Примеры расчетов на кручение

ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ НА КРУЧЕНИЕ А. Статически определимые задачи [c.62]

III. 14. Примеры расчетов на кручение [c.105]

Рассмотрим пример расчета на кручение тонкостенной рамы. [c.67]

Приведем пример расчета на кручение крыла, принимая [c.209]

Обычно начинают с расчета бруса с заделкой обоих концов. Такие примеры приведены в большинстве учебников и пособий. Соответствующая задача должна решаться методом сил, т. е. в качестве лишней неизвестной надо принять реакцию одной из заделок. Уравнение перемешений выражает ту мысль, что суммарное (от действия заданных нагрузок и искомой реакции) перемещение сечения заделке равно нулю. Кстати заметим, что такие же уравнения перемещений используются при расчетах на кручение брусьев, заделанных двумя концами, и при раскрытии статической неопределимости балок. [c.86]

Пример 12.3. Определить из ориентировочного расчета на кручение диаметры выходных концов быстроходного и тихоходного валов зубчато-червячного редуктора (рис. 12.12), соединенных муфтами с валами двигателя и рабочей. пашины. Мощность, подводи.иая к быстроходному ва.чу =9,7 кет его уг-лова.ч скорость Пц = п = 1440 об .чин. [c.372]

Рассмотрим простейший пример расчета вала на изгиб с кручением. [c.347]

ПРИМЕР РАСЧЕТА ВАЛА НА ИЗГИБ С КРУЧЕНИЕМ [c.258]

Приведем пример расчета вала (рис. IX. 15, а) на статическую прочность. На вал действуют две вертикальные силы F и F , одна горизонтальная сила / 2 Ри внешних момента 7 =4 кН-м, Г2==10 кН-м, 7 з = 6 кН-м, вызывающих деформацию кручения. Материал вала — сталь 45, предел текучести Су = 360 МПа, предел прочности а =610 МПа. [c.258]

В главе XXI были рассмотрены расчеты валов на кручение, но при этом была сделана оговорка, что практически валы, как правило, одновременно испытывают и кручение и изгиб. Поэтому рассмотренный расчет является весьма приближенным. Здесь кратко остановимся на методике расчета валов с учетом совместного влияния кручения и изгиба. Сначала на двух примерах покажем, какие нагрузки вызывают деформации вала. [c.308]

Пример 8.5. Определить из условия прочности на кручение диаметр вала, передающего мощность Р 52 кВт и вращающегося с постоянной угловой скоростью ш = 20 рад/с. Расчет произвести для двух случаев I) вал сплошного сечения 2) вал кольцевого сечения с = 0,8. Сравнить силы тяжести сплошного И полого валов. Примять [т] = 60 МПа. [c.293]

К первой группе следует отнести задачи, которые можно назвать тренировочными, задачи, которые зачастую не очень удачно называют примерами. Это задачи, в которых физическое существо вопроса обычно очевидно, не вызывает затруднений и основная цель их решения — закрепить знание формул, развить навыки в операциях с величинами, выражаемыми в различных единицах, развить технику счета. К задачам этой группы относится, например, такая определить из расчета на прочность при кручении диаметр вала, передающего момент 7=2,5 кН-м, если допускаемое напряжение [тк]=25 МПа. [c.17]

Необходимо не только изложить методику расчета на жесткость при кручении, но и на технических примерах обосновать цель этого расчета. Рассматривая вопрос о цели расчета на жест- [c.106]

Задачи на кручение, представляющие практический интерес, совершенно не интересны с учебно-методических позиций это примеры на подстановку числовых данных в формулу расчета на прочность или на жесткость. [c.108]

Пример расчета вала на совместное действие изгиба и кручения [c.120]

Рассмотрим пример расчета вала на изгиб и кручение. [c.120]

К числу простых видов сопротивлений, имеющих важное практическое значение, относится кручение. Рассмотрим примеры расчета тонкостенных неразрезных балок и рам только на один вид сопротивления - стесненное кручение. [c.61]

Рассмотрим следующий пример расчета детали, находящейся в условиях многоосного напряженного состояния требуется подобрать размеры сплошного вала кругового поперечного сечения, заделанного на одном конце, который должен выдержать iV=5-10 пульсирующих циклов кручения вследствие приложения пульсирующего циклического момента величиной М ах = 1500 фунт-дюйм на незакрепленном конце. Требуется подобрать диаметр вала d из алюминиевого сплава 2024-Т4 с a =6iB ООО фунт/дюйм Оур= =48 ООО фунт/дюйм 2, удлинением 19% на базе 2 дюйма и кривой усталости, показанной на рис. 7.17. На первом этапе расчета следует с помощью кубического уравнения для определения главных нормальных напряжений (4.23) найти три главных напряжения для случая чистого кручения. В соответствии с соотношениями (4.60)— [c.232]

П ример 11.2. Завершим расчет на прочность брусьев, рассмотренных в примерах 9.3 и 9.4. В примере 9.3 рассмотрен брус открытого тонкостенного сечения (см. рис. 9.12). Как там отмечено, чтобы избежать появления вызванных кручением больших касательных напряжений, необходимо, чтобы нагрузки были приложены к оси жесткости (в точке А торцевого сечения). Тогда в опасном сечении вблизи заделки будут [c.357]

Расчет ведется для опасного поперечного сечения. Для бруса постоянного диаметра опасным является сечение, в котором возникает наибольший крутящий момент. Если диаметр бруса не постоянен, может оказаться, что наибольшие напряжения возникают не там, где крутящий момент максимален, / следовательно, в этом случае вопрос об опасном сечении должен быть исследован дополнительно (см. ниже пример 5.1). Допускаемое напряжение [Т ] для пластичных материалов назначают в зависимости от их предела текучести на кручение (на сдвиг) т. , т. е. [c.160]

Рассмотрим совместное действие сдвига и кручения на примере расчета напряжений в пружинах. Методом сечений определим внутренние силовые факторы Q и Мцр из условия равновесия [c.125]

В гл. VII было рассмотрено кручение брусьев круглого сечения (валов машин и др.) и приведены примеры ориентировочных расчетов их без учета влияния изгиба от действия собственного веса вала и шкивов, а также от натяжения ремней. При этом предполагалось, что ошибка, которую влечет за собой такой расчет, в некоторой степени компенсируется пониженным допускаемым напряжением на кручение, принятым при расчете. [c.201]

Рассмотрим простейшие примеры расчета валов на изгиб и кручение. Более подробно этот вопрос рассмотрен в курсе Детали машин .. [c.262]

Основной геометрический параметр передачи — диаметр гибкого колеса, от которого зависят и другие размеры передачи. Методика определения его изложена на примере проектного расчета силовой двухволновой зубчатой передачи длительного срока службы (г 12 10 ч) при постоянной нагрузке, угле профиля зуба я = 20°, для диапазона передаточных отношений / = 80 315, при ведущем генераторе и ведомом гибком колесе. При этом используют условный расчет колеса на кручение при действии номинального расчетного момента Гр, Н-м и равномерно распределенных по зубьям зацепления касательных сил в двух диаметрально противоположных зонах. [c.186]

Определение диаметра d под зубчатым колесом (для примера см. рис. 13.16 и 13.2, в) производят расчетом на изгиб с кручением по III гипотезе прочности, принимая допускаемое напряжение [0 i]h=50- 60 Н/мм2. Невысокое значение допускаемого напряжения объясняется необходимостью обеспечения достаточной жесткости валов. [c.376]

Примером неразрезной тонкостенной балки на жестких опорах при расчете ее на кручение может служить неразрезной ригель металлического фахверка промышленного здания. При этом, жесткими опорами будут являться не тоЛько основные мощные колонны промышленного здания, но и промежуточные стойки фахверка, к которым ригель прикрепляется, так как при кручении ригеля опорные стойки будут работать на изгиб в направлении наибольшей своей жесткости, а жесткость металлического стержня на изгиб, как мы видели выше, в сотни раз больше жесткости его на кручение. [c.306]

Ввиду того что поперечный концевой раскос влияет очень сильно на распределение крутящего момента, следует в окончательных расчетах руководствоваться английским методом расчета фюзеляжа на кручение, который и изложен в нашем примере. [c.313]

При наличии изотропного упрочнения R > О, см. 2.7) коэффициент подобия т в (2.81) для кривой деформирования при знакопеременном нагружении зависит от накопленной пластической деформации q поликристалла. По результатам анализа модели поликристалла при сжатии после предварительного растяжения для R — 0,02Go/t , где т — начальное значение предела текучести в системе скольжения, на рис. 2.29 кривой 1 соответствует т = 2,08, а кривой 2 — m = 2,50. Ширина петли гистерезиса при знакопеременном нагружении с амплитудой а/сту 2 в данном примере расчета достаточно быстро уменьшается. Штриховой линией для сравнения отмечена диаграмма растяжения при наличии только анизотропного упрочнения (G = 0,01Go, R = 0). На рис. 2.30 сплошной линией представлена расчетная зависимость т от q а нанесены точки, полученные при обработке экспериментальных данных по знакопеременному кручению тонкостенных трубчатых образцов из алюминиевого сплава АМгб при Т = 291- 523 К. Параметры модели В этом расчете также были подобраны иэ соответствия расчетных и экспериментальных кривых на первом этапе нагружения. В исследованном диапазоне температур коэффициент т практически [c.108]

Учитывая успехи в развитии машин дискретного действия, Ш. Массоне в 1957 г. предложил решать с их помощью последовательными приближениями полученное им ГИУ для пространственной задачи теории упругости [17]. Доминирующая идея Массоне о необходимости перевода расчетов на индустриальные рельсы сделала его пионером использования ЭВМ для систематического решения ГИУ в задачах теории упругости. Уже к I960 г. эта идея была им реализована в докладе [181 детально описана процедура численного решения ГИУ плоской задачи теории упругости на ЭВМ последовательными приближениями и приведены примеры, иллюстрирующие высокую эффективность расчетов. Обобщая предыдущие работы по численному решению ГИУ на компьютерах, Ш. Массоне опубликовал в 1965 г. итоговую работу [19], в которой сочетаются простота изложения, высокий теоретический уровень и практическая направленность. Он рассмотрел сходимость последовательных приближений, отчетливо выделил алгоритмические черты метода граничных элементов в его каноническом виде и ярко проиллюстрировал его на примерах задач о кручении и плоской деформации. Любопытно, что в этой заме- [c.268]

Задаваясь некоторыми свойствами смещений, вытекаюпщми из умозрительного рассмотрения задачи, и предполагая отсутствие продольных составляющих касательных напряжений на боковых поверхностях стержней, Сен-Венан показал непротиворечивость принятых предположений и свел задачу о кручении к решению уравнения Лапласа для продольного смещения частиц первоначально плоского поперечного сечения стержня, а задачу об изгибе — к решению уравнения Пуассона для некоторой вспомогательной 56 функции (при этом распределение напряжений на торцах стержня находится из решения). Сен-Венан подробно разобрал кручение и изгиб стержней с эллипсоидальным и прямоугольным поперечным сечением, а также множество других частных задач. Все его изложение проникнуто чисто инженерным духом — стремлением довести решение до числа и графика, изучить наиболее опасные, с точки зрения прочности, области сечения и дать совершенно ясные примеры расчетов. [c.56]

На примере расчета простейших рам (рис. 56) можно показать, что разнообразные напряженно - деформированные состояния при их кручении можно получать только за счет различного соединения поперечин и лонжеронов. Лонжероны Ри- 57 рам изготовлены из швеллера № 12, а поперечины из швеллера № 8 ширина рам 0,6 м, а расстояние между поперечинами 0,7 м рама нагружена кососимметричной нагрузкой при Р=1 Н (рис. 57). При расчете использовано свойство симметрии рассмотрена только одна половина рам, в средних сечениях поперечин действуют только кососимметричные силовые факторы, причем в первой и последней поперечинах они одинаковы. Бимоменты В и Вл, возникающие в узловых сечениях 1 и 2 поперечин и лонжеронов, показаны моментами бипар, по которым определяют знак бимоментов. [c.103]

На рис. 63 представлены результаты расчетов четырех различных надрамников на кручение. У надрамника I первая и последняя поперечина имеют закрытый коробчатый профиль. Эти же поперечины в надрамнике II выполнены из труб. В надрамнике /// все поперечины — трубы, а в надрамнике IV все поперечины выполнены, как показано на рис. 61. Лонжероны всех надрамников выполнены из швеллера № 12 длиной 3 м. Ширина надрамников 0,75 м. Поперечины закрытого профиля в надрамнике I имеют сечение 100X100X5, а трубы в надрамниках II и /// —сечение 63,5X5. Поперечины скрытого профиля в надрамниках I я II — швеллер № 10. Поперечины в надрамнике IV такие же, как в рассмотренном выше примере, т. е. имеют сечение 100X100X5 и Рп=0,6. На рис. 63 показаны также расчетные схемы надрамников цифрами обозначены номера неизвестных, цифрами в кружках — номера элементов. Для лонжерона в первом и последнем узле надрамника / принималось полное запрещение депланации. В надрамниках II и III крутящий момент поперечин создает бимоменты в лонжероне, как показано на рис. 4, и прил. 3. В последнем узле этих надрамников депланация лонжерона равна нулю, так как его сечение закрыто вертикальной пластиной. В расчетной схеме надрамника IV зона присоединения выделена в отдельные элементы. Моделирование связей в соединениях показано на рис. 11, д прил. 3. На рис. 63 также показаны эпюры бимоментов и вертикальных изгибающих моментов, возникающих в лонжеронах надрамников при закручивании их на 1°. Таким образом напряженное состояние лонжеронов определяется напряжениями стесненного кручения Ош и вертикального изгиба Ох (см. рис. 59). [c.112]

Приведем пример расчета вала (рис. IX. 15, а) на статическую прочность. На вал действуют две вертикальные силы и Родна горизонтальная сила Р и тр 1 внешних момента Г, = 4 кН м, Гз = 10 кН м, Гз = 6 кН м, вызывающих деформацию кручения. Материал вала — сталь 45, предел текучести а , = 360 МПа, предел прочности Стд = 610 МПа. [c.225]

Пример 14. При выборе основной системы для расчета Симметричной рамы на кручение, так же как и при расчете ее на изгиб, следует использовать симметрию рамы путем введения этой симметрии в единичные эпюры и эпюры от заданной нагрузки. В та ком случае, как известно, удается часть, а иногда и все побочные коэффициенты канонических уравнений обратить в нули, что влечет за собой распадение совместной системы уравнений на отдельные независимые системы, содержащие меньшее количество неизвестных, а иногда и на отдельные независимые уравнения. Внешнюю нагруЭку при этом следует разбивать на симметричную и обратно симметричную и расчет на каждую из них производить отдельно. Тогда часть свободных членов уравнений также обратится в нуль. [c.353]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...