Напряжения изгиба определение

Указание. Сечение шпонки выбрать самостоятельно. Припять, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения — по пульсирующему. При определении коэффициента запаса прочности для сечения под серединой подшипника, учесть концентрацию напряжений от напрессовки. [c.208]

Если расчеты выполнены на выносливость рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям с определением d[ или а, числом зубьев можно задаваться и выполнять проверочные расчеты на изгиб. Исключение составляют передачи коробок скоростей и подач, для которых числа зубьев колес определяются из кинематического расчета [37]. [c.110]

Для определения напряжений изгиба примем, что сила Р приложена посередине высоты шлица. Напряжение изгиба в опасном сечении у основания шлица [c.261]

ИЗГИБ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ [c.132]

В общем случае изгиба (при поперечном изгибе) в поперечных сечениях балки возникают изгибающие моменты и поперечные силы. Наличие изгибающего момента связано с возникновением в поперечных сечениях балки нормальных напряжений, для определения которых можно пользоваться формулой (У1.8) (см. 52). [c.153]

ДЛЯ удовлетворения граничным условиям необходимо к частному решению w = добавлять решение однородного уравнения, которое затухает на длине порядка X. Таким образом, общая картина поведения круговой цилиндрической оболочки под действием осесимметричной нагрузки рисуется следующим образом. На большей части длины оболочки в ней реализуется безмоментное напряженное состояние. Изгиб проявляется лишь вблизи концов и в местах резкого изменения нагрузки он носит характер краевого эффекта, т. е. область, где напряжения изгиба существенны, простирается лишь на некоторую определенную длину порядка Я. [c.423]

Расчет зубьев зубчатых колес на прочность по напряжениям изгиба сводится к определению величины модуля зацепления. [c.213]

Используя зависимость (20.25) и связь между вращающим моментом и окружной силой, найдем соотношение для определения напряжений изгиба в зубе шестерни [c.371]

Напряжения изгиба в сечении 1—1 при Л1 з j, полученном из (V.68), определяют по (V.57). Момент от центробежной силы в диагональных турбинах разгружает корневое сечение, что имеет большое значение при разгонной частоте вращения и практически не сказывается при пуске, когда момент от гидравлической силы достаточно велик. Поэтому после определения напряжений по (V.57) надо также определить пусковые напряжения при С = О, которые, учитывая их кратковременность, можно допустить большими примерно на 20%. Напряжения растяжения в сечении 1—I определяются из выражения [c.164]

Подставив эти значения в формулу (3.48), получим расчетную формулу для определения напряжений изгиба зубьев [c.300]

В первом из двух рассмотренных выше случаев система может рассматриваться как линейная. Для нее в соответствии с принципом независимости действия сил определение напряжения при плоском изгибе, происходящем от совместного действия продольных и поперечных сил, должно делаться так во-первых, в результате переноса всех внешних сил (включая силы опорных реакций) в центр тяжести площади рассчитываемого поперечного сечения определяются внутренние силовые факторы М, С) М во-вторых, нормальное напряжение Отах в наиболее удаленном и, следовательно, наиболее напряженном волокне определяется как алгебраическая сумма (рис. 5.15, е) напряжения растяжения (сжатия) (рис. 5.15, г) и напряжения изгиба (рис. 5.15, д), т. е. как Отах = сж— или [c.134]

Определение напряжений изгиба. Лопатка рассматривается как консольная балка с жестко заделанным концом и с равномерно распределенной по длине изгибающей нагрузкой. [c.277]

Расчет на усталостную прочность. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запасов прочности в предположительно наиболее опасных сечениях. При работе валы испытывают циклические напряжения. Принимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по отнулевому (пульсирующему) циклу (см. рис. 13.1, б). [c.387]

Полученные при расчетах величины сравнить. Если Жд > Mq, то для определения напряжения изгиба в расчет прин мается Мо - [c.389]

Следует отметить, что модуль изгиба фторопласта-4 после 100-часовой выдержки под напряжением 70 кГ смР- проходит через максимум при степени кристалличности от 75 до 80%. Это объясняется тем, что при увеличении степени кристалличности полимера повышается его устойчивость к деформации. Однако при высокой степени кристалличности наблюдается тенденция к концентрации напряжений в определенных местах, что приводит к более низкому значению кажущегося модуля после действия нагрузки. Образцы фторопласта-4 с очень высокой степенью кристалличности характеризуются очень низким пределом текучести, причем в отличие от других кристаллических полимеров предел текучести с ростом степени кристалличности не увеличивается, а остается почти постоянным при комнатной температуре. При более низких температурах предел текучести с увеличением степени кристалличности снижается. [c.14]

Несущие канаты. Исследования выносливости несущих канатов проводились на канатах закрытого типа диаметром 36—42 мм при нагрузках и натяжениях, близких к действительным. По канату длиной 6 м перемещалась одно- или двухколесная тележка и изучалось влияние на долговечность каната величины запаса прочности, формы и материала обода колеса, величины давления на колеса и неравномерности нагрузки их [1—5]. Испытания велись до разрушения одной трети наружных проволок. Попутно проводилось также тензометрическое определение напряжений изгиба в наружных проволоках каната. [c.161]

Формулы для определения допускаемых напряжений изгиба. Допускаемое напряжение изгиба при работе зуба только одной стороной следует определять по формуле [c.273]

Если штанга имеет убывающее сечение по обе стороны, то проверку производят для сечения и у задней головки, считая силу инерции по максимальному сечению штанги. Графический (более точный) способ определения напряжений изгиба от сил инерции основан на методе построения верёвочного многоугольника [21]. [c.334]

Цанги. Полный расчёт цангового зажима включает определение усилия включения, проверку напряжения изгиба при зажиме прутка минимального диаметра, расчёт компенсаторной пружины, предохраняющей от обрыва цанги при зажиме прутков максимального диаметра, проверку удельного давления на конусной опорной поверхности губок и проверку зажимной поверхности прутка. [c.206]

В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов Кр и Кр не учитьшают. [c.21]

Поломка зубьев (рис. 8.11). Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике наблюдается выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают два вида поломки зубьев поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или учетом перегрузок при расчете) усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.). Общие меры предупреждения поломки зубьев — увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев, термообработка, наклеп, уменьшение концентрации нагрузки по краям (жесткие валы, зубья со срезанными углами — см. рис. 8.13, ж, бочкообразные зубья — см. рис. 8.14, в и пр.). [c.105]

Проверить прочность винтов стяжного устройства, рассмотренного в предыдущей задаче, учитывая, что винты, кроме рас яжения и кручения, испытывают изгиб от усилия, приложенного к воротку, которым поворачивают муфту. Расчет выполнить по гипотезе энергии формоизменения. Материал винтов — сталь Ст. 3 (dj. = 240 Мн1м ) требуемый коэффициент запаса прочности п] = 2,5. Принять, что усилие, изгибающее каждый из винтов, равю 100 н винт при определении напряжений изгиба уассматри-ват как балку длиной I = 200 мм, защемленную одиим концом. [c.68]

Указание. Принять, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по пульсирующему. При определении коэффициента запаса прочности для сечения А—А принять, что соответствующая часть вала рабогает только на кручение. При определении коэффи- [c.207]

Решение. 1. Из табл. 8.12 следует, что одну и ту же мощность при данной скорости можно передать ремнями сечений О, А, Б. Целесообразно брать меньшие сечения, так как при принятом диаметре меньшего шкива Di можно получить большие значения отношения DJh, а следовательно, понизить напряжения изгиба и существенно увеличить долговечность ремней. Для определения оптимальных параметоов передачи производим расчеты для всех этих сечений. [c.164]

Для определения концентрации напряжений воспользуемся диаграммой (рис. 279), изображающей эффективный коэффициент концентрации напряжений для прнзматвческоГо стержня из прочной стали по осредненным данным ряда авторов в зависимости ог р = г/Ь. Принятое обозначение р// = у/Н связано с величиной соотношением рд = иру Как видно Из выражений (22) и (24), напряжения изгиба и смятия определяются только относительной шириной шлица и и относительным радиусом галтели р /. Число шлицев и абсолютные их размеры не имеют значения. Соединения с малым числом крупных шлицев и с большим числом мелких шлицев (рис. 280,д) равнопрочны, если профили шлицев геометрически подобны. [c.261]

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]

Допускаемые напряжения изгиба [а,, ] для зубьев червячного колеса устанавливаются в зависимости от материала, способа отливки и характера нагружения (реверсивное, нереверсивное). Значения [а д ] при базе испытаний Np - = 0 циклов нагружений приведены в табл. 8.7. Для определения значения допускаемого напряжения изгиба при расчетном числе циклов TVjj. табличное значение [а g ] следует умножить на коэффициент долговечности Уд,, равный [c.181]

Ставя своей задачей только определение нормальных напряжений изгиба, в основу теории достаточно положить предполо-жевие о том, что плоские до деформации поперечные сечения балки остаются носле деформации плоскими и ортогональными к изогнутой оси. Теория изгиба, следующая из этого иредноло-жения, носит название технической теории или теории Бернулли — Эйлера. Точная теория изгиба, ностроенная Сеи-Венаном для случая, когда балка загружена сосредоточенными силами, а также немногочисленные (чрезвычайно громоздкие) решения задач об изгибе распределенной нагрузкой убеждают нас в том, что хотя закон плоских сечений и не соблюдается, полученные на основе его выводы оказываются весьма точными (если, конечно, h/l<. 1). [c.78]

Если fli и l определены из уравнений (г), две системы уравнений (б) и (в) тождественно совпадают, и для определения оставшихся шести постоянных мы имеем только четыре уравнения. Необходимые два дополнительных уравнения получаются из рассмотрения перемещений. Члены во второй строке выражения (80) представляют функцию напряжений для некоторой комбинации простого радиального распределения и поля напряжений изгиба в криволинейном стержне (рис, 46). Накладывая общие выражения для перемещений ) в этих двух случаях, а именно используя уравнения (ж) (стр. 100) и (р) (стр. 102) и подстанляя ai/2 вместо —Я/я в (ж) и i вместо D в (р), находим следующие многозначные члены в выражениях для перемещений и и v [c.147]

В качестве другого примера применения принципа минимальной энергии к двумерным задачам для прямоугольных областей рассмотрим балку с очень широкими полками (рис. 135). Такие балки очень часто встречаются в железобетонных конструкциях и в конструкциях корабельных корпусов. Элементарная теория изгиба предполагает, что напряжения изгиба пропорциональны расстоянию от нейтральной оси, т. е. что напряжения по ширине полки не меняются. Однако известно, что если при изгибе ширина полки очень великя, части полок, удаленные от стенки балки, не вносят полного вклада в момент сопротивления, и балка оказывается слабее, чем это следует из элементарной теории изгиба. Обычно при определении напряжений в таких балках действительную ширину полок заменяют некоторой приведенной шириной таким образом, чтобы элементарная теория изгиба, примененная к приведенному сечению, давала корректные значения максимальных напряжений изгиба. Эта приведенная ширина полок называется эффективной шириной. Дальнейшие рассуждения дают теоретическую основу для определения этой эф41сктивной ширины. [c.272]

При определении касательных напряжений изгиба 1) пренебрегают искривлениями e4eHiffi 2) предполагают, что по ширине сечения напряжения распределяются равномерно. [c.200]

Заменяем в этой формуле выражение в скобках на 1/у, подставляем в нее iVi2 = os а = 1)/а1ц os а, вводим коэффициенты и /Сд и получаем формулу для определения расчетных напряжений изгиба в опасном сечении зуба (МПа) [c.178]

Система ypamieiniii для определения нормальных напряжении изгиба II растяжения стержня и ее упрощение. Эта система получается путем подстановки зиачеиия о из соотпошепия (5) в уравнения равнонеспя (0) —(8). Для общности будем считать, что модуль упругости Е и температура Т не одинаковы в различных точках сечения. [c.223]

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]

Толщина стенки трубы с прибавкой С не должна быть меньше толщины, предусмотренной соответствующими ГОСТ или ТУ на трубопроводы. Трубопроводы, испытывающие больщую весовую нагрузку, должны быть проверены на изгиб. Величина напряжения от изгиба, определенная по формуле [c.96]

Поскольку сильное демпфирование обычно достигается в том случае, когда демпфирующий материал подвергается большим циклическим деформациям, то становится важным оптимальное расположение демпфирующего материала на колеблющейся койструкции. Поэтому для определения мест возникновения максимальных напряжений изгиба необходимо знание представляю- [c.284]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...