Напряжение плоское на валы

Врезная шпонка в поперечном сечении имеет форму прямоугольника, а торцы ее скругленные или плоские. На валу и во втулке делают канавки для шпонки. Этим пазом сечение вала ослабляется на 6—10%. Помимо этого, в углах шпоночной канавки возникают значительные местные напряжения. Шпонка дает возможность обеспечить надежное соединение деталей для передачи значительного крутящего момента. [c.488]

В призматических соединениях крутящий момент передается напряжениями смятия на плоских поверхностях вала — лысках и гранях (рис. 307). [c.281]

Шпонки с закругленными концами обычно размещают па валу в пазах, обработанных пальцевой фрезой (рис. 9, а), плоские концы шпонок помещают вблизи деталей (концевые шайбы, кольца и т. д.), препятствующих осевому перемещению шпонок (рис. 9, б). При наличии таких ограничителей пазы можно обрабатывать дисковой фрезой, что технологичнее и дает меньшую концентрацию напряжений у вала (рис. 9, в). Отсутствие ограничителя недопустимо, так как может привести к повреждениям при напрессовке детали из-за заклинивания шпонки (рис. 9, г). Шпонки с плоскими концами удобно использовать для крепления против проворачивания на валу втулки (рис. 9, д). [c.372]

Плоский диск радиуса R толщиной, равной единице, неподвижно закреплен на вале радиуса г. На контуре диск загружен равномерным потоком касательных напряжений т (см. рисунок). [c.51]

Скручиваемый вал переменного диаметра. Решение дифференциального уравнения для функции напряжений производится на электрической плоской модели с проводящей пластинкой переменной толщины [74], 180] или на сеточной модели из омических сопротивлении [87]. Используется аналогия между электрическим потоком и силовыми потоками внутри вала. На модели измеряют потенциалы вдоль контура и по внутренним точкам. Коэффициент концентрации находится как отношение градиентов потенциалов в зоне концентрации и в месте номинальных напряжений. Погрешность ДО 2%. [c.608]

Уплотнительные элементы могут, вообще говоря, быть спроектированы так, что при заданных рабочих условиях они обеспечивают создание на поверхности вала требуемых контактных давлений. Однако в связи с изменением температуры напряжение в материале меняется и с течением времени ослабевает. Поэтому для сохранения необходимой нагрузки на вал обычно применяются пружины. Они могут быть плоскими или кольцевыми-спираль-ными. [c.27]

Во время натягивания манжеты на вал замечено образование складок в виде гофров на внешней части плоского кольца. При дальнейшем распрямлении ее на плоскость и закреплении шпильками образовавшиеся гофры вызывают в материале неравномерное распределение напряжений и местное ослабление контакта рабочей кромки. Указанное явление происходит более заметно при малых размерах, и поэтому применение манжет, изготовленных из плоских резиновых колец с внутренним диаметром менее 300— 400 мм, не рекомендуется. [c.76]

Прочность деталей соединения. После сборки соединения на поверхности контакта (на посадочной поверхности) деталей соединения возникает нормальное давление, которое в первом приближении считают равномерно распределенным. Используя теорию толстостенных труб, приближенно детали соединения (валы и насаженные на валы детали) рассчитывают как толстостенные трубы, нагруженные внешним и внутренним давлением, торцы труб свободны от напряжений, поперечные сечения остаются плоскими. При таких допущениях напряжения в деталях соединений с натягом можно определять по формулам Ляме [39]. [c.117]

Дополнение. Релаксация при сложном напряженном состоянии может нарушить условия работы деталей машин. Высокие давления, удерживающие на валах плотно посаженные путем прессовой или термической посадки металлические диски, колеса, трубы или ступицы, могут понизиться вследствие действия повышенных температур. Эти явления навели Дэвиса ) на мысль обобщить теорию осесимметричных состояний плоской деформации вязко-упругого вещества путем постулирования (взамен линейной зависимости между остаточными скоростями деформации и напряжениями) степенного закона ползучести, отражающего поведение многих ковких металлов. При этом максимальные касательные напряжения Хт = Ч2 о1—ат) = 12 выражаются через максимальные остаточные скорости сдвига следующим образом [c.260]

Напряженное состояние подшипниковых колец. Современные методы математической теории упругости, созданные академиком Н. И. Мусхелишвили и развитые многочисленными его учениками, позволяют решить ряд новых задач подшипниковой техники. Ниже приведены результаты применения плоской теории упругости к изучению напряженного состояния кругового кольца, посаженного на вал (или в корпус) с натягом под действием сосредоточенных сил, приложенных к дорожке качения кольца. [c.54]

Клиновые забивные шпонки (рис. 205) выполняют с плоскими торцами либо один торец делают плоским, а другой — скругленным. Забивные шпонки изготовляют также с головкой (рис. 205 и 206). Размеры клиновых шпонок регламентированы СТ СЭВ 645—77 (исполнение 1 —клиновые шпонки с головкой). Клиновая шпонка имеет уклон верхней грани 1 1СЮ и монтируется между валом и деталью ударами молотка (забивная шпонка) пли затягивается насаживаемой на вал деталью (закладная шпонка), что и обеспечивает напряженность соединения. Рабочими поверхностями клиновых шпонок являются верхняя и нижняя широкие грани (между боковыми узкими гранями и канавкой в ступице имеется зазор — это нерабочие грани). [c.231]

B ременных передачах (рис. 11.3) нагрузка на вал, Н, равна геометрической сумме натяжений ветвей ведущей Pi = рд + + FJ1 и ведомой р2 = Ро — f,/2 здесь Р = адА — сила предварительного натяжения ремня uq — напряжение от предварительного натяжения ремней, МПа для плоских ремней ад = 1,5 1,8 для клиновых Сто = 1,2 4- 1,5 МПа А — площадь поперечного сечения ремней, мм P, = P/v, Р — передаваемая мощность, Вт v — скорость ремня, в м/с. [c.295]

Пазы на валах под такие шпонки выполняют пальцевыми фрезами. Пазы на валах для шпонок с плоскими торцами выполняют дисковыми фрезами что более технологично и создает меньшую концентрацию напряжений, чем при выполнении паза пальцевой фрезой (см. табл. 5.12). Шпонки с плоскими торцами применяют при наличии на валу ограничителей, препятствующих осевому перемещению шпонки (рис. 5.19, а). В противном случае возможно смещение и заклинивание шпонки при монтаже (рис. 5.19, б). Иногда для облегчения демонтажа шпонок со скругленными торцами с валов их выполняют со скосом на краю (рис. 5.20). [c.190]

Деформирование создает в поверхностных слоях остаточные напряжения, противоположные по знаку рабочим напряжениям. Это явление, используемое в процессе заневоливания пружин, можно применить для упрочнения других деталей, например валов, работающих на кручение, круговой или плоский изгиб. [c.313]

Равенство (2.33) выражает линейный закон распределения касательных напряжений по поперечному сечению при кручении. Распределение касательных напряжений по сечению согласно этому закону показано на рис. 2.44, а. Максимальные касательные напряжения кручения возникают у края сечения, а по мере приближения к центру убывают до нуля. Таким образом, в большей степени сопротивляются кручению те части бруса, которые расположены ближе к его поверхности. Поэтому для экономии материала брусья, работающие на кручение, иногда изготовляют пустотелыми. Поперечное сечение такого бруса для полого вала имеет форму плоского кругового кольца, распределение касательных напряжений в нем показано па рис. 2.44, б. Касательные [c.185]

Характер распределения напряжений по сечению выясним, рассмотрев геометрическую картину деформации вала при кручении. Для этого на поверхности круглого вала нанесем сетку, состоящую из линий, параллельных оси, и линий, представляющих собой параллельные круги (рис. 208, а). После приложения скручивающего момента наблюдаем следующее образующие цилиндра превращаются в винтовые линии, т. е. линии одинакового наклона к оси стержня, параллельные круги не искривляются и расстояние между ними практически остается неизменным радиусы, проведенные в торцовых сечениях, остаются прямыми. Полагая, что картина, наблюдаемая на поверхности стержня, сохраняется и внутри, приходим к гипотезе плоских сечений сечения, плоские до деформации, остаются плоскими при кручении круглого стержня, поворачиваясь одно относительно другого на некоторый угол закручивания. [c.228]

Таким образом, опасными являются точки на контуре сечения. В них имеет место плоское напряженное состояние, и поэтому для проверки прочности необходимо пользоваться теориями прочности. Валы обычно изготавливают из пластичных материалов, для которых чаще применяются III и IV теории прочности. [c.85]

Усталость при плоском или при объемном напряженном состоянии общего вида экспериментально изучена недостаточно. Известно, однако, что теории статической прочности не могут быть непосредственно перенесены на прочность при переменных напряжениях (вибрационную прочность). Наиболее часто объемное напряженное состояние встречается при расчете прямых валов (длинных стержней), работающих одновременно на изгиб и на кручение. В этом частном случае принято находить коэффициент запаса для вала по формуле [c.175]

Мембранная Скручиваемый вал и призматический брус при поперечном изгибе суммы главных напряжений в плоской задаче [34]. [32], [80]. Мыльная пленка с равномерным давлением или заданными ординатами на контуре 1 i Непосредственно Угол наклона или ординаты поверхности пленки 5-10 [c.599]

Известно, что если в поперечном сечении вала возникают касательные и нормальные напряжения, то материал в этом случае испытывает сложное (плоское) напряженное состояние. В таких обстоятельствах при расчетах на прочность надлежит использовать тот или иной критерий перехода материала в предельное состояние с введением понятия эквивалентного напряжения. В машиностроении чаще других используют следующее выражение для условия перехода материала в состояние пластического деформирования [c.489]

Методики определения искомых величин, принятые в энергомашиностроении [142, 174], опираются на известное решение классической задачи Ляме о полом цилиндре, нагруженном равномерным давлением по внутренней и внешней поверхностям. В этом случае напряженное состояние диска предполагается плоским, осевые деформации и напряжения — малыми или пренебрежимо малыми, остальные компоненты тензора напряжений — равномерно распределенными по толщине диска, и предположения справедливы для дисков с небольшими осевыми размерами ступицы, когда радиальные деформации превалируют над изгибными. Однако применение удлиненных лопаток последних ступеней потребовало создания дисков со значительными осевыми размерами ступицы. Для таких дисков характерны большие изгибные деформации центральной втулки и существенная неравномерность радиальных и тангенциальных напряжений в осевом направлении. В этом случае результаты, полученные по формулам плоской задачи, не отражают действительно возникающего НДС в диске. К тому же использование формул Ляме для определения напряжений на поверхности соприкосновения диска с валом возможно лишь при одинаковой длине сопрягаемых цилиндров и дает удовлетворительный результат в средней части зоны контакта, на достаточном удалении от торцов диска, где можно пренебречь влиянием краевого эффекта [119]. [c.208]

В этих соединениях нет выступающих элементов, вызывающих концентрацию напряжений. Однако значительные скачки напряжений возникают на участках перехода несущих плоских поверхностей в цилиндрическ . поверхность вала. [c.281]

Кулисный тангенсный механизм при постоянном усилии на ползуне дает наибольший момент на кулисе (на валу) по концам хода, наименьший — посредине. Характеристика моментов выгодна для судовых рулевых машин, так как она близка к моментам на валу руля. Плоская схема такого механизма (рис. 2.44, г) избыточных связей, определяемых по формуле (1.5), не имеет. В этом механизме можно применить три цилиндрические пары, оси которых непараллёльны (ру = 1> Piv = 3, W = 1, q = 0). Такую конструкцию (рис. 2.44, o), предложенную А, Н. Ивановым, применяют в настоящее время в приводах реверсоров, тормозных переключателей и переключателей напряжения моторных вагонов. [c.98]

Рассмотренное в последнем примере напряженное состояние всегда встречается при расчете вала на совместные кручение и изгиб (или растяжение). Поэтому имеет смысл для плоского напряженного состояния (ст, г), показанного на рис. 8.9, сразу выразить Стэкв через две указанные компоненты с тем, чтобы избежать промежуточного определения главных напряжений. [c.363]

Также технически оправданы испытания валов и осей на плоский изгиб вместо кругового, испытания коленчатых валов, работаюшлх на изгиб с кручением, только на изгиб, замена циклического растяжения болтов испытаниями на плоский изгиб, испытания проушин на изгиб взамен растяжения (проушины разрезались по диаметру на две половины) и т. д. При этих заменах принимали во внимание, что во всех рассмотренных случаях при испытаниях на изгиб воспроизводится фактический характер эксплуатациоиного разрушения. Точное воспроизведение соотношения между напряжениями растяжения и изгиба не является в большинстве случаев решающим при сравнительных испытаниях. [c.213]

Исследованием напряжений на моделях из оптически активного материала было установлено, что при ковке валов в плоских бойках с малыми степенями деформации (ё < 7,5%) за один ход пресса или удар молота внутренние слои не про-ковыва.ются, так как касательные напряжения в них не достигают значений, необходимых для начала пластической деформации. В направлении, перпендикулярном к оси приложения нагрузки, возникают растягивающие напряжения, которые могут вызвать раскрытие дефектов и появление трещин в центре поковки. [c.61]

Рассмотрим плоскодеформированное напряженное состояние зуба и впадин, которое возникает в резьбовых соединениях большого диаметра с относительно мелкой резьбой в зонах сопряжения. Область возмущения напряженного состояния, в которой требуется находить распределение напряжений и значение козффициента концентрации, удалена на большое расстояние от оси, и размеры этой области можно рассматривать как малые в сравнении с расстоянием от оси [33]. На рис. 4.17 показаны зависимости коэффициентов концентрации от соотношения размеров в плоской и осесимметричной задаче при растяжении пластинки и вала с выточками, глубина и радиус закругления в метрической резьбе шага 5=6 мм. При неизменной геометрии вьггочек, изменяя размер ослабленного сечения d, получаем зависимости коэффициентов концентрации в плоской и осесимметричной детали от d. Кривая 1 относится к плоской задаче, а кривая 2 — к осесимметричной. Из рисунка видно, что при увеличении размера d обе кривые сближаются и, начиная с некоторой величины, совпадают, что свидетельствует о практически полной идентичности напряженных состояний в окрестности впадин. В соответствии с зтим в случае нагрузки, приложенной непосредственно к зубу, можно принять, что напряженное и деформированное состояние, возникающее в зубе и в окрестности впадин, является плоским. [c.159]

Для испытания на контактную усталость применяют трехроликовые двухконтактные машины, в которых испытуемый образец обкатывается под давлением между двумя валами (роликами), а также машины, в которых плоская поверхность подвергается контактному нагружению при обкатке шарами. Контактное усталостное изнашивание характеризуется ограниченным пределом усталостного выкрашивания сгн, т. е.. максимальным нор.маль-ньш напряжением цикла сгпшх. при котором не наблюдается разрушение поверхностных слоев испытуемого металла при данной базе ис[1ытанйя. Предел контактной выносливости определяется на базе 5-10 —2-10 циклов (в зависимости от материала). За критерий разрушения принимают начало прогрессирующего выкрашивания, которое может привести к выкрашиванию по всей поверхности. Минимальный размер выкрашивания должен превышать половину малой полуоси контактной площади (О >-"0,5 Щ. По результатам испытания строят кривую контактной усталости. [c.110]

В ряде случаев следует считать целесообразным проводить исследования усталостной прочности сварных соединений на образцах-погонах, вырезаемых из сварных обечаек (роторы паровых турбин, валы гидравлических турбин, сосуды давления, сварные цилиндры и т. д.) и сварных плоских элементов. В образцах крупных сечений по сравнению с малыми имеется большая вероятность наличия дефектов и опасно напряженных зерен,что связано со статистической природой процесса усталостного разрушения. Испытания крупных образцов позволяют наиболее экффективно оценить влияние на несущую способность сварных соединений дефектов сварного шва (непровары, поры, шлаковые включения и др.) и конструктивно-технологических недостатков, встречающихся при сварке. [c.50]

Курс прикладной механики Бресса состоит из трех томов ). Из них лишь в первом и третьем рассматриваются задачи сопротивления материалов. Автор не делает никаких попыток ввести результаты математической теории упругости в элементарное учение о прочности материалов. Для всех случаев деформирования брусьев предполагается, что их поперечные сечения остаются при деформировании плоскими. В таком предположении исследуются также внецентренные растяжение и сжатие, при этом используется центральный эллипс инерции, как это было разъяснено выше (см. стр. 178). Бресс показывает также, как подходить к задаче, если модуль материала изменяется по площади поперечного сечения. Гипотеза плоских сечений используется им также и в теории кручения, причем Бресс делает попытку оправдать это указанием на то, что в практических применениях поперечные сечения валов бывают либо круглыми, либо правильными многоугольниками, почему депланацией их допустимо пренебрегать. В теории изгиба приводится исследование касательных напряжений по Журавскому. В главах, посвященных кривому брусу и арке, воспроизводится содержание рассмотренной выше книги того же автора. [c.182]

Если напряжения при упругой деформации круглого вала не превосходят предела упругости для кручения, то поперечные сечения остаются плоскими, и каждое сечение, не деформируясь, повертывается относительно любого другого, находящегося на расстоянии х от первого, на угол х около оси стержня. Точно так же и все радиусы, провзденные в поперечном сечении до деформации, остаются прямолинейными и после деформации. [c.287]

К изогнутому стержню можно применить те же соображения, которыми мы руководствовались при рассмотрении случая кручения вала. Здесь мы также исходим из предположения, что поперечные сечения стержня остаются плоскими и после деформации. Если предел пропорциональности не перейден, то плоская форма сечений будет сохраняться с достаточной точностью во всех случаях, когда влиянием касательных напряжений на деформацию можно пренебречь. Мы предположим, что это условие выполняется и при переходе за пределы упругости и пропорциональногти. Тогда, аналогично тому, как это мы делали со сдвигами у> удлинения е в волокнах, удаленных на достаточное расстояние от нулевой линии сечения, можно разложить на две части е + е, причем удлинения г связаны с напряжениями, получающимися в сечении при изгибе, законом Гука. [c.294]

Отсоединяют провода, снимают ремень и шкив с вала электродвигателя. Устанавливают кабину в месте, удобном для работы. Отключают вводный рубильник и проверяют отсутствие напряжения на нижних клеммах автоматического выключателя привода дверей. Разизолируют клеммные соединения проводов и разъединя.ют их (отсоединяют от клеммного щитка). Снимают кожух, навинчивание.м регулировочных гаек на ушко-вом болту, крепящем площадку под электродвигателем, ослабляют натяжение ремня. Отвинчивают крепежные болты и снимают электродвигатель. Отвинчивают болт, крепящий шкив, и снимают стопорную и плоскую шайбы. При помощи стяжки снимают шкив с вала электродвигателя. Проверяют и очищают поверхности клемм токопроводящих проводов, шайб и гаек. [c.58]

Л. В. Ершовым [5] была рассмотрена упруго-пластическая задача о посадке с натягом эксцентрика на упругий вал. Задача рассматривалась как плоская, а диаграмма напряжений прини-лталась без упрочнения. [c.238]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...