Определение консольных сил

Примечания 1. Величины, входящие в формулы для определения консольных сил Г, для открытых зубчатых передач — вращающий момент на приводном валу рабочей машины, на котором установлено колесо, Н (см. табл. 2.5) Г и Гг для муфт — вращающий момент на быстроходном и тихоходном валах редуктора, Н (см. табл. 2.5) 2—делительный диаметр цилиндрического колеса, мм (см. табл. 4.5) — внешний делительный диаметр конического колеса 81—угол делительного конуса щестерни, град (см. табл. 4.8). 2. Консольная сила от муфты предварительно рассчитывается по ГОСТ 16162—85. Фактическое значение определяется после выбора муфты при разработке конструктивной компоновки привода (см. 10.7). [c.98]

Такого рода балки называются обычно консольными. В данном случае с правой стороны на балку не наложено связей, и определение внутренних сил в любом сечении может быть произведено без предварительного определения реакций. [c.9]

Пример 2. Составим уравнение для определения критической силы консольного стержня, нагруженного двумя сжимающими силами к (см. схему в табл. 3) при этом с =0, фо=0, Со=0. Пользуясь выражениями (5), получаем для конца первого участка (г = а) [c.15]

Определение направления консольных сил со стороны передач гибкой связью и муфт Р , Р см. 6.3, п. 7. [c.96]

При установке подшипников в упругой консольной втулке (вид 6) нагрузки распределяются более определенно. Радиальную нагрузку несет правый подшипник, расположенный в узле жесткости, осевую — левый подшипник, разгруженный от радиальных сил ввиду податливости втулки. [c.525]

При построении эпюры для консольных балок начало координат удобно брать на конце консоли, что нередко дает возможность обойтись без определения опорных реакций. В сечении, соответствующем заделке, поперечная сила равна реактивной силе, а изгибающий момент — реактивному моменту. [c.240]

Точный способ расчета. Рассмотрим точный метод определения величины изгибающего момента М . Пусть на консольную балку (рис. 532) действуют сжимающая сила S и поперечные нагрузки [c.579]

Энергия разрушения определяется либо как работа, необходимая для образования единицы новой поверхности трещины, либо как энергия, поглощенная вновь образованной поверхностью разрушения и приходящаяся на единицу площади. Для определения энергии разрушения материалов было предложено много различных форм образцов [10] с острой трещиной, которая во всех случаях наносится до испытаний. При вычислении энергии разрушения необходимо знать силу, требуемую для развития острой трещины, ее длину, модуль упругости материала, размеры образца и соответствующее уравнение, связывающее эти параметры. Необходимо также следить за тем, чтобы длина трещины и размеры образца были в интервале справедливости используемого уравнения в соответствии с деформационными свойствами исследуемого материала. Для испытаний керамик и хрупких полимеров широко используется двойная консольная балка, что обусловлено разработкой различных методов получения в материале острых трещин [61]. [c.18]

Малость деформаций элементов и систем позволяет сделать еще одно существенное упрощение. Представим себе, что к консольной ферме (рис. 1.54) приложена сила Р , после чего прикладывается сила Ра- Возникает вопрос чему будут равны усилия в стержнях фермы в результате приложения обеих сил При определении усилий от силы Pi в связи с тем, что деформация мала, можно не учитывать изменения рисунка, образуемого стержнями фермы, т. е. не учитывать ее деформацию. Так как в результате приложения силы Р деформация мала, то и при определении усилий от силы Pg подход остается таким же. Следовательно, ввиду малости деформации можно считать, что усилие в некотором стержне при действии обеих сил Pi и Ра равно сумме усилий в этом стержне, возникающих в двух случаях при действии только силы Р и только силы Pj. В этом состоит так называемый принцип независимости действия сил. Этот принцип [c.89]

Рис. 13.47. Изгиб призматической консольной балки произвольного поперечного сечения силой Р, лежащей в плоскости торца и имеющей произвольные точку приложения и направление линии действия а) балка, сила и система координат б) часть балки между свободным концом консоли и сечением с координатой, равной г (в последнем сечении показаны составляющие внутренних силы и момента) в) к определению направляющих косинусов нормали V н касательной / к контуру поперечного сечения в системе осей Х1/.

Рис. 18.103. Консольный стержень, сжатый тангенциальной силой а) схема б) к определению критической нагрузки.

Учет диссипативных сил. В предыдущих рассмотрениях предполагалось, что материал консольного стержня идеально упруг. Если учесть внутреннее трение на основании модели Фохта (см. раздел 6), то критическое значение параметра нагрузки, определенное при исчезающе малом трении будет равно г =(а ) = 10,94 вместо значения г = [c.457]

При уравновешивании не рассматривают раздельно влияние Р и М на возможный прогиб при работе. Казалось бы, точность, с которой определяют на балансировочном станке неуравновешенные силы, не зависит от вида их воздействия. Чтобы получить определенный ответ, рассмотрим раздельно схему сил на консольном роторе (рис. 3). [c.72]

Для стержней с шарнирно закрепленными концами, а также для консольных балок, нагруженных поперечными силами, направленными в одну сторону, прогиб и при продольно-поперечном изгибе может быть определен по приближенной формуле [c.377]

Вертикальные роторы многих машин при изгибных колебаниях, помимо инерционных сил и моментов, связанных с упругими деформациями валов, подвержены действию сил, параллельных оси ротора (например, сил тяжести), а также сил инерции и моментов, обусловленных движением ротора как гиромаятника, Эти дополнительные силовые факторы особенно могут сказываться, когда ротор имеет податливые опоры, длинные консольные части со значительными сосредоточенными массами па конце, большие зазоры в подшипниках. При определенных условиях они могут оказать существенное влияние на собственные и вынужденные колебания вертикальных роторов. Поэтому независимо от принятого метода уравновешивания гибких роторов такого типа приходится считаться с появлением иных собственных частот, критических скоростей, форм упругих линий ц т. и. [c.170]

На рис. 6.5 показан спектр собственных колебаний реальной консольной прямоугольной пластинки постоянной толщины, который экспериментально определен до частоты 17 500 Гц. Формы колебаний этой пластинки с указанием соответствующих собственных частот размещены в таблице эталонных форм. Здесь удобно проследить за некоторыми закономерностями, сопутствующими искажению эталонных форм. Искажение эталонных форм при трансформации эталонной пластинки в реальную вызывается, прежде всего, появлением связанности деформаций изгиба в продольном и поперечном направлениях. Сильные искажения возникают тогда, когда две исходные формы имеют близкие частоты п перестают быть, в силу появляющейся связанности деформаций по двум направлениям, ортогональны.ми при переходе от эталон- [c.88]

Влияние изменения геометрической конфигурации системы на спектр рассмотрим на примере колебаний рабочего колеса, несущего консольные лопатки с сильной естественной закруткой. Под действием центробежных сил лопатки раскручиваются, и некоторые из их собственных частот. могут достаточно сильно измениться даже при снятии иоля центробежных сил, но сохранении новой геометрической конфигурации, возникавшей иод его воздействием. Расчет колебаний рабочих колес с такими лопатками желательно вести, вводя в него те геометрические характеристики, которые лопатки приобретают в результате статического действия центробежных сил при заданной частоте враще шя. Другой пример — рабочее колесо со свободной кольцевой проволочной связью,, пронизывающей лопатки. Действие центробежных сил искривляет участки связи, расположенные между лопатками, вызывая заметное снижение их продольной жесткости, что, естественно, ощутимо сказывается на изменении определенных собственных частот систе.мы. [c.112]

Рассмотрим вопрос подробнее. Ранее в гл. 11 мы получили формулу для определения перемещений конца консольного стержня под действием силы, приложенной на его конце. Применяя ее для отыскания вертикального Уд и горизонтального wb перемещений конца стержня в данной задаче, получаем [c.214]

При проектировании валов (осей) следует рассчитать прогибы и углы поворота (перекосы) характерных сечений, например, в опорах вала, местах установки зубчатых колес и сравнить их с, допускаемыми. Прогибы и углы поворота вычисляют, используя интеграл Мора или правило Верещагина в табл. 16.3 приведены формулы для определения углов поворота сечений и прогибов двухопорного вала постоянного сечения от сил в зубчатом зацеплении (F,, и ) и от консольной нагрузки (F ). [c.419]

На рис. 2.2 для пояснения методики усталостных испытаний приведена схема простейшей усталостной машины, предназначенной для испытания лабораторных образцов при консольном изгибе с вращением. Образец 1 круглого поперечного сечения закрепляется в патроне шпинделя 2 машины, вращающемся с определенным числом оборотов (чаще всего п = 3000 об/мин). На конце образца смонтирован подшипник <3, через который на испытуемый образец передается сила Р постоянного направления. В наиболее напряженном сечении 1—/ образца возникают напряжения изгиба 0 = Р//0,Ы , изменяющиеся вследствие вращения по симметричному циклу (один цикл напряжений соответствует одному полному обороту образца). Со шпинделем машины соединен счетчик накопленного числа оборотов, регистрирующий общее количество циклов нагружения до разрушения образца (при разрушении образца машина автоматически выключается). [c.25]

Прогибом составного стержня с абсолютно жесткими поперечными связями будем считать смещение сечения, но не относительно неподвижных осей координат, а относительно точки прохождения равнодействующей всех осевых сил через данное поперечное сечение стержня. Другими словами, прогиб стержня отсчитываем не от первоначального положения его оси, а от конечного положения линии действия равнодействующей всех осевых сил. Так, например, в консольном стержне (рис. 72) прогиб свободного конца будем считать равным нулю, а прогиб в заделке — некоторому максимальному значению. Такое определение прогиба стержня позволит написать для учета влияния деформаций стержня дополнительное дифференциальное уравнение второго порядка, пригодное для большинства случаев опорных закреплений. [c.152]

Необходимость в определении линии действия Qy становится очевидной при анализе изгиба сечения консольной балки, показанной на рис. 8.43. Пусть эта балка нагружена силой Р, при- Qy=P [c.207]

Рис. 2.34. Расчетная схема к определению радиальных реакций опор от сил в зацеплении (а) и от консольной нагрузки 6)

Упругий гибкий консольный стержень постоянного се-яения сжат силой, следящей в точку А, расположенную ниже заделки на расстоянии а/ (см. рисунок). Составить уравнение для определения критической силы. Исоледовать случаи а = О, ос = оо. [c.257]

Сум.марный изгибаюнщй момент Л/ , в сечении / I При определении Л/ , принимают, что момент от консольной силы в худшем случае совпадает по направлению с суммарным моментом, найденным от действия сил в зацеплении зубчатой передачи [c.294]

Для определения внутренних сил при изгибе пользуются методом сечений. Найдя из условий равновесия детали в целом опорные реакции (так, Для двухопорного вала с консольным Диском, рис. 4, они равны Ра/1 и Р (а + /)//), проводят мысленно через выбранную точку поперечное сечение, нормальное к оси, отбрасывают одну часть вала и рассматрлвают условия равновесия оставшейся части. Внутренние силы, действующие в плоскости поперечного сечения сводятся X поперечной силе О и изгибающему моменту М. При некоторых условиях нагружения в балке может возникнуть только изгибающий момеит. Такой изгиб называют чистым. [c.15]

Определение сейсмических сил по СНиП. Сейсмические нагрузки определяют на основе завмсимости (3.3.8) для каждой 1-й формы собственных колебаний сооружения, представленного расчетной схемой, показанной на рис. 3.8,а,б,в. При этом одномерная консольная схема учитывает распределение. масс и жесткостей по высоте сооружений, плоская расчетная схема (см. рис. [c.49]

Наиболее распроетранен способ определения Предела вьгаосливости при циклическом симметричном изгибе по Велеру. Консольный или двухопорный образец, вращающийся вокруг собственной оси с постоянной частотой, нагружают постоянной по направлению силой. За каждый оборот все точки поверхности образца в опаснохг сечении один раз проходят через зону максимального напряжения растяжения и один раз — через зону максимального напряжения сжатия, проделывая полный цикл знакопеременного симметричного изгиба. Частота циклов равна частоте вращения образца в единицу времени число оборотов до разрушения равно разрушающему числу циклов. Такой вид изгибнОго нагружения (круговой изгиб) свойственен многим машиностроительным деталям (например, валам зубчатых колес, ременных и цепных передач). [c.280]

Для двухопорных балок с консолями в тех случаях, когда определению подлежит перемещение какого-либо сечения в межопорной части балки, целесообразно мысленно отрезать консоли и приложить на опорах поперечные силы и изгибающие моменты, заменяющие действие консольной нагрузки. Применение этого приема приводит к равенству EJxVo — 0, а следовательно, избавляет от необходимости решения системы двух уравнений с двумя неизвестными. [c.211]

Для определения пяти реакций (рис. У.19, й) к трем уравнениям (У. 11) следует добавить два уравнения, составленные иэ условий равенства нулю моментов сил, действующих на раму по одну сторону от шарниров 4 и б относите.тьио этих шарниров. Построение эпюр можно выполнить после того, как будут найдены и (рама станет консольной), и определение В , и Мв не является необходимым. Поэтому уравнения (У.П) использовать не следует. Составляем систему уравнений [c.145]

Для опредеяешгя перемещений определяют перемещение от силы Ру в плоскости хОу и от силы Гг в плоскости гОх. Результирующее перемещение определяют как сумму перемещений fy п f . На рие. 13.15 показано для консольной балки прямоугольного сечения определение перемещения концевого сечения. Перемещения для этой схемы нагружения в одной плоскости были определены раньше [c.222]

Для определения сопротивления усталости металлов при повышенных температурах и внешних давлениях газовых и жидких агрессивных сред разработана установка [84], в которой силовой орган выполнен в виде электромагнита, вращающегося вокруг герметичной камеры. Электромагнит приводит в круговое движение ролик, расположенный в этой камере и закрепленный на свободном конце неподвижного образца. Установка (рис. 9) состоит из корпуса 16, камеры 11, электропечи 12. Вал привода, жестко соединенный с траверсой 8, вращается электродвигателем 7. На траверсе расположены электромагнит постоянного тока S и противовес 4. Электромагнит притягивает к в 1утренней стенке камеры массивный ролик-якорь 6, который вращается на удлинителе 5, жестко соединенном с образцом 10, и одновременно обкатывается по камере. Сила тока на катушках электромагнита устанавливается такой, чтобы ролик постоянно касался стенки рабочей камеры, не создавая при этом заметного усилия. Частота кругового консольного изгиба образца 25 Гц. Амплитуда деформации задается диаметром сменных роликов-якорей [c.26]

В МАИ [4] был разработан метод, позволяю щий определять РостМ практически с той же точностью, что и Рост р- На рис. 4 приведено векторное решение этого метода с использованием известных зависимостей для определения главного вектора Р и главного момента М сил, действующих на консольном роторе [c.73]

На фиг. 11,6 показано устройство, в котором используется неустойчивое ранновесие пластины 1. Ее отводы 2 несколько опущены и упираются в сферические выточки вспомогательных упоров 4. Образующийся при этом прогиб придает консольному концу пластини определенную устойчивость. При воз действии силы Б пластина 1 некоторое время сохраняет свое положение. Когда силы упругости отводов 2 будут преодолены, пластина и подвижный контакт 3 резко опустятся. [c.18]

Оператор преобразования Л, и силовое воздействие Р, в общем случае имеют сложную структуру. Для пояснения методики определения влияния режима обработки на точность ограничимся рассмотрением простейщей технологической системы, когда оператор равен податливости технологической системы = Учитываем составляющие силы резания, вызывающие смещение элементов технологической системы. Например, при растачивании отверстий с использованием консольной оправки [c.577]

Для определения перемещений ув, дв и сложный трубопровод представляем в виде однопролетных консольных балок, нагрузка на которые идентична нагрузке соответствующих участков трубопровода. Участок трубопровода DB рассматриваем как консоль, жестко защемленную в точке D и нагруженную на свободном конце силой В и моментами и (рис. 72, а). [c.177]

Учесть точный вклад кинетической энергии частей образца или конструктивных элементов в силу, движущую трещину, на данном уровне развития этого вопроса затруднительно, но в тех случаях, когда этот вклад небольшой, с помощью энергетического подхода можно с достаточной для практики точностью прогнозировать размеры скачков трещин и координаты ее остановки, когда при страгивании трещины К Кос- Ниже приведены результаты расчетного и экспериментального исследования влияния размеров трещин на значение запасаемой частями консольного плоского образца кинетической энергии, вид зависимостей текущих значений /С и Я при распространении хрупких трещин и условия их остановки [2091, Исследования проводились в образцах из стали 15Х2НМФА (11) при Т 183 К. Схема образца приведена на рис. 132, й, схема нагружения — на рис. 132,6. Формула для определения текущего значения коэффициента интенсив- [c.217]

Имитация поперечной распределенной нагрузки осуществляется также с помощью лямок. Отдельные отсеки при испытаниях, как правило, закрепляют консольно на силовой колонне. Нагрузку прикладывают в нескольких сечениях. Испытания всей конструкции на изгиб проводят, нагружая корпус самоуравновешенной системой внешних сил, имитирующей эпюру изгибающих моментов определенного расчетного случая. [c.289]

В своем De Potentia Restitutiva Гук описывает четыре типа экспериментов, в которых он осуществил свое открытие определение общего удлинения цилиндрической винтовой пружины, изготовленной из металлической проволоки определение закручивания плоской металлической спиральной пружины определение удлинений при растяжении металлической проволоки длиной в 20, 30 или 40 футов определение прогибов конца консольной деревянной балки. С экспериментальной точки зрения в первых двух типах экспериментов, а также в последнем распределение напряжений в испытывавшихся телах относительно сложное. Так как Гук не приводит численных значений, остается неясным, наблюдал ли он сравнительно большую деформацию в целом или же производил сравнительно тонкие измерения малой деформации. Тем не менее малые отклонения зависимости силы от деформации для металла и дерева от линейной вряд ли наблюдались бы и в том, и в другом случае. [c.215]

Построить эпюры Qy и Мх- Существенное отличие этой схемы (рис. 5.13, а) от предыдущего примера расчета (рис. 5.8, а) заключается в том, что при рассмотрении однопролетной консольной балки, для определения внутренних силовых факторов с применением метода сечений, мы последовательно рассматривали равновесие той части системы, где отсутствовало опорное сечение. Данное обстоятельство позволило без предварительного определения опорных реакций, вычислить значения внутренних усилий. Так как этот прием, в данном случае, нереализуем, поэтому предварительно необходимо определить полную систему внешних сил, которая включает заданную систему и все опорные реакции. [c.82]

Для вычисления полного перемещения сечения С с учетом характера опирания балш KD на консольную балку необходимо найти прогиб консольной балки АВ от действия на нее силы Pg = -Rg = = 5 кН. Для этого, приняв начало координат в сечении В балки АВ, составим уравнение метода начальных параметров для определения прогиба на конце консоли. При начале координат в точке В консоли известными параметрами будут Мо = Мв = 0] Qo= Ов -Рк — -5 кН, а неизвестными Л) Д я Oi Фо = фд 0. Неизвестные начальные параметры и Фо определим из уравнений прогиба и угла поворота для сечения А. Из условия закрепления балки АВ имеем при = / = 2 м Ул = < л = 0. [c.164]

Расчет на прочность опорных рам, порталов и оголовков башен ведут по недеформированной схеме. Расчет на прочность стрел (см. п. 111.12) и башен следует проводить деформационным методом с учетом начальных несовершенств (см. п. 111,3). Согласно приложению 4 к ГОСТ 13994--8I, башни рассматривают как консольные стержни. Для башен свободно стоящих кранов и консольных частей башен приставных кранов при изгибе из плоскости подвеса стрелы учитывают деформационные моменты первого и второго порядков — см. формулу (III. 1.59) При деформации в плоскости подвеса стрелы для башен и из пло скости подвеса стрелы для частей башен приставных кранов расположенных ниже верхнего крепления к зданию, деформа ционный MOM Hf принимают , 2АМ, где AM — момент пер вого порядка, создаваемый продольными силами за счет дефор маций, вычисленных без учета продольных сил. Определение ординат упругих линий башен дано в работах [0.7, 12]. [c.484]

Если на симметричную балку действует образующая острые углы с осями симметрии сила, как показано в случае консольной балки на рис. 8.1, а, то для определения напряжений и прогибов можно воспользоваться способом наложения. Можно разложить силу на две составляющие, действующие в плоскостях симметрии, а затем решить задачу об изгибе отдельно для каждой из этих составляющих. Окончательные значения напряжений и прогибов получаются сложением полученных результатов. Для изображенной на рис. 8.1, а балки составляющими являются Рсо50 в направлении оси у и Р51п0 в направлении отрицательной оси г. В промежуточном сечении, расположенном на расстоянии х от заделки, соответствую-щие изгибающие моменты равны [c.307]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...