Эквивалентность контактная

Для расчета распределения нагрузки между витками резьбы необходимо знать податливость эквивалентного контактного слоя, обеспечивающего одинаковые с резьбой осевые перемещения. Если пренебречь взаимным влиянием витков резьбы, то податливость конструктивного слоя можно найти из соотношения [c.48]

Предложение. Лево-правая классификация конечно определенных ростков отображений прямой в плоскость эквивалентна контактной классификации уравнений их образов. [c.63]

Наконец, из условия эквивалентности контактных касательных напряжений усилию сдвига получаем [c.308]

Расчет зубьев прямозубой конической передачи по контактным напряжениям. Для конического зацепления р р в формуле (8.7) определяют по диаметрам эквивалентных колес. Согласно формулам (8.38) для среднего сечения зуба получим [c.133]

Определить допускаемое контактное напряжение для прямозубого зубчатого колеса одноступенчатой закрытой передачи. Зубчатое колесо отковано из стали 50 НВ 200). Нагрузка переменная. Эквивалентное число часов работы передачи = 2280 ч. Угловая скорость колеса со = 1,31 рад сек. [c.153]

Расчет зубьев прямозубой конической передачи на контактную прочность обычно производят в предположении, что нагрузочная способность конической передачи равна нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической прямозубой передачи при одинаковой длине зубьев. Однако опыт эксплуатации показывает, что при одинаковой нагрузке конические передачи выходят из строя быстрее цилиндрических. Это можно объяснить большим влиянием на конические передачи неточностей изготовления и монтажа, а также нарушением регулировки зацепления из-за увеличения люфтов в подшипниках в процессе работы. В связи с этИм необходимо принимать, что нагрузочная способность конической передачи составляет примерно 85% от нагрузочной способности эквивалентной ей цилиндрической передачи. [c.309]

Эквивалентное передаточное число только для распространения расчетов на контактную прочность цилиндрических передач на конические) [c.197]

Особенности выбора допускаемых напряжений для червячных колес связаны с их малыми частотами вращения и малыми эквивалентными числами нагружений, тогда как кривые усталости при контактных напряжениях и при изгибе для бронз имеют очень длинные наклонные участки — до 25-10 циклов нагружений. Поэтому за исходные выбирают допускаемые [c.241]

Для каждой из соприкасающихся кривых в точке контакта /( можно найти радиусы кривизны и центры кривизны. Оба центра кривизны и контактная точка расположены на общей прямой, являющейся нормалью п п к соприкасающимся кривым. Профиль на плоскости может быть заменен в любой его точке кругом кривизны, т. е. окружностью, которая проходит через точку и две другие близкие точки кривой. Кривизна окружности эквивалентна самой кривой до производных второго порядка включительно. При смене контактной точки двух кривых с переменной кривизной центры кривизны и радиусы кривизны меняются. Если же кривизна кривых остается неизменной, то положение центров [c.122]

Расчет на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев конической передачи выполняют по аналогии с прямозубой цилиндрической передачей [см. формулу (3.118)], но для расчетов конические колеса заменяют эквивалентными цилиндрическими [c.363]

Допускаемые напряжения. Допускаемое контактное напряжение в МПа, соответствующее эквивалентному числу циклов перемены напряжений [c.251]

Но чему же равно эквивалентное напряжение в такой составной трубе Если из выражений (21) и (23) исключить контактное давление /)<., то для эквивалентного напряжения получится [c.116]

Изложенные выше результаты позволяют рассмотреть случай, когда напряжения в концевых точках полагаются ограниченными. Условие ограниченности напряжений оказывается эквивалентным условию их равенства нулю (если f(i) принадлежит классу Г. — Л.). Выражение для контактного давления можно получить аналогично формуле (7.15 ) или же (что эквивалентно) исходя непосредственно из (7.15), но введя дополнительные ограничения на выражение У (г). При этом задача окажется переопределенной и для ее разрешимости следует положить ) неизвестным также положение точек п/ и Ь/. [c.421]

Конструктивно контактный осветлитель КО-1 не отличается от обычного скорого фильтра и представляет собой железобетонный прямоугольный в плане резервуар с загрузкой из зернистых слоев с постоянно уменьшающейся снизу вверх, благодаря чему основная часть загрязнений задерживается в нижних крупнозернистых слоях. Толщина песчаной загрузки 2. .. 2,5 м при эквивалентном диаметре зерен 0,9. .. 1,3 мм и коэффициенте неоднородности до 2,5. Крупность зерен гравия принимается 2. .. 3,2 мм. Значительная толщина фильтрующей загрузки способствует увеличению продолжительности фильтроцикла. [c.250]

В предварительном расчете (на этапе технического предложения) полагают, что контактные давления одинаковы во всех точках поверхностей контакта. Это эквивалентно допущению о сопряжении двух цилиндров (толстостенных труб) одинаковой длины (рис. 31.3). [c.494]

Расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев прямозубой конической передачи выполняют по аналогии с прямозубой цилиндрической передачей [см. формулу (9.25)], но для расчетов конические колеса заменяют эквивалентными цилиндрическими прямозубыми колесами 1, начальные окружности которых представляют собой развертки средних дополнительных конусов 2 (рис. 9.31). Диаметры делительных окружностей эквивалентных колес [c.207]

Пределом контактной выносливости называется то наибольшее приведенное контактное напряжение, которое материал выдерживает неограниченно большое число циклов нагружений без появления усталостного выкрашивания. При определении предела контактной выносливости для пластической стали в качестве базового числа циклов принимают 10 циклов нагружений. Закаленная сталь и некоторые другие материалы с увеличением количества циклов нагрузки разрушаются при непрерывно уменьшающейся величине эквивалентных напряжений. Для таких материалов характеристикой контактной выносливости является условный предел контактной выносливости, устанавливаемый при определенном базовом числе циклов >10 . [c.195]

Расчет на прочность конических передач. Расчет конической зубчатой передачи на изгибную и контактную прочность зубьев основывается на формулах для эквивалентных цилиндрических передач. Предполагается, что несущая способность конической передачи равна несущей способности эквивалентной цилиндрической передачи со средним модулем. Крутящий момент на колесе эквивалентной передачи (при б = 90°) определяют по формуле [c.299]

На рис. 9.19 представлено поле зацепления цилиндрического косозубого колеса (обозначения геометрических величин введены ранее). Элементарные силы давления первого колеса (радиус Га ) на второе (радиус Га< , распределенные по длине контактных линий, направлены по общей нормали соприкасающихся поверхностей и потому лежат в плоскости поля зацепления и нормальны к линиям контакта. Действие этого распределенного давления статически эквивалентно действию сосредоточенной в точке О силы (рис. 9.19, вид Б). Для последующего расчета валов и опор удобно разложить (рис. 9.20) на трн ортогональных компонента Р — окружную силу, лежащую в плоскости вращения и направленную по касательной к делительной окружности Р— радиальную, илн распорную, силу, лежащую в той же плоскости и направленную по линии центров Р — осевую силу, направленную вдоль образующей делительного цилиндра. [c.252]

Затупление вершины трещины может быть осуществлено с одновременной переориентировкой расположения зоны пластической деформации (А. с. 1366343 СССР. Опубл. 15.01.88. Бюл. № 2). Приложение растягивающей нагрузки может быть проведено не в том же направлении, в каком действовало эквивалентное эксплуатационное растягивающее напряжение, а, например, под углом 45" к его вектору. Тогда возникающие остаточные напряжения в созданной пластической зоне будут ориентированы по направлению оси растяжения. Они создадут предпосылки для изменения траектории движения усталостной трещины в элементе конструкции в эксплуатации после проведенных операций по ее торможению. Изменение траектории будет сопровождаться снижением скорости роста трещины, в том числе и из-за контактного взаимодействия берегов трещины. Указанный эффект достигается после выполнения у вершины трещины в элементе конструкции шести отверстий симметрично плоскости трещины (рис. 8.34). Средние отверстия используются для растяжения элемента конструкции и определения величины усилия, раскрывающего берега трещины. Далее продолжается растяжение элемента до усилия, превышающего в 3 раза усилие раскрытия берегов трещины, а затем осуществляют растяжение вдоль [c.454]

На рис. 9 приведены общая и эквивалентная схемы протекания блуждающих токов в зоне рельсового транспорта с питанием от постоянного тока. Подвижной состав рельсового транспорта работает за счет замыкания электрической цепи плюс ( f) ТПП — контактная сеть 1 (Як.с) — нагрузка (подвижной состав) 2 (Ra) — рельсы 3 ( р) —земля и подземные сооружения 4,5 (Ra, [c.44]

При одинаковом числе витков обеих обмоток в эквивалентном сопротивлении R течет такой же ток, что и в грунте. Падение напряжения между двумя измерительными зондами С и D сравнивается с напряжением, снятым с эквивалентного сопротивления R. Для индикации нуля используется гальванометр N магнитоэлектрической системы, для которого напряжение переменного тока выпрямляется при помощи контактного выпрямителя, работающего синхронно с генератором. Настройка эквивалентного сопротивления R изменяется до тех пор, пока гальванометр не покажет нуль. В этом случае падение на- [c.113]

Метод "сшивания" приводит во многих случаях к тем же результатам, что и метод эквивалентных параметров. Так, в последнем из рассмотренных случаев (при рассмотрении контактной коррозии трубопровода при его взаимодействии с удаленными участками поверхности резервуара) суммарный ток коррозии, найденный по методу эквивалентных параметров, определяется выражением [c.66]

Доказательство этой теоремы получается весьма просто из теоремы эквивалентности ( 16.3) и основного свойства контактного преобразования (25.1.2). Предположим, что решения уравнений (25.1.1) выражены через 2п независимых параметров 71, , У2п (см. 16.3). Тогда будем иметь [c.504]

Таким образом, при распространении плоской упруго-пла-стической волны в течение времени одного порядка с временем релаксации сдвиговых напряжений напряженное состояние за фронтом волны является существенно неустановившимся и определяется выражениями (4.15) и (4.17), учитывающими кинетику развития пластического сдвига. При времени распространения волны от контактной поверхности, намного большем, чем время релаксации, состояние материала близко к равновесному и при расчете распространения волны можно не учитывать кинетику развития сдвиговой пластической деформации. Напряжение в плоскости фронта плоской упруго-пластической волны может быть определено соотношением (4.12) по величине объемной деформации и статической величине сопротивления сдвигу, соответствующей интенсивности волны и эквивалентной величине деформации. [c.160]

Кроме того, будем пренебрегать изгибно-контактными деформациями зубьев, а также ограничимся рассмотрением лишь упругих свойств подшипниковых опор сателлитов и механических соединений, посредством которых осуществляется остановка центральных колес или связь основных звеньев одно- и двухступенчатых передач, образующих рассматриваемый планетарный механизм. Анализ, основанный на учете упругости опор сателлитов, приводит еще к одной схематизации в представлении одно- и двухступенчатых передач. Предполагается, что оси сателлитов этих передач располагаются на условном безынерционном водиле 5, которое связано с конструктивным водилом 3 упругим соединением, эквивалентным по своей характеристике подшипниковым опорам сателлитов (рис. 57, а, б). [c.127]

Для расчета распределения нагрузки в нахлесточном шве необходимо знать величину нодатливости эквивалентного контактного слоя. Если принять, что швы компенсируют осевые перемещения соединяемых деталей (стержней) за счет деформации сдвига, то податливость контактного слоя, эквивалентная осевой (продольной) податливости шва, [c.42]

Раздельное рассмотрение деформаций стерж ня болта, тела гайки и перемещений точек витков резьбы, присущее любой стержневой модели, позволяет осуществить простой переход к расчетным схемам, разобранным в предыдущей главе. Если принять, что в нагруженном соединении деформации тел болта и гайки компенсируются деформациями витков резьбы, и заменить контактирующие витки, как обычно, эквивалентным контактным слоек, то получим стержневую модель ири действии осевой растягивающей силы. Модификации этой модели определяются конструктивными особениостями соединения. На рис. 3.8, а и б показаны две распространенные конструкции резьбовых соединений и их расчетные схемы. [c.47]

Определим теперь податливость эквивалентного контактного слоя. Положим, что условие совместности перемещений (5.30) будет удовлетворяться в цилиндрическом сечении среднего радиуса зубьев. Тогда эквивалентный конструктивный ко-нтактный слой должен иметь радиальную и осевую податливости, одинаковые с податливостью зубьев на их среднем радиусе. [c.92]

В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружений у штывают при определении коэффициента долговечности Zjy вместо назначенного ресурса Nk подставляют эквивалентное число циклов Njjp [c.15]

Величина коэффициента контактного упрочнения мягкой прослойки в условиях двх хосного нафужения рассматриваемых соединений определяется из словия статической эквивалентности напряжений внеш-нем> удельному % силию о р, отвечающемл предельной несущей способности соединений, (рис. 3.15) [c.119]

Используя рез льтаты математического описания полей напряжений в мягкой гтрослойке, т у словия их статической эквивалентности средним предельным напряжениям а р было получено следующее выражение для определения величины контактного упрочнения F-об-разной мягкой прослойки Ку, (рис. 3.26) [c.136]

Величину коэффициента контактного у прочнения соединений с переменными механическими свойствами мягкой прослойки А",, находили из У СЛОВИЯ статической эквивалентности напряжений а,, среднему у си- [c.171]

При решении задач теории упругости часто обращаются к принципу Сен-Венана. Если при решении задачи граничные условия задаются точно согласно истинному распределению сил, то решение может оказаться весьма сложным. В силу принципа Сен-Венана можно, смягчив граничные условия, добиться такого решения, чтобы оно дало для большей части тела поле тензора напряжений, очень близкое к истинному. Определение тензора напряжений в месте приложения нагрузок составляет особые задачи теории упругости, называемые контактными задачами или задачами по исследованию местных напряжений. На рис. 12 показаны две статически эквивалентные системы сил одна в виде сосредоточенной силы Р, перпендикулярной к плоской границе полубесконечной пластинки, а другая — в виде равномерно распределенных на полуцилиндриче- Кой поверхности сил, равнодействующая которых равна силе Р и перпендикулярна к границе пластинки. В достаточно удаленных [c.88]

Для валов, опирающихся по концам на подшипники скольжения, условную опору располагают на расстоянии (0,25 -ь0,3)/ от внутреннего торца подшипника (рис, 24.7, в), что обусловлено смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствие деформаций вала и подшипника. Ыагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине ступицы (рис. 24.7, г). [c.410]

Коэффициент Kjrp определяют по рис. 239 в зависимости от Коэффициент формы зуба Yp определяют в зависимости от эквивалентного числа зубьев [см. стр. 265 и формулу (26.41)]. Расчет надо вести для зубьев того колеса, для которого величина [ст]р/У)г меньше. Допускаемые контактные напряжения и Напряжения изгиба зубьев определяют так же, как для цилиндрических зубчатых колес (см. с. 265). [c.273]

Эквивалентный уровень напряжения в ЗК не превышает 300 МПа в тех зонах, где может иметь место наибольшее напряженное состояние. Пороговая величина КИН при пульсирующем цикле нагружения составляет около 20 МПа м / для стали 12Х2Н4ВА, из которой изготавливают ЗК [6]. В зонах действия контактных нагрузок зубья колес имеют с поверхности цементированный слой глубиной до 1,5 мм, что оказывает, безусловно, существенное влияние на повышение пороговой величины КИН. Тем не менее появляющиеся несплошности или повреждения ЗК могут превосходить по размерам глубину цементированного слоя. Поэтому указанная выше величина K h позволяет оценить глубину допустимого дефекта материала, при котором начало развития усталостной трещины в ЗК возможно. Эта глубина составляет около 2 мм, т. е. существенно превосходит глубину цементированного слоя [7, 8]. [c.680]

Таким 0бр 130м, условия (24.9.3) для скобок Пуассона совершенно эквивалентны соответствующим условиям для скобок Лагранжа. Подобно им, соотношения (24.9.3) образуют систему необходимых и достаточных условий контактности преобразования. [c.498]

Другие доказательства теоремы Якоби. В 25.1 мы привели дока.зательство теоремы Якоби об инвариантности формы уравнений движения по отношению к контактным преобразованиям. Это доказательство основывалось на теореме эквивалентности и, возможно, является простейшим. Тем не менее ввиду важности теоремы Якоби мы приведем еще два доказательства ее, каждое из которых представляет самостоятельный интерес. Одно из них связано с рассмотрением производящих функций контактных преобразований ( 24.2 и 24.3) и включает в себя некоторые приемы, которые окажутся по-пезными впоследствии. Другое доказательство основано на использовании симплектического свойства матрицы М ( 24.13) оно показывает, между прочим, что контактное преобразование не является самым общим преобразованием, при котором уравнения Гамильтона сохраняют свою форму. [c.513]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...