Рабочие, предельные и допускаемые напряжения

Рабочие, предельные и допускаемые напряжения [c.159]

В процессе расчета деталей машин различают рабочие, предельные и допускаемые напряжения. [c.19]

Дайте характеристику рабочих, предельных и допускаемых напряжений. [c.25]

Какие напряжения называют рабочими, предельными и допускаемыми [c.160]

Допускаемое напряжение является суммарным рабочим напряжением при номинальной частоте вращения. Оно включает в себя напряжения от центробежных сил и от посадки на вал с натягом. Натяг принимается максимальный, исходя из предельных допусков на вал и отверстие в диске. Принимая во внимание возможные повышения частоты вращения роторов сверх номинального (вследствие допустимого увеличения частоты вращения роторов на 20%, при сбросах нагрузки, неравномерности системы регулирования и т. д.), необходимо рассчитать напряжения во всех основных элементах диска при максимально возможной частоте вращения. [c.269]

Отличным от указанного выше расчета по допускаемым напряжениям является расчет конструкций по коэффициенту запаса прочности по отношению к разрушению. Сначала, надо определить величину нагрузки (или нагрузок), которая вызовет разрушение конструкции, а затем найти допускаемую нагрузку (или рабочую нагрузку) путем деления предельной нагрузки на соответственно выбранный коэффициент нагрузки. Подобный метод расчета называется расчетом по предельной нагрузке, и, как можно видеть, в этом случае при определении рабочих нагрузок величины фактических напряжений, возникающих в конструкции, непосредственно не используются. В общем случае при проектировании металлических конструкций применяется как метод расчета по рабочим напр ян се-ниям, так и метод расчета по предельным нагрузкам. Определение предельных нагрузок для некоторых простых конструкций будет обсуждаться ниже в разд. 1.8 и 9.5. [c.18]

В предыдущих главах указывалось, что для проверки стержня на прочность необходимо сравнить возникающие в нем рабочие напряжения с допускаемыми, причем под допускаемым напряжением понималось отношение предельного напряжения к запасу прочности. Продолжая считать величину запаса прочности заданной, рассмотрим возможности нахождения предельного напряжения или предельной нагрузки. В простейших случаях растяжения и сжатия предельную нагрузку можно найти непосредственно из опыта. Но в более сложных случаях, при работе конструкции одновременно на разные виды деформаций, опыт или затруднителен, или вообще неосуществим. [c.293]

В тех случаях, когда в передаче возникают пиковые нагрузки, следует проверять рабочие поверхности зубьев на отсутствие хрупкого разрушения и пластических деформаций то же относится к общей (изгибной) прочности зубьев. Эти проверки производят так же, как и для зубчатых передач (см. гл. 1П) значения предельных допускаемых напряжений приведены в 4.4. [c.64]

Для тяжелонагруженных соединений (т. е. соединений, передающих крутящий момент, близкий к предельному по прочности вала на кручение) размеры следует выбирать таким образом, чтобы соединение было примерно равнопрочным по кручению вала и смятию рабочих поверхностей (при расчете по допускаемым напряжениям). Длина соединения, обеспечивающая равнопрочность, определяется соотношением [c.177]

ЗАПАС ПРОЧНОСТИ. Число, показывающее, во сколько раз предельная (разрушающая) нагрузка детали больше ее фактической нагрузки. Для безопасной работы машины необходимо, чтобы напряжения в работающих деталях ее ни в коем случае не достигали предельных (0 , а,- и т. д.), при которых начинается разрушение материала. Допускаемые напряжения обычно бывают в несколько раз меньше предельных. Величина запаса прочности зависит от многих факторов от степени ответственности детали, характера ее нагрузки, формы, рабочей температуры и др. [c.38]

Задача 5. Для вала, передающего вращающий момент, диаметром d = 40 мм, необходимо подобрать размеры призматической, сегментной, клиновой шпонок и определить предельный момент, который могут передать эти шпонки. Принять рабочую длину шпонок I - 50 мм, коэффициент сцепления /= = 0,16, допускаемые напряжения смятия [ас ] = 150 МПа. Расчетный момент определить при [т] = 25 МПа. [c.79]

Как уже отмечалось выше, по этим формулам нельзя определить истинные контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев. Поэтому применять формулы (ПО), (112) и (113) для расчета зубчатых передач можно лишь при условии сопоставления полученных значений напряжений с допускаемыми напряжениями, которые определяются по тем же формулам, исходя из найденных опытным путем предельных нагрузок. [c.189]

Справочные значения предельных (базовых) напряжений усталости в металле валов и зубчатых колес соответствуют длительным периодам работы, обычно намного превышающим сроки службы этих деталей. В кривошипных прессах максимальные напряжения действуют не все время, а только в период рабочего хода. Поэтому расчетные допускаемые напряжения могут не соответствовать предельным. Для этого в формулы допускаемых нагрузок введены коэффициенты долговечности (коэффициенты режима работы), учитывающие срок службы и режим нагружения. [c.118]

Для термонапряженных узлов двигателя необходимо выбирать материалы с высокими предельными допускаемыми напряжениями при рабочих температурах. К таким материалам относятся сплавы с повышенным содержанием никеля и хрома. На первых этапах работы во [c.61]

При проверочном расчете нагрузки размеры и материал (допускаемое или предельное напряжение) являются известными. В результате расчета определяется наибольшее рабочее напряжение и сравнивается с допускаемым. Расчетная зависимость (условие прочности) в этом случае имеет вид [c.14]

Первая задача. Известны размеры поперечного сечения бруса, т. е. площадь F и продольная сила N. Известно также допускаемое или предельное напряжение. Определить наибольшее рабочее напряжение ц сравнить его с допускаемым. В этом случае непосредственно используется исходное условие прочности [c.40]

Аттестационные данные должны обеспечивать возможность расчета конструкций из соответствующего материала на циклическую прочность. Применительно к условиям эксплуатации, исключающим ползучесть, должны быть представлены гарантированные (для регламентированных техническими условиями характеристик прочности и пластичности металла и сварных соединений и ресурса эксплуатации) кривые усталости по образованию макротрещин в диапазоне предельных температур от 20° С до наибольшей рабочей, допускаемой для материала, в интервале от 10 до 10 циклов. Кривые усталости определяют при постоянной температуре через интервалы 50—100° С в зависимости от интенсивности изменения сопротивления усталостному разрушению по мере увеличения температуры испытаний. Кривые для промежуточных температур могут быть получены интерполяцией амплитуд деформаций (напряжений) для заданных чисел циклов по температуре. [c.243]

Так как подшипники качения должны выдерживать большое количество циклов высоких контактных напряжений, к шарикоподшипниковым сталям предъявляют строгие требования в отношении металлургического качества общей и осевой пористости, газовых пузырей, флокенов, ликвации и неметаллических включений. Последние строго лимитируются, так как, выходя на рабочие поверхности, они служат концентраторами напряжений и источником преждевременного разрушения подшипников. Предельные количества неметаллических включений и карбидной неоднородности. допускаемые в шарикоподшипниковой стали, приведены в табл. 125. [c.568]

Коэфициент безопасности. Материалы, которые идут на постройку различных объектов, испытывают более или менее значительные напряжения кроме того, эти материалы могут находиться в различных переменных температурных условиях и иметь разную длительность и величину нагрузок. Все это отражается на сроках службы материалов и на безопасности эксплоатируемого объекта или сооружения. При выборе предельных нагрузок надо хорошо знать свойства данного материала и условия его эксплоатации. Прежде всего не следует допускать возникновения в материале остаточных деформаций и выходить за пределы пропорциональности для данного материала и в то же время нужно учитывать длительность нагрузок и ожидаемый срок службы. Все это говорит за то, что предельные рабочие нагрузки или допускаемые напряжения должны быть значительно меньше предела пропорциональности, что и наблюдается в большинстве случаев. [c.240]

По условиям работы пружины определяются нагрузка на пружину (Н) Ра — наибольшая, Р (0,3- 0,8) Р — наименьшая nPaf==> (1,1-5-1,2) 2 — предельно допустимая рабочий ход (деформация) пружины Л = — /i при изменении нагрузки от 2 до li средний диаметр пружины D индекс С = Did пружины д) матс",1ал пружины, его допускаемое напряжение [tJ и модуль сдвига G п — число витков пружины. [c.338]

Предположим, что продольное сжатие равно нулю. В этом случае стенки цилиндра (независимо от величины С ) при Кр=1 будут работать на деформацию смятия. Известно, что для конструктивной стали допускаемое напряжение на смятие примерно в 1,5 раза выше, чем допускаемое напряжение на растяжение. Следовательно, если запроектировать предельно тонкостенный внутренний цилиндр, стенка которого не будет доходить до дна, рабочая жидкость в зазоре между внутренним стальным тонкостенным цилиндром и внутренним толстостенным цилиндром будет свободно сообщаться с внутренней полостью, вследствие чего внутреннее и наружное давление для тонкостенного вставного цилиндра будет одинаковым. Следовательно, толщина стенки вставного тонкостенного внутреннего цилиндра будет проектироваться по условиям в 1,5 раза повышенного допускаемого напряжения на смятие, устойчивость, изнашиваемость. Толстостенная часть внутреннего цилиндра (тоже сборная) будет работать на разность внутризональных давлений и может быть запроектирована из любого другого материала, в большей мере соответствующего условиям работы, а отсюда и экономичности. Очевидно, более удачным может стать вариант, в котором внутренний тонкостенный цилиндр воспримет некоторую разность давлений (наружного и внутреннего). [c.33]

В случае оджм)саого напряженного состояния оценка прочностн в данной точке конструкции производится путем непосредственного сопоставления возникающего в ней рабочего напряжения либо с предельным, либо с допускаемым напряжением. Коэффициент запаса прочности равен отношению предельного напряжения к рабочему (расчетному) и = о р д/а. [c.260]

Балки мостов п других сооружений, работающих при переменных нагрузках, редко подвергаются в эксплуатации усталостному нагружению, настолько неблагоприятному, как при испытаниях, результаты которых приведены в табл. 10.4. Ввиду этого не<"бходимо располагать методо.м экстраполирования ил еющихся экспериментальных данных для определения предела выносливости при других условиях нагружения. Один из таких методов заключается В использовании диаграммы предельных напряжений (рис. 10.12). На этой диаграмме нанесены также основные расчетные напряжения, рекомендованные в 1963 г. техническими условиями на конструкции мостов Американского общества сварки [12], а также допускаемые напряжения для балок с накладками на часги длины пояса из углеродистых конструкционных сталей А 373 или А 36. Из приведенных данных видно, что многие балки могли бы удовлетворительно работать при переменной нагрузке, соответствующей рекомендуемым расчетным напряжениям. Однако те же данные показывают, что 1при некоторых условиях нагружения балки со стыками, накладками на части длины поясов и другими неблагопр иятными деталями конструкции необходимо принимать пониженные расчетные напряжения. Возможно, что специальные ограничения необходимы также при . использовании тонкой стенки, испытывающей поперечные деформации при рабочих нагрузках. [c.266]

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]

Предположим, что задана эпюра изменения допускаемого напряжения по длине лопатки (кривая АВ на фиг. 61). Такая эпюра может быть построена по графику изменения температуры по длине лонатки и графику зависимости предельного напряжения от температуры при условии выбора величины коэффициента запаса. Заметим, что за предельное напряжение для рабочих лопаток турбомашии принимается предел текучести или предел длительной прочности материала. На основании вышеизложенного напряжение может быть равно допускаемому (эпюра АС на фиг. 61) только по длине лопатки — а по длине — должно по некоторому закону (кривая СО) уменьшиться до нуля. [c.96]

Для передач, подверженных значительным кратковременным перегрузкам, необходима проверка зубьев на изгиб и контактную прочность по величине максимальной (пиковой) нагрузки, не учитываемой при расчетах на выносливость. Эта проверка, выполняемая как для закрытых, так и для открытых передач, должна обеспечить статическую прочность зубьев в целом (на изгиб) и их рабочих поверхностей (отсутствие пластических деформаций или хрупкого разрушения). Допускаемые напряжения (предельные), прини.маемые при указанной проверке, имеют более высокие значения, чем при расчетах на выносливость (на изгиб и контактную прочность). Значения предельных допускаемых напряжений приведены в табл. 12. [c.91]

Связь между нагрузкой и осевым перемещением (характеристика пружины) представлена на рис. 6, где — наибольшая рабочая нагрузка [см. формулу (8) ], при которой длина пружины Якон Люч > > Рд—начальная (установочная) нагрузка, при которой длина пружины Ннвч, пред= (1,05-=-1,2) Ркон предельная нагрузка, при которой напряжение почти достигает предела упругости дальнейшему растяжению пружины должны препятствовать специальные упоры //пред — предельная длина пружины, допускаемая при ее регулировании и установке х — рабочий ход пружины 5 — регулировочный ход а (1- -2) D — длина разгруженной пружины Hd = W — [c.712]

Так как подшипники качения должны выдерживать большое количество циклов высоких контактных напряжений, к шарикоиодшинниковым сталям предъявляют строгие требования в отношении металлургического качества. Попадая в поверхностный рабочий слой деталей подшипников, металлургические дефекты становятся концентраторами напряжений и источником преждевременного усталостного разрушения. Предельные количества неметаллических включений и карбидной неоднородности, допускаемые в шарикоподшипниковой стали по ГОСТу 801—60, указаны в табл. 2 и 3 [7]. [c.366]

Рпред— (1,05-5-1,2) PkohI. при которой напряжение почти достигает предела упругости дальнейшему растяжению пружины должны препятствовать специальные упоры —предельная длина пружины, допускаемая при ее регулировании и установке х — рабочий ход пружины S—регулировочный ход — длина разгруженной пружины Нд= (1-г-2) D и более в зависимости от вида прицепов На = id — длина, занятая рабочими витками. [c.928]

Можно представить элемент стенки внутреннего цилиндра, находящийся под действием всестороннего сжатия нагрузками внутреннее радиальное рабочее давление <7 , наружное радиальное давление подпора зональной жидкости qn-u предельное сжатие запирающими концевыми плитами дм, реактивное тангенциальное давление от напряжений, возникающих в тангенциальном направлении ст. Согласно приведенной гипотезе, на прочность элемента цилиндра оказывает влияние только разность давлений (рабочего и зональной жидкости). Отсюда не следует, что расчет каждого из совмещенных цилиндров не отличается от расчета обычного цилиндра, нагруженного внешней и внутренней нагрузкой. Для упрощения расчета можно принимать, что автофретированный цилиндр отличается от простого только величиной предела упругости или, лучше сказать, величиной допускаемой грузоподъемности. [c.32]

Резисторы типа УЛМ — углеродистые, лакированные, малогабаритные, мощностью 0,12 вт с пределами номинальных сопротивлений от 10 ол до 1 Мом. Допускаемые отклонения 5% 10% 20%. Предельное рабочее напряжение переменного и постоянного тока 100 в, в импульсном режиме — 400 в. Уровень собственных шумов 5 мкв1в. [c.325]

На рис. 16 Ркон — наибольшая рабочая нагрузка, соответствующая напряжению [т] , по которой следует производить расчет Нкон — длина пружины при нагрузке Ркон< Рнач наименьшая нагрузка (установочная — выбирается в зависимости от назначения пружины) Д нач — длина пружины при нагрузке Рнач у Рпред предельная нагрузка [Рпред с= (1,05 -г- 1,2) Ркон] у при которой напряжения почти достигают предела упругости дальнейшему растяжению пружины должны препятствовать специальные упоры Нпред — предельная длина пружины, допускаемая при ее регулировании и установке — длина разгруженной пружины [Яо — 1(1 I -у 2) О и более, в зависимости от вида прицепов] На — длина, занятая витками На = 1<г) X — рабочий ход 8 — регулировочный ход Р — сила предварительного натяжения. [c.40]

В косвенных штодах расчета по предельному состоянию разрушения используют и другие приемы, сходные с описанными вьшге. После определения максимального рабочего напряжения или другого критерия при эксплуатационных нагрузках их сравнивают с допускаемыми значениями напряжений или с допускаемыми значениями критериев. [c.261]

Условие разрушения (4.29) может быть применено к оценке прочности ак-гивных эле.ментов цилиндрических пульсирующих и мало -абаритных низкочастотных стержневых преобразователей. Оно устанавливает зависимость допускаемой амплитуды циклов рабочих напряжений в активных элементах от начальных сжимающих напряжений при любой вероятности, его безотказной работы, любом сроке службы преобразователей и длительности работы в активном режиме. Эта зависимость может быть представлена в виде диаграммы предельных циклов рабочих напряжений. [c.83]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...