Натяжение и изгибающий момент

Натяжение и изгибающий момент. Пусть дан однородный упругий стержень, длина которого велика по сравнению с его толщиной и который имеет по всей своей длине одинаковые поперечные сечения. Осью стержня называют геометрическое место центров тяжести его поперечных сечений. Естественным состоянием равновесия стержня является та его форма, которую он принимает, когда на него не действуют никакие силы, которые стремились бы его деформировать, например, когда он положен на стол. Если к стержню приложить силы, стремящиеся его изогнуть, то он изменит свою форму и придет в новое состояние равновесия, которое называется вынужденным состоянием равновесия, соответствующим данным силам. Мы исследуем здесь наиболее простые случаи равновесия, когда изогнутая ось стержня (эластика) является плоской кривой. Но сначала укажем некоторые общие предложения, касающиеся такого рода задач. [c.195]

Брус BDS ломаного очертания прикреплен горизонтальным тросом АВ и шарниром S к другому ломаному брусу A S, который имеет в точке Е шарнирную неподвижную и в точке F шарнирную подвижную опору. Груз Р=4000 кГ. Определить натяжение троса АВ, реакции опор Е ц F построить эпюры продольных и поперечных сил и изгибающих моментов для обоих брусьев. [c.102]

Определить натяжения ветвей ремня, если S = 2S , S = = 25г и т. д. Построить эпюры крутящих и изгибающих моментов. Считая сечение вала по всей длине постоянным, определить его [c.213]

Валы — детали, предназначенные для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей машин Простейшие прямые валы имеют форму тел вращения. Валы вращаются в подшипниках. Так как передача крутящих моментов связана с возникновением сил, передающихся на валы, например сил на зубьях зубчатых колес, сил натяжения ремней и т. д., валы обычно подвержены, кроме крутящих моментов, также поперечным силам и изгибающим моментам. [c.410]

В данной конструкции на неподвижном корпусе 1 болтами 18 закреплена крышка 2, на ней болтами 79 через прокладку 77 закреплен кронштейн (цапфа) 3, являющийся опорой для подшипников 14 шкива 7. На шкиве 7 винтами 20 закреплен фланец 6 (имеющий внутренние шлицы, см. рис. 13.37). Вал 5 вращается в корпусе 7 на роликовых подшипниках качения. Вращение от шкива 7 через фланец 6, вал 5 и шпонку 23 передается детали 4. Втулка (Услужит для установки шарикоподшипников. Их положение на валу фиксирует кольцо 12 и пружинное кольцо 14. Кольцо 13 устанавливает расстояние между деталью 4 и торцем внутреннего кольца роликового подшипника. Штифт 24 фиксирует положение крышки на шкиве, винт 22 предотвращает его от выпадения. Крышка 9, закрепленная винтами 21, герметизирует полость подшипников. В данной конструкции радиальное усилие на шкиве 7 от натяжения ремней воспринимает кронштейн 3, т. е. изгибающий момент не передается на вал 5. [c.194]

На рис. 3.98, г показана схема нагружения вала в плоскости хг, а на рис. 3.98, д — эпюра изгибающих моментов (моменты имеют двойной индекс у2 или уЕ, что означает момент относительно оси у в сечении 2 под червячным колесом или момент относительно оси у в сечении Е под правым подшипником. Нагрузка вала от натяжения цепной передачи 5ц определяется по формуле (3.117). Если направление силы 5ц не задано (это может быть также сила натяжения ветвей ременной передачи), ее следует направлять так, чтобы она увеличивала деформации и напряжения от окружного усилия, действующего в зубчатой или червячной передаче, в данном случае от силы Р (см. рис. 3.98, г). [c.415]

Определим изгибающие и крутящие моменты для вала 4D. Силы Т V. t натяжения ремня), действующие на шкив, заменяем силой T+t, приложенной в центре шкива, и парой Т—t) Ro, где Ro— радиус шкива. Сила T -t вместе с весом шкива Q производит изгиб вала пара же (Г—t) Ro, скручивая вал, уравновешивается парой, приложенной к его правому концу. [c.377]

На стальной вал, опирающийся на подшипники А и В, насажены шкивы С и D с силой тяжести и (рис. 360). Натяжения ветвей ременной передачи имеют величину, указанную в табл. 29, и направлены у шкива D вертикально вниз, а у шкива С — под углом а к горизонту. Для одного из вариантов, приведенных в табл. 29, требуется построить эпюру крутящих моментов построить эпюру изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определить диаметр вала по III теории прочности. Допускаемое напряжение [а] = 70 Мн/м ( - 700 кГ/см ). [c.268]

Равнодействующая напряжений, действующих в каком-либо поперечном сечении, может быть разложена на радиальную перерезывающую силу Р и тангенциальное натяжение Q , кроме того, будет действовать изгибающий момент М. Аналогично 43, 45 найдем [c.175]

Изгибающие моменты валов вызываются весом шкивов, силами натяжения ремней, силами, действующими на зубья зубчатых колес, и т. п. Если эти силы не располагаются в одной плоскости, то изгибающие моменты определяются в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (обычно в вертикальной и горизонтальной М ), после чего определяют равнодействующие моменты в опасных сечениях вала по формуле [c.109]

Опора стрелы используется во время монтажа крана для уменьшения изгибающих моментов в башне. Она состоит из плоской сварной рамы, канатных оттяжек, крепящих раму к оголовку башни, и оттяжек, крепящих опору к стреле. Верхние оттяжки снабжены для натяжения талрепами. [c.37]

Эти две гипотезы, данные нами в общепринятой формулировке, являются ошибочными, за исключением редкого случая равномерного изгиба или изгиба по дуге окружности под действием сил, создающих моменты на каждом конце призмы. Действительно, если внешние силы, действующие на конец призмы и изгибающие ее, имеют поперечную равнодействующую Р, которая обязательно производит неравномерный изгиб от одного конца до другого, то для равновесия какой-либо части призмы, отделенной от другой ее части сечением со, требуется, чтобы по этому сечению действовали внутренние силы, также поперечные, с такой же равнодействующей Р ) это может произойти, если только сечения перекашиваются и перестают быть повсюду нормальными к волокнам, которые, следовательно, несколько сдвигаются также относительно друг друга и создают при взаимодействии род трения или продольные натяжения, которые исключают абсолютную независимость волокон. [c.387]

На рис. 1-1 приведена схема для расчета наклонной монтажной мачты. Изгибающий момент в оголовке мачты Мо от приложения груза С и натяжения задней ванты рассчитывают исходя из заданных значений Q, I, Н, а, Ь, е н г. Расчет мачты производят по формулам [c.45]

Изгибающий момент возникает под влиянием веса (собственного веса при большом расстоянии между опорами, веса маховых колес, турбин, роторов и т. д.) или окружного усилия привода (натяжения ремня или каната, силы фрикционных или [c.464]

Натяжение ткани камеры. Максимальное натяжение ткани камеры устанавливают в условиях одновременного действия избыточного давления в камере р и нагрузки О, равной водоизмещению изделия. Наибольшие изгибающие нагрузки камера воспринимает, опираясь на гребни волн средней частью днища или попадая между гребнями. В последнем случае камеру рассматривают как балку, нагруженную равномерно распределенной силой С, с расстоянием между опорами, равным /з диаметра (рис. 5.5). Наибольший изгибающий момент от силы О, действующий в сечении А—А, вычисляют так [c.126]

Этот вид сложной деформации возникает в валах под действием передаваемых ими вращающих моментов и изгибающих усилий от натяжений ремня в ременной передаче, или сил, действующих при передаче вращения через зубчатые колеса. [c.256]

На рис. 43 показаны схемы установки барабана, характерные для машин с групповым приводом. На рис. 43, а изображена часть подъемного механизма, в котором барабан посажен на вал передача крутящего момента осуществляется открытой зубчатой парой. Ведомое зубчатое колесо передачи и барабан закреплены на валу независимо друг от друга. При этой схеме вал нагружен изгибающим моментом от натяжения гибкого органа, радиального и окружного усилий зубчатого колеса и веса барабана на участке 1—2 вал передает полный крутящий момент на участке 2—3 крутящий момент передается частично валом, а частично стенками барабана. 104 [c.104]

С увеличением длины пролета коэффициенты жесткости каната, начиная с ср = 30 ч- 40°, быстро уменьшаются, и при дальнейшем увеличении их значения должны приближаться к значениям соответствующих коэффициентов для винтовой пружины (/ = 0). Контактная нагрузка /о имеет максимум при ф = 60 -ь 80°. При точечном контакте проволок изгибающий момент L , и напряжения возрастают в несколько раз по сравнению с линейным контактом, а вместе с ними значительно увеличиваются и общие напряжения в проволоке. Момент в средине пролета изменяет свой знак это значит, что проволока в средине пролета под действием натяжения несколько выпрямляется, в то время как на опоре она получает дополнительный изгиб в сторону увеличения начальной кривизны. Отсюда становятся ясными все преимущества линейного контакта проволок. Применение расчета по схеме линейного контакта к канатам точечного контакта до ф = 60° не дает существенных ошибок в перемещениях каната, но разница в напряжениях получается значительной. [c.135]

На рис. 15 приведена конструкция привода, расположенного в верхней части двухрядного стеллажа с консольно установленными грузовыми звездочками. При таком расположении грузовых звездочек валы, передающие движение от приводной цепи к грузовой, испытывают значительные усилия от изгибающего момента, возникающего от действия веса грузов и натяжения приводной [c.43]

Приведенная схема проста и надежна, что доказано более чем тридцатилетним опытом эксплуатации эскалаторов типа Н-10-1. В то же время цепная передача требует очень тщательного наблюдения и проверки на отсутствие трещин, ослабление посадки валиков и втулок в проушинах, контроля за натяжением цепи и т. п. К другим недостаткам этой схемы следует отнести большие изгибающие моменты на консоли главного вала [c.363]

Наклонная верхняя часть рассматривается в сечении II — II (фиг. 243, а) закрепленной (фиг. 243, б). Вес груза Q раскладывается на сжимающее усилие N1 и изгибающее (разгружающим моментом от натяжения каната 5 обычно пренебрегают). К этим величинам прибавляется еще сжимающее усилие Мг и изгибающее Р, от собственного веса фермы Сз (берется ориентировочно). [c.297]

Рассмотрим случай однородного, стержня с массою т и дпиною /, который качается, как маятник, около одного из своих концов. Напряжения в поперечном сечении в точке Q на расстоянии х от свободного конца А статически экивалентны натяжению Т, перерезывающей силе F и изгибающему моменту М (фиг. 66). Положительные направ-чения этих величин мы примем, как указано на чертеже. [c.178]

Обозначим через X, Y, L натяжение, перерезывающую силу и изгибающий момент в точке Р стержня все эти величины являются малыми. Пусть координатами точки Р в невозмущенном и возмущенном положениях будут а, 0 и а (1 -f -fu), 0 -j- ф соответственно. Еслн пренебречь квадратами малых величин, то уравнення движения примут вид [c.511]

Из построенных графиков напряжений в арматуре (один из которых изображен на рис. У.З, 1—5 стержни) видно, что напряжения в нижней продольной и поперечной арматуре в предельном состоянии, как правило, достигали предела текучести. Обычно сначала напряжения достигали предела текучести в наиболее напряженном от изгиба стержне нижней продольной арматуры (стержень 2), затем происходило перераспределение усилий между отдельными стержнями продольной арматуры, а также между стержнями продольной и поперечной арматуры. Напряжения в верхней напрягаемой арматуре вплоть до разрушения оставались растягивающими. Величина и знак этих напряжений зависели от степени предварительного натяжения стержней, потерь предварительного напряжения, марки бетона, соотношения крутящего и изгибающего моментов, угла натсло на силовой плоскости к главным осям и других факторов. [c.206]

Пользуясь этой таблицей, мы легко определяем натяжение спицы X по формуле (234) и изгибающий момент Л1 по формуле (233). После этого продольная сила и изгибающий мбмент в каком-либо сечении тп обода могут быть найдены из уравнений (а), (Ь) и (с) ). [c.336]

Когда изгибающие моменты от натяжения ремня приводят к иежела-те.льным деформациям вала, шкивы конструируют так, чтобы сила натяжения ремней не передавалась на вал. /1ля этого их располагают на собст иеипых подшипниках, установленных на сиеи,иал 1Н0Й втулке (рис. 18.6). [c.264]

Отсюда может быть найдена постоянная величина у . Таким образом, при отсутствии предварительного натяжения положение границы раскрытия шайб (у,) не зависит от изгибающего момента и определяется написанным выше соотношением. При е, и < О величина у (Рш + Ре) — Рш должна оставаться отрицательной. Поэтому у всегда будет меньиге того значения, которое оно имело бы при отсутствии предварительной затяжки. [c.203]

ИЗ сечений будет иметь точку приложения посредине расстояния между центрами тяжести горизонтальных и отогнутых стержней в этом сечении. Множество точек приложения этих равнодействующих представляет собой квадратную параболу (пунктир на рис. 13.32, б), а( х )инно-эквивалентную (сжатую по вертикали в два раза) той, по которой расположены отогнутые стержни. В каждом поперечном сечении действует сила (равнодействующая усилий во всех стержнях арматуры), имеющая эксцентриситет, равный расстоянию от точки пересечения параболы, изображенной пунктиром, с поперечным сечением балки, до оси. Вследствие наличия эксцентриситета указанная сила в каждом из сечений создает изгибающий момент, противоположный по направлению тому, который вызывается внешней нагрузкой. Эпюра этих изгибающих моментов, созданных предварительным напряжением балки, как и от нагрузки, также представляет собой квадратную параболу, но имеет противоположный знак. Чем больше величина суммарной силы натяжения стержней арматуры, тем пропорционально больше все ординаты эпюры изгибающих моментов, вызванных предварительным напряжением балки. Можно подобрать величину суммарной силы такой, чтобы эпюры М > и с точностью до знака оказались тождественными Мч = М ". [c.313]

Поворот. Эксперименты, связанные с поворотом экскаваторзг проводились при разных скоростях с грузами 2,2 и 2,4 т. Торможение осуществлялось реверсированием или наложением тормозов. Максимальные нагрузки возникали от колебаний груза, вызванных инерционными нагрузками во время разгона и торможения при повороте. Так как нагрузки при этом достигали значительной величины и усилия в горизонтальных фермах вантовых стрел превышали предварительное натяжение канатов, в работе принимала участие одна горизонтальная ферма. При подъеме груза ванты получали небольшое сжатие, а затем работали на сжатие и растяжение, причем колебания усилий повторяли колебания груза. Осциллограмма изгибающих моментов нижнего пояса вантовых стрел также повторяла колебания груза. [c.155]

На фиг. 71, а представлена часть подъемного механизма с передачей крутящего момента на барабан открытой зубчато парой. Барабан и ведомое зубчатое колесо передачи закреплеР1ы на валу независимо друг от друга. В этой схеме вал нагружен изгибающим моментом от натяжения гибкого органа, окружного и радиального [c.104]

В кольцевой пружине с прорезом, состоящей из одной части, фиг. 117 и 118, т. е. у нормального поршневого кольца, а также в нажимающей внаружу или вов21у1рь стальной листовой рессоре, натяжение пружины в прорезе и = рЬА1 2 должно быть заменено пружинящей силой самого кольца. Поэтому для показанных на фиг. 117 и 118 сечений имеем в точке А изгибающий момент [c.366]

Мачта таких кранов испытывает сжатие от составляющих натяжения вант, стрелового полиспаста и усилий в сбегающих нитках. В мачте возникает момент от горизонтальной реакции в месте опирания стрелы. Для уменьшения этого изгибающего момента с обратной стороны мачты подвешивают на консоли, закрепленной на одном уровне с опиранием стрелы, контргруз, вес которого создает момент, равный половиае грузового момента. Мачта также может быть усилена шпренгеле м, стойка которого расположена в уровне крепления стрелы с другой стороны мачты. [c.137]

Пульповые насосы отечественного производства изготовляют с непосредственным приводом насос и двигатель соединены муфтой. В зарубежной практике широко применяют различные конструкции Песковых насосов с вертикальным ременным приводом, имеющим ряд существенных преимуществ уменьшение занимаемой насосом площадки примерно на 30—-40 /о возможность изменения параметров насоса по изменению частоты вращения рабочего колеса возможность размещения (над насосом) двигателей с различной частотой вращения и надежной защиты их от попадания пульпы при случайных подтоплениях насосной установки. Недостатки ременного привода уменьшение механического к. п. д. на 3—5% увеличение нагрузки на вал, вызванное изгибающим моментом от натяжения ремней. [c.248]

На М. с. парусных судов действуют следующие внешние силы 1) давление ветра на паруса и на М. с., 2) собственный вес, 3) силы инерции и 4) натяжение такелажа эти силы вызывают изгиб, сжатие и кручение М. с. на М. с. коммерческих парусных судов кроме этих сил действует еще вес поднимаемого на стреле груза. Т. к. расчет М. с. мало надежен вследствие невозможности точно учесть внешние силы, то для парусных судов обычно пользуются данными опыта, сведенными в таблицы правил классификационных обществ М. с. военных судов, наоборот, рассчитывают. Расчет производят 1) на наибольший ив изгибающих моментов при боковой или килевой качке, 2) на продольное сжатие от собственного веса и наибольшей составляющей подлине М. с. сил инерции от боковой или килевой качки. М. с. разбивают подлине на участки с постоянным весом погонной единицы и производят расчет последовательно для каждого участка, начиная с верхнего, № 1. Задавшись весом (т. е. размерами) участка № 1 на единицу длины р и давлением ветра на единицу длины 5I, определяют величину изгибающего момента для наиболее невыгодного случая и из ур-ия прочности определяют размеры М. с. (диаметр и толщину стенок) на участке № 1 проверив их на устойчивость, вычисляют величины р и i i, к-рые црим.ут новые значения р и q , и повторяют расчет сначала, пока величины [c.302]

Расчет менее ответственных многоопорных В. (трансмиссионных) ведут с учетом только скручивающего момента, а наличие изгибающих моментов от веса сидящих на В. муфт, шкивов и натяжения ремней учитывают понижением допускаемого напряжения на скручивание. Расчет по сложному сопротивлению в применении к длинным трансмиссионным В. в большинстве случаев себя не оправдывает, т. к. по сравнению с М, незначителен, и кроме того в условиях монтажа невозможно обеспечить точное расположение опор, ноэтому из условия прочности [c.151]

Рассмотрим малый элемент стержня в невозмущенном положении, который ограничен двумя плоскостями, перпендикулярными к осн в двух соседних точках Р, Q. Делая обычное предположенне о том, что эти плоскости остаются нормальными к оси при увеличении кривизны, заметим, что длины нерастянутых волокон элемента, лежащих по разные стороны от оси PQ, не равны длине PQ волокна имеют большую длнну на выпуклой стороне и меньпгую на вогнутой. Пусть Е — модуль упругости Юнга, ш — площадь сечения в точке Р, момент инерции относительно оси, проведенной через центр тяжести этого сечения перпендикулярно к плоскости колебаний, а — радиус окружности, форму которой имеет ось стержня в его невозмущенном положении. Тогда в результате ннтегрнровання находим, что результирующее натяжение X всех волокон, которые пересекают сечение (о, и нх изгибающий момент L даются соотношениями [c.512]

Таким образом, в модели пресса воспроизводится нагружение вала силой натяжения ветвей клиноременной передачи, силой тяжести маховика, нормальными силами и силами трения в зубчатой передаче, а также моментами этих сил, реакциями подшипниковых опор и моментами трения в них, динамическим моментом маховика при его замедлении, моментом торможения. При этом в полюсах модели FRVL вычисляются в виде фазовых переменных типа потока поперечные силы, изгибающие и крутящие моменты, осевые силы сжатия. В модели FRVL по формулам (3.22) и (3.25) определяются нормальные и касательные напряжения, средние напряжения цикла (от действия осевых сил сжатия растяжения и поперечных сил) и амплитуды напряжений (от изгибающих и крутящих моментов), эквивалентные нормальные и касательные напряжения. [c.523]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...