НАПРЯЖЕНИЯ при расчете на усталость

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость. [c.145]

Предельное напряжение при переменных нагрузках — предел выносливости. Допускаемое напряжение при расчетах на усталость определяется в зависимости от характера приложения нагрузки, числа циклов нагружения, концентрации напряжений, качества поверхности, размеров деталей и других обстоятельств. [c.11]

Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость. Напряжения рассчитывают для шестерни [а]//1 и колеса [а]н2 Допускаемые напряжения для передачи принимают для прямозубых передач меньшими из двух для шестерни или для колеса [c.272]

При расчете на усталость не учитывают кратковременные перегрузки (например, пусковые или случайные), которые по малости числа циклов не вызывают усталости. Не учитывают перегрузки, при которых число циклов напряжений за полный срок службы меньше [c.149]

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость [c.151]

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев прн перегрузках. Кратковременные перегрузки (см., например, момент на рис. 8.41), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому после определения размеров передачи по сопротивлению усталости необходимо проверить статическую прочность при перегрузках. [c.152]

При расчете на усталость деталей, работающих в таких условиях, когда разрушение обусловлено главным образом увеличением амплитуды напряжений при мало изменяющихся средних напряжениях (например, при работе в условиях, близких к резонансным), переход к предельному состоянию рассматривается как результат увеличения только амплитуды переменных напряжений, т. е. по линии СС" (см. рис. 6.14). В этом случае расчет осуществляется при неизменном (Тт и запас прочности (/г ) составляет [c.125]

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость определяют по формуле [c.357]

Выше уже упоминалось, что при расчетах на усталость в условиях трехосного напряженного состояния, возникающего, например, в зонах контактных напряжений или в толстостенных резервуарах и цилиндрах с днищами (на основе силовой модели), практически невозможно учесть влияние шаровой части тензора напряжений. Ввиду этого подобные расчеты должны, с нашей точки зрения, проводиться не на основе силовой, а на основе энергетической модели длительного разрушения, где косвенный учет указанного фактора возможен при использовании уравнения повреждений типа (3.54). [c.129]

При расчете на сопротивление пластическим деформациям обычно допускают более низкие запасы прочности -3 связи с тем, что образование остаточных деформаций еще не приводит конструкцию к окончательному разрушению. При расчете на сопротивление хрупкому статическому разрушению запасы прочности должны быть повышены в силу опасности таких разрушений из-за возможного влияния высоких остаточных напряжений, неоднородности материала и т. д. При расчете на усталость запас прочности выбирается в зависимости от достоверности определения усилий и напряжений, уровня технологии изготовления деталей и т. д. [c.484]

При расчетах на усталость в условиях сложного напряженного состояния условие прочности записывается аналогично (1.4) и (1.6) в виде [c.491]

При переменном режиме нагрузки за расчетное напряжение Си обычно принимают ов — максимальное из напряжений, учитываемых при расчете на усталость (соответствует Тй рис. 8.41). При этом, заменяя JV, по формуле (8.60), получаем [c.179]

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках. Кратковременные перегрузки (см., например, момент на рис. 8.41), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому после определения [c.182]

Тша -j- напряжение и момент при расчете на усталость - предельное допускаемое напряжение. [c.183]

При расчете прорезных пружин на усталость необходимо учитывать концентрацию напряжений в зоне перемычек, приближенно коэффициент концентрации определяют по рис. 11 в пружинах со свободными кольцами при расчете на усталость следует учитывать снижение выносливости за счет [c.95]

Допускаемые напряжения aF] (МПа) при расчете на усталость зубьев при изгибе определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [8J 1 [c.152]

Допустимые контактные напряжения [ан Допустимые контактные напряжения для расчета на усталость при длительной работе рассчитывают по формуле [c.98]

При расчете на усталость необходимо знать постоянные (средние) и и переменные (амплитудные) о и составляющие напряжений и коэффициенты концентрации напряжений деталей Коо и /Сто- [c.283]

В подъемно-транспортном машиностроении находит применение наиболее прогрессивный метод определения допускаемых напряжений — так называемый дифференциальный метод, основанный на установлении запаса прочности рассчитываемой детали в зависимости от степени ее ответственности и режима работы механизма в конкретных условиях его использования. При назначении величин коэффициентов, входяш их в общий запас прочности, учитывают необходимость обеспечения безопасности людей, сохранности груза и оборудования и целости машины. Части машин, повреждения которых могут вызвать падение груза, опрокидывание крана и т. п., рассчитывают с повышенным запасом прочности. Кроме того, нри определении запаса прочности учитывают специфику работы механизма грузоподъемной машины в условиях повторно-кратковременного режима с большим числом циклов в час. Изменение нагрузки и частота ее приложения приобретают особое значение при расчетах на усталость. При расчете элементов механизмов на прочность необходимо учитывать влияние ударных нагрузок, появляющихся при резких пусках и остановках, при отрыве груза от земли без предварительного натяжения каната и т. п. [c.46]

Переменные контактные напряжения и трение профилей вызывают повреждения рабочих поверхностей зубьев, что учитывается при расчете на усталость по контактным напряжениям повышением твердости поверхностей зубьев и степени их точности. Напряжения изгиба являются причиной поломки зубьев. Усталостные поломки могут быть предупреждены правильным расчетом на усталость по напряжениям изгиба, поломки от перегрузок — защитой передачи от случайных неучтенных при расчете перегрузок. [c.41]

При расчете на усталость различают допускаемые напряжения при длительной работе с постоянным и переменным режимами нагружений. Рассмотрим первый случай, т. е. при длительной работе с постоянным режимом нагружений. [c.44]

Таким образом, при расчете на усталость можно использовать два кри рня либо коэффициент запаса прочности [п1, либо допускаемое напряжен [c.272]

Вычисляем допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость по формуле (4.7), принимая = 1,75 для колес, изготовленных из [c.405]

Кривые усталости материала по контактным напряжениям подобны кривым усталости по напряжениям изгиба, растяжения — сжатия и другим (см. курс Сопротивление материалов и рис. 8.39). Здесь, так же как и при других напряжениях, имеется точка перелома кривой усталости при числе циклов NнG и соответствующий предел выносливости Стяит- По (Тяци, определяют допускаемые напряжения при расчете на усталость по контактным напряжениям. [c.128]

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость. Расчет на усталость при циклических контактных напряжениях, так же как и при циклических нормальных или касательных напряжениях, базируется на кривых усталости. На рис. 8.39 кривая усталости построена в полулогарифмических координатах а л — максимальное напряжение цикла (предел ограниченной выносливости) N — число циклов перемены напряжений Олйт. — предел выносливости [c.175]

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость. На основе больших экспериментальных работ пдлучены кривые выносливости (рис. 4.1), на основании которых установлена зависимость между напряжениями и циклической долговечностью [c.44]

При переменном режиме нагрузки за расчетное напряжение Оц обычно принимают а ,—максимальное из напряжений, уч1гтыпае-мых при расчете на усталость (соответствует 7 — рис. 8.41). Ilj) этом, заменяя н но формуле (8.60), получаем [c.149]

В то же время известно, что в области малоцикловой усталости при больших пластических деформациях повреждение описывается уравнением Мэнсона—Коффина Nf (Ле ) "р =Ср о, а в области упругого деформирования при напряжениях выше предела выносливости — аналогичным уравнением Л /(Aef) "e = = СУ" - Поскольку ПрфПе И J p фСе вклад в повреждение пластической и упругой деформаций различен и, следовательно, уравнение (2.87) в общем случае некорректно. Использование уравнений типа (2.87) (например, зависимости Морроу), достаточно широко известных при расчетах на усталость, корректно [c.131]

При расчете на усталость не учитывают кратковременные перегрузки (например, пусковые или случайные), которые по малости числа циклов не вызывают усталости. Не учитывают перегрузки, при которых число циклов напряжений за полный срок службы меньше 5 10 . Например, на циклограмме (см. рис. 8.41) число циклов при моменте Т а, равное бОсп/, оказалось <5 10 . Эти перегрузки учитывают при проверке статической прочности зубьев (см. ниже). [c.180]

Это означает, что число переменных при описании процесса на копления повреждений уменьшено до единицы (рис. 3,3, б). Очевидно, функция g (и) должна удовлетворять условиям g (0) = О, (1) =. Кроме того, функция g (и) должна быть непрерывной и При всех рассматриваемых значениях и должно выполняться уело вие (и) > 0. Например, при расчетах на усталость надо исключить из рассмотрения напряжения меньше предела вынослнвостн. [c.68]

Во многих случаях напряжения в конструкции при периодических нагрузках превышают предел усталости. Это относится, например, к деталям авиационных двигателей, лопастям несухцих винтов вертолетов, к ряду объектов военной техники, срок эксплуатации которых очень ограничен различными причинами. В этих случаях важно знать характеристики ограниченной выносливости, которые определяют ресурс детали или конструкции, обеспечивают сопротивление усталостным разрушениям в течение определенного срока, т. е. некоторого числа циклов. Поэтому,, если при расчетах на усталость из всей кривой Велера важно знать фактически лишь одну точку — предел усталости, то при расчете на ограниченную выносливость суш.ественное значение приобретает верхняя часть кривой Велера. Однако характеристики работы детали и ее ресурс, поскольку он задан, исходя из других соображений, фактически определяют уменьшенную базу испытаний на усталость. Тем самым главным становится по возможности наиболее точное воспроизведение в испытаниях истинных условий работы детали и установление статистических характеристик, определяющих вероятность разрушения детали при напряжениях, отличающихся от выявленного таким образом условного предела усталости (предела ограниченной выносливости), и при числах циклов, отличающихся от базы испытаний. Последнее особенно важно в связи с тем, что при напряжениях, заметно превышающих истинный предел усталости и близких к пределу статической прочности, разброс данных усталостных испытаний бывает очень большим. В последние годы статистическим методам обработки данных усталостных испытаний уделяется большое внимание. [c.306]

Допускаемые напряжения при расчете на сопротивление усталости для элементов коистр ШиЯ из малоугле- [c.175]

Формулы для расчета цилиндриче-сБих прямозубых колес по контактным напряжениям сдвига Расчет на усталость (на выкрашивание) рабочих поверхностей зубьев стальных прямозубых колес при угле зацепления а = 20° можно производить по следующим формулам, выведенным из формул (16), (2) и (3) и несколько упрощенным. [c.94]

На практие установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное. Статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на усталостную прочность является основным. Расчет на статическую прочность выполняют как проверочный. При расчете на усталость необходимо прежде всего установить характер цикла изменения напряжений. [c.304]

Допускаемые напряжения. При расчете на контактную усталость донуосаемые напряжения принимают, исходя из твердости рабочих поверхностей зубьев. При этом различают две группы стальных зубчатых колес а) нарезаемые после окончательной термообработки и б) нарезаемые до окончательной термообработки. Предельная твердость для зубчатых передач первой группы НВ< 350. Обычно твердость находится в пределах НВ 160—280, Прн выборе материала для передач этой группы назначают для шестерен материал с более высокими механическими свойствами, чем для колес, так как шестерни испытывают большее число нагрулсений (оборотов). Рекомендуется назначать для шестерни твердость зубьев иа НВ 20—50 больше, чем для колеса. [c.177]

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]

Константа в предыдущем равенстве свидетельствует о том, что расчет на усталость при переменных нагрузках и соотиетствующих им напряжениях мох<по заменить расчетом п]31 како 1-лийо постоянной нагрузке с соответствующими ей напряжением и циклической долговечностью. Нл этом основании и записан последний член равенства. [c.149]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...