, что из этого расчета по формуле (5-3) определена сила, действующая на один изолятор разъединителя и равная 1410 П (144 кгс). Для разъединителей внутренней установки запас механической прочности опорного изолятора должен быть не менее 1,5. Принимаем его равным 2. Тогда расчетная нагрузка на изолятор, приложенная к оси ножа, составляет 1410-2=2820 П. Эту величину принимаем за минимальную разрушающую нагрузку на изгиб проектируемого изолятора, приложенную в точке О на рис. 5-7. [c.191]

Рассчитаем зубья передачи на контактную прочность и изгиб. Из расчета зубьев на контактную прочность вычислим межосевое расстояние передачи по формуле (12.61). Определим значения величин, входящих в данную формулу. [c.217]

По формуле (8.12) определяем расчетный коэффициент запаса прочности п при расчете валов и осей на усталостную прочность (выносливость). По формулам (8.13) и (8.14) рассчитывают коэффициенты запаса прочности при учете изгиба и кручения ( о и Пх), по которым затем определяют п. Для расчета и Пх необходимо знать величины 0д и Ха, которые находят по формуле [c.282]

В большинстве случаев размеры шипа лимитируются не условием его прочности на изгиб, а расчетом по среднему давлению между цапфой и вкладышем. Поэтому целесообразнее, не пользуясь формулой (317), определить размеры шипа из расчета на износ (по среднему давлению), а затем произвести проверку на изгиб по формуле (316). [c.540]

При проектировании редукторов для серийного изготовления следует принимать z- , z m и q ъ Соответствии с ГОСТ 2144—66 (см. табл. 5.2). Основные размеры зацепления, получаемые в результате расчета на контактную прочность, следует проверить расчетом зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [c.118]

Расчет гипоидных передач на контактную прочность зубьев и на изгиб зубьев производится по формулам для конических зубчатых колес. Материалы и допускаемые напряжения принимаются такие же, как для зубчатых передач. Для предупреждения заедания следует повышать чистоту поверхности зубьев и применять противозадирную смазку. [c.255]

Расчет механизмов на прочность заключается в проверке цевки на изгиб и в ограничении удельного давления на поверхностях контакта цевки и пазов креста. Аналогичный расчет и формулы для него уже были рассмотрены для кулачковых механизмов в гл. 13, 5. [c.329]

Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчете на прочность по формуле (4.7), принимая =1,75 для колес, изготов- [c.404]

Проверочный расчет выполняют при известных конструктивных размерах вала или оси. При этом оси рассчитывают иа стзтее-ческую прочность при изгибе, а расчет сводят к определению напряжений изгиба по известной методике из курса сопротивления материалов по формуле [c.421]

Расчетным (действительным) является меньщий из коэффициентов запаса, вычисляемых по формуле (XII.20) или (XII.22) либо при кручении соответственно по формуле (XII.21) или (XII.23). В случае расчета на изгиб с кручением в формулу для определения общего коэффициента запаса прочности следует подставлять меньщие из значений и п , вычисляемые, как указано выще. [c.320]

Расчет по формулам (3.122), (3.123) и (3.125) ведут по зубьям того колеса, для которого меньше отношение [орУУр (зубья менее прочны). Целесообразно, чтобы [ т .]l/У rl [a 42/Уi з В этом случае зубья шестерни и колеса и.меют примерно равную прочность на изгиб. [c.353]

Расчет на износостойкость обычно выполняют как проверочный диаметр шипа или шейки намечают конструктивно в соответствии с известным из расчета на прочность диаметром вала (или оси), а длину назначают, ориентируясь на рекомендуемые отношения /ц1 ц=0,4—1,2 (в редких случаях, при специальных самоустанавлива-ющихся подшипниках больше). При неудовлетворительном результате расчета по формуле (3.74) вносят коррективы в размеры и повторяют расчет. Для концевых цапф иногда определяют размеры непосредственно на основе формулы (3.74), задавшись отношением /ц ц, при этом специальной проверки на прочность (шип работает на изгиб при напряжениях, изменяющихся по симметричному циклу) не требуется расчеты показывают, что при выполнении неравенства (3.74) прочность шипа оказывается обеспеченной. [c.381]

Параметры открытых передач, а также закрытых с высокой твердостью активных поверхностей зубьев (>50 HR , их нагрузочная способность лимтируется изгибной прочностью) определяют из расчета зубьев на изгиб, причем основным расчетным параметром является нормальный модуль. Формула для проектного расчета на изгиб имеет вид [c.140]

При косом изгибе расчет на прочность производится обычно по нормальным напряжешзям, возникающим в поперечных сечениях бруса, т. е. как при одноосном напряженном состоянии. Поэтому теории прочности при таком расчете не используются. Касательные напряжения при косом изгибе от каждой из поперечных сил Qy и могут быть определены по формуле Журавского 12%). [c.358]

Расчет на прочность зубьев по напряжениям изгиба. При выводе расчетной формулы принимаются следующие допущения. Зуб рассматривается как балка, защемленная одним концом (рис. 16.2, б). Точка приложения силы к зубу при зацеплении перемещается по рабочему участку профиля зуба. Силу, действующую на зуб, принято рассматривать приложенной к вершине зуба, т, е. когда плечо силы относительно наиболее опасного сечения зуба максимально. Перенеся силу F по линии ее действия в точку А, лежащую на оси симметрии зуба, разложим ее на две составляю1цие окружную Ft и радиальную F силы, из которых первая вызывает изгиб зуба, а вторая — его сжатие. Для определения положения наиболее опасного сечения в действительный профиль зуба вписывают параболу, которая своими ветвями касается точек В и С. Вершина параболы находится в точке А. Параболой ограничено поперечное сечение бруса, равное сопротивлению изгиба, поэтому напряжение в любых сечениях зуба будет меньше, чем в сечении ВС. Следовательно, оно и будет наиболее опасным сечением зуба. Максимальные напряжения (сжатия) в точке С наиболее опасного сечения ВС будут по абсолютной величине равны [c.299]

После выбора подачи рассчитывают на прочность пластинки из твердого сплава, для чего находят соответствующую ей вертикальную силу резания Р , сопоставляют ее с силой резания, допускаемой прочностью пластинки для заданных условий обработки. Если фактическая вертикальная сила резания не превышает допускаемой, то подача выбрана правильно, в противном случае выбранную подачу уменьшают. Проверку выбранной подачи по прочности державки резца производят расчетом державки на изгиб. Силу Рг (кг), допускаемую по прочности державки, определяют по следуюпцш формулам [c.232]

Полагая, что гипотеза о ненадавливании волокон справедлива не только при чистом, но и при поперечном изгибе, мы можем нормальные напряжения в поперечном сечении вычислять при поперечном изгибе по той же формуле, что и при чистом изгибе. Вопрос о проверке прочности балок на касательные напряжения, а также о расчете балок на жесткость будет изложен в последующих параграфах. [c.268]

Последующие теоретические и экспериментальные исследования проволочных канатов, а также наблюдение за их работой на практике еще определеннее показали, во-первых, сомнительность и условность применения для расчета канатов формулы Рело-Баха, а во-вторых, что для прочности и долговечности каната большее значение имеют усталостные контактные напряжения в местах соприкосновения проволок с поверхностью блоков и барабана и проволок между собой. В новом освещении данного вопроса в качестве показателя прочности, вернее, долговечности проволочного каната принято предельное число его изгибов на блоках и барабане до усталостного разрушения проволок. [c.69]

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев увеличивает их жесткость на изгиб, улгеньшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых. [c.147]

Ориентировочный расчех Так называется расчет, производимый толБко на кручение по значительно пониженному допускаемому напряжению (влияние изгиба не учитывается на этой стадии расчета). Условие прочности вала на кручение выражается формулой [c.222]

Расчет частей сухопарника на прочность распадается на расчеты самога барабана, укрепления крышки, укрепления барабана и подклепки. Расчет самой крышки обычно не производится, и толщина ее берется на основании опытных данных. Действительно, выпуклость крышки значительно уменьшает напряжение на изгиб, при чем по мере увеличения выпуклости напряжение на изгиб уменьшается наличие некоторой упругости в месте соединения крышки с барабаном не позволяет пользоваться полуэмпирическими формулами Баха для расчета крышек, тем более, что Бах рассматривал только простейшие плоские крышки. Наши паровозы сер. Э , Э , Э , С , С , М , Л и др. имеют литые крышки толщиной 25—32 мм при диаметрах колпаков около 700 мм наличие штампованной крышки у мощных котлов позволяет несколько уменьшить толщину или выпуклость при прочих равных условиях. Крышки сухопарников паровозов сер. ФД и ИС имеют толщину 30 мм при значительно меньшей выпуклости правда, и диаметр крышки (560 по кольцу медной проволоки) здесь меньше, но давление пара несколько больше, чем у перечисленных выше паровозов. [c.121]

Подобрав согласно изложенному расчету сечение дышла, делаем проверку дышла на продольный изгиб по второму случаю формулы Эйлера. Запас прочности относительно оси X должен (эыть [c.404]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...