Определение главного момента сил давления

Определение главного момента сил давления [c.166]

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЛАВНОГО МОМЕНТА СИЛ ДАВЛЕНИЯ [c.167]

Общий случай движения твердого тела сквозь несжимаемую идеальную жидкость. Определение потенциала скоростей. Главный вектор и главный момент сил давления потока на тело [c.437]

Звено механизма является уравновешенным, если главный вектор и главный момент сил инерции его материальных точек равны нулю. Каждое звено механизма в отдельности может быть неуравновешенным. Однако даже при неуравновешенных звеньях механизм в целом может быть уравновешен полностью или частично. Для этого в первом случае необходимо, чтобы главный вектор и главный момент относительно произвольного центра приведения динамических (возникающих от сил инерции) опорных реакций фундамента механизма были равны нулю, во втором случае не превосходили определенных, наперед заданных величин. Поэтому проблему уравновешивания сил инерции в механизмах можно разделить на две задачи 1) об уравновешивании давлений в кинематических парах механизма и 2) об уравновешивании давлений механизма в целом на фундамент. [c.162]

Приведение сил инерции к силе, равной главному вектору, и паре сил, момент которой равен главному моменту, является одним из важных этапов решения задач динамики несвободной систе.мы материальных точек в случае применения метода кинетостатики, либо общего уравнения динамики (см. ниже 5), а также при определении динамических давлений на ось вращающегося твердого тела (см. ниже 3). Отметим, что с силами инерции связаны формальные методы решения задач. Все упомянутые далее задачи могут быть решены несколько проще без применения сил инерции. В этой книге излагаются методы решения задач с использованием сил инерции лишь потому, что эти методы, в силу сложившихся исторических традиций, еще довольно распространены в инженерной практике. В динамике нет таких задач, которые не могли бы быть решены без применения сил инерции. В дальнейшем неоднократно дается сравнение методов решения задач с использованием и без использования сил инерции. [c.342]

Если ротор привести во вращение, то неуравновешенная его часть будет действовать на подшипники С, и центробежная сила неуравновешенной части будет возбуждать крутильные колебания подвижной части станка. Таким образом, задание закона изменения угла поворота ротора определяет изменение угла ф наклона звена А. В практике балансирования ротора D его приводят во вращение при помощи электродвигателя через фрикционную передачу. После достижения им определенной скорости фрикционное колесо отключают от ротора и последний замедляет свое движение. Так как ротор не уравновешен, то подшипники испытывают действие динамических давлений, векторы которых вращаются и поэтому станок колеблется. Амплитуда таких колебаний оказывается наибольшей тогда, когда наступает явление резонанса, при котором период вынужденных колебаний становится равным периоду колебаний свободных. Амплитуда наибольших колебаний отмечается стрелкой Е на закопченной бумаге F. Перед установкой на станок на роторе намечают две плоскости уравновешивания, на каждой из которых устанавливают по одному противовесу. Такие плоскости на фиг. 59 обозначены цифрами /—/ и II—II. Центробежные силы противовесов образуют силу и пару сил. Вектор центробежной силы противовесов должен быть равен главному вектору сил инерции ротора, и направлен противоположно ему, а вектор момента пары центробежных сил должен быть равен и противоположно направлен главному вектору моментов сил инерции ротора. [c.119]

Перейдем теперь к нашему главному вопросу об определении сил давления на ось. Пусть О и Л будут две неподвижные точки в теле (фиг. 358) и Ту F, S, Т у F y S <—компоненты сил сопротивления, развивающиеся в этих точках по направлению осей. Предположим, что внешние силы приводятся к паре с моментом /С, вращающей около оси Oz, и к силе тяжести приложенной в центре [c.572]

На рис. 8.32 и 8.33 показаны схемы нагружения главных балок моста в вертикальной и горизонтальной плоскостях при действии сосредоточенных сил и распределенных нагрузок, эпюры изгибающих моментов для главной балки, а также схемы, изображающие эквивалентные балки и используемые при определении расчетных длин. С целью упрощения силы давления ходовых колес на главные балки заменены их равнодействующими, которые приняты приложенными в середине пролета. [c.251]

Все показанные на рис. 2, а, б размеры полосы, в том числе центральный угол а, считаем известными. В рассматриваемый момент времени торец полосы поворачивается вокруг центра кривизны матрицы О с заданной угловой скоростью—со (знак плюс перед со принят ранее [5] для случая растяжения полосы). К торцу приложены распределенные силы, главный вектор которых обозначен через Т (на единицу ширины) модуль его подлежит определению. Внешняя поверхность испытывает неизвестное давление р эту величину считаем положительной. Значение [c.121]

Силой инерции масс нижней головки прицепного шатуна при определении давлений в прицепном пальце можно пренебречь, поэтому полное давление в этом подшипнике принимается равным р щ. Сила Р1ш создает момент т ш, изгибающий стержень главного шатуна, и дополнительное нормальное давление на стенку главного цилиндра р (. При этом [c.150]

Работы [9.1—9.81 и литература, на которую встречаются ссылки в этих работах, содержат подробную информацию о конструкциях аэродинамических труб устройствах, создающих турбулентность измерении средних значений и пульсаций скоростей методах измерения давлений, сил и моментов, действующих на модели поправках на вторичные эффекты (такие как загромождение потока в аэродинамической трубе моделью и влияния державок на обтекание модели визуализации потока и обработке экспериментальных данных. Большая часть этого материала представляет интерес главным образом для специалиста, работающего в аэродинамической лаборатории, и поэтому здесь опущена. В данной главе будут рассмотрены отдельные аспекты проведения испытаний в аэродинамической трубе, имеющие более непосредственное отношение к проектировщику (например, какое влияние на моделирование отказа в аэродинамической трубе оказывает соблюдение определенных требований подобия) и приведены результаты ряда исследований, имевших целью получение данных, необходимых для проектирования сооружений. [c.251]

В случае линейно деформируемых материалов, упругих или вязкоупругих, напряжения и перемещения, вызванные сосредоточенными силами, можно накладывать для определения напряжений и перемещений, обусловленных действием распределенных нагрузок или контактными давлениями при взаимодействии тел известной формы. Для нелинейных материалов принцип суперпозиции неприменим, однако Н. X. Арутюнян [13] показал, что перемещение поверхности, вызванное распределенной нагрузкой, действующей на малом участке границы полупространства из нелинейного материала, может быть представлено в виде ряда, главный член которого определяется суперпозицией перемещений, представляющих собой приведенные выше рещения для сосредоточенных сил. На основе этого приближенного подхода были найдены выражения, с помощью которых можно в произвольный момент времени численно определить размер области контакта и распределение давлений, если задан показатель степени в определяющих уравнениях (6.73) или (6.74). [c.228]

Применим эту формулу к определению главного вектора сил давления для того частного случая, когда в начальный момент времени к поверхности жидкости не прилоясены импульсивные давления и поверхность жидкости горизонтальная. Будем предполагать, кроме того, что вокруг движущегося тела не развивается циркуляция потока, Г 0. [c.350]

Выше рассмотрен только простейший случай неустановив-шегося движения тела в л<ндкостн. В общем случае силовое воздействие идеальной л<идкостн иа тело, движущееся в ней произвольно, сводится к главному вектору сил давления и главному моменту. Определение этих векторов составляет теорию неуста-новившегося тела в жидкости, основы которой изложены в работах [4, 151. [c.287]

Р е щ е н и е. В общем случае динамические реакции приводятся к силе и к паре сил, которые кинемагически уравновепхи-вают главный векгор и главный момент сил инерции (см. [3, т. II, 151]). В рассматриваемой задаче требустся найти динамическое давление д н на ось, численно равное модулю главного вектора сил инерции, для определения которого необходамо знать ускорение центра масс ролика. [c.163]

Рассмотрим пример определения главных напряжений. Тонкостенная труба газопровода (рис. 8, а), имеющая средний радиус сечения R = 0,4 м и толщину стенок б = = 8 10 м, находится под действием внутреннего избыточного давления q = 1,0МПа (Юатм). В продольном направлении действует растягивающая сила N = 400 кН (40 т). К трубопроводу приложен также момент М = = 160 кНм (16 тм). Напряженное состояние во всех точках стенок трубы из-за малой толщины стенок примем одинаковым. [c.10]

Криволинейные поверхности весьма распространены в технике. Это стенки резервуаров различной формы, трубы, крышки люков, запирающие элементы щаровых задвижек и т. д. Определение силы давления жидкости на такие поверхности более сложно, чем на плоские стенки, так как силы, действующие на элементарные площадки этих поверхностей, не параллельны в пространстве. В общем случае, как это известно иа механики, такая пространственная система сил приводится к главному вектору (силе) и главному моменту (паре сил), которые достаточно сложно определять, поэтому ограничимся рассмотрением случая воздействия жидкости на такие криволинейные поверхности, для которых пространственная система возникающих при этом элементарных сил давления приводится к одной равнодействующей. К ним относятся поверхности, имеющие точку, ось или плоскость симметрии в частности сферические, цилиндрические и конические. Именно такой формы поверхности чаще всего встречаются при рещении практических задач. [c.39]

При определении изгибающих моментов от действия вертикальной подвижной нагрузки тележка принимается установленной в положении, при котором изгибающий момент получается максимальным. При четырехколесной тедежке середина пролета крана должна располагаться в середине расстояния I от наиболее нагруженного ходового колеса тележки до равнодействующей R сил давления на рассчитываемую балку (рис. 8.24, а). При восьмиколесной тележке (рис. 8.24, 6 середина пролета должна располагаться в середине расстояния между наиболее нагруженным внутренним ходовым колесом тележки и равнодействующей сил давления на соответствующую балку. При указанных положениях тележки максимальные изгибающие моменты в главной балке (в сечении, расположенном под наиболее нагруженным колесом) [c.237]

Точка приложения равнодействующей всех сил О (или центр давления стружки на резец) не проходит через центр тяжести сечения державки езца О (рис. 87). На положение центра давления влияют глубина резания, подача и геометрические элементы резца (особенно главный угол в плане). Приближенно центр давления Oj может быть определен как точка пересечения диагоналей сечения среза. Такое положение центра давления по отношению к центру тяжести сечения державки резца приводит к тому, что сила Pz, кроме нормальных напряжений от изгибающего момента Л1изг = Рг1 и касательных напряжений от перерезывающей силы при изгибе, создает еще касательные напряжения от крутящего момента Мкрг = = Pzlo кгс-мм. [c.86]

Эта величина М называется вращающим моментом. Итак, сумма работ движущих сил равна работе вращающего момента. В большинстве случаев величины Fi Os Fi, Vi) имеют вполне определенное значение в каждом данном положении машины, т. е. являются функциями от угла поворота ср главного вала (вспомним индикаторную диаграмму, которая дает зависимость давления пара в цилиндре паровой машины от положения поршня или, что все равно, от угла поворота главного вала). В предыдущем параграфе мы видели, что [c.223]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...