Расчет напряжений и деформаций валов

Расчет редукторов основан на формулах, приведенных в курсе Детали машин , и производится в соответствии с Правилами Регистра [31]. При выборе допускаемых напряжений и деформаций необходимо иметь в виду, что в штормовую погоду вследствие колебаний частоты вращения винта крутящий момент может возрастать на шестерне высокого давления на 25 %, а на шестерне низкого давления на 80 %. Резкие изменения направления вращений при маневрировании усиливают крутящий момент на шестернях примерно в 1,75—2 раза по сравнению с номинальным значением [26]. Помимо расчета редуктора на режим переднего хода производят проверочный расчет на режим заднего хода. Это вызвано тем обстоятельством, что на режиме заднего хода вся мощность передается через шестерни быстроходной и тихоходной пары от ТНД к гребному валу, в результате чего крутящие моменты в этих парах могут достигать значительной величины. [c.302]

При расчете валов приходится иметь в виду как величину наибольших напряжений, так и прогибы вала. Напряжения в валу возникают как от действия скручивающего момента, так и от изгиба, и при составлении расчетной ( рмулы придется решать вопрос, какой из существующих теорий прочности отдать предпочтение. Если исходить из предположения, что причиной появления остаточных деформаций является переход удлинений за некоторые пределы, то при расчетах придется исходить из так называемых приведенных напряжений и размеры вала нужно подбирать так, чтобы [c.254]

В гл. 16 будет показано, что большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительно силой Р . Примеры определения величины для некоторых типов муфт даны в той же главе. При расчете валов приближенно можно принимать Р = (0,2 -г- 0,5) Р , где Р — окружная сила муфты. Направление силы Р в отношении силы Р( может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа). В расчетной схеме (рис. 14.3, а) силу Р направляем так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от силы Р( (худший случай). [c.304]

При соединении валов с помощью муфт из-за несоосности соединяемых валов муфты нагружают валы дополнительной силой При расчете валов условно принимают, что сила Рм IIР) увеличивает напряжения и деформации от силы Р Ри = (0,2... 0,5) где Р 1 — окружная сила муфты. [c.189]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

В реальной передаче (зубчатом зацеплении) нагрузка но длине зуба распределяется неравномерно из-за деформаций валов, опор, корпусов и самих колес (изгиб, сдвиг, кручение), погрешностей изготовления. Концентрация нагрузки, являясь интегральной оценкой концентрации напряжений, существенно влияет на прочность зубьев. Ее учитывают (как и концентрацию напряжений), вводя в расчет коэффициент неравномерности распределения нагрузки Хр = Определение Хр про- [c.342]

Поломка зубьев — наиболее опасный вид разрушения (рис. 16.1, а). Она происходит вследствие возникающих в зубьях повторно-переменных напряжений при деформации изгиба. Поломка зубьев происходит также в результате больших перегрузок ударного и даже статического действия, а также усталостного разрушения от действия переменных напряжений в течение длительного срока службы. Трещины усталости возникают у основания зуба из-за неучтенных расчетом перегрузок. Перенапряжение зубьев может вызывать концентрацию нагрузки по длине зуба вследствие неправильного монтажа (чаще всего непараллельности валов), а также из-за грубой обработки поверхности впадин зубьев, заклинивания зубьев при нагреве передачи и недостаточной величины боковых зазоров. Практика показывает, что чаще всего наблюдаются отколы углов зубьев, связанные с концентрацией нагрузки. Важные меры повышения работоспособности — увеличение модуля, повышение твердости, поверхностное упрочнение, уменьшение нагрузок по краям зуба, применение жестких валов, бочкообразные зубья и др. [c.296]

В отличие от рассмотренного варианта композитного диска с аустенит-ным ободом и перлитной центральной частью, условия работы аустенитного диска с приварными перлитными полувалами облегчены. Температура сварного соединения в данном случае относительно невелика и возможность возникновения дополнительных знакопеременных напряжений и пластических деформаций при циклических изменениях температуры практически исключены. Расчет сварного соединения производится обычными методами в соответствии с расчетами валов на передачу крутяш,его момента. Термические напряжения, вызванные разностью коэффициентов линейного расширения свариваемых материалов, при этом расчете обычно не учитываются. [c.131]

Рассмотрим методику расчета и проектирования адаптивных регуляторов применительно к задаче управления кареткой столом КИР УИМ-28. Динамика объекта управления описывается дифференциальным уравнением (8.9), связывающим, с одной стороны, перемещение каретки зс с вращающим моментом на валу двигателя, а, с другой, — этот момент с управляющим напряжением и. Это уравнение зависит от ряда параметров (коэффициенты трения и упругих деформаций, электромеханические параметры привода и т. д.), многие из которых не только неизвестны, но и могут дрейфовать непредсказуемым образом в широком диапазоне. В этих условиях непосредственно воспользоваться формулой (8.13), описывающей идеальный стабилизирующий регулятор, нельзя, поскольку она зависит от неопределенных параметров. Представим формулу регулятора в виде [c.298]

П ример 12.5. Один конец вала длины I и диаметра d консольно закреплен, а на другой насажен диск диаметра D и массы т. Конструкция вращается с угловой скоростью со. Определить максимальное касательное напряжение в вале в момент его внезапной остановки (крутящий удар). В расчетах принять D = 15 см, ш = 40 кг, / = 0,5 м d = 5 см, со = 40 с 0 = 7- 10 МПа. Массой вала и деформациями диска пренебречь. [c.419]

Исследование напряженного состояния коленчатого вала в исходном состоянии (на новом дизеле) и в процессе эксплуатации проводят как расчетными, так и экспериментальными методами. Коленчатые валы тепловозных дизелей рассчитывают на прочность с учетом концентраторов напряжений, обусловленных резким изменением геометрических форм элементов вала, например на галтелях при переходе шейки в щеку. Выбор схемы расчета [7,35] по разрезной или неразрезной схеме зависит от целей расчета. На стадии проектирования расчетом рациональной схемы и основных размеров коленчатого вала, обеспечивающих решение всего комплекса вопросов динамики дизеля, может выполняться по разрезной схеме [29]. Для учета действительной картины распределения усилий по длине многоколенного вала при условии непрерывности упругой оси вала, возможного учета смещения и деформаций промежуточных опор в условиях эксплуатации необходимо применение расчета вала как многоопорной балки [35]. [c.156]

В отличие от валов, испытывающих деформации изгиба и кручения, оси подвергаются только изгибу. Поэтому проектный расчет осей на статическую прочность выполняют аналогично расчету балок с шарнирными опорами методами сопротивления материалов. Неподвижные оси подвергаются расчету в предположении, что напряжения изгиба изменяются по отнулевому циклу — самому неблагоприятному из всех знакопостоянных циклов. Во вращающихся осях напряжения изменяются по симметричному циклу. [c.394]

При определении напряженного состояния диска расчет можно закончить, когда напряжения двух последующих приближений будут практически одинаковыми. Для этого обычно бывает достаточно двух-трех приближений. Для правильного подсчета радиального зазора между рабочими лопатками и корпусом и определения посадки диска на вал в рабочем состоянии или для сравнения возникающих пластических деформаций с допустимыми для данного материала нужно будет найти деформированное состояние диска. В этом случае расчет следует закончить, когда, кроме напряжений, будут практически одинаковыми величины Е двух последующих приближений в каждой точке диска. [c.246]

Все рассуждения велись до сих пор в предположении, что края диска свободны от действия внешних усилий. Эго предположение обычно не соответствует действительности. Посадка диска на вал выполняется в горячем состоянии или с помощью гидравлического пресса с таким натягом, чтобы деформация отверстия диска, вызванная центробежными усилиями, всегда была меньше, чем обратная ей по знаку, деформация при посадке диска, т. е. чтобы в рабочем состоянии диск плотно сидел на вале. Наружный край диска обычно снабжается ободом для закрепления в нем лопаток турбины, при вращении которого возникают дополнительные центробежные усилия, передающиеся на диск. Таким образом, по наружному и внутреннему краю диска обычно действуют некоторые равномерно распределенные растягивающие или сжимающие усилия. Вызванные этими усилиями напряжения в диске могут быть вычислены по формулам, выведенным для расчета толстостенных цилиндров (формулы (25.9) 144). Складывая напряжения по формулам (25.9), а также (29.9) и (29.10), получаем возможность построить полную картину распределения напряжений во вращающемся диске. [c.498]

Современные исследования нагруженности коленчатых валов в связи с их крутильными и изгибными колебаниями, ролью упругих и пластических деформаций, значением действительных напряжений, а также в связи с особенностью сопротивления материалов усталости и хрупкому разрушению позволят значительно повысить точность расчетов коленчатых валов. [c.222]

Расчет валов и осей на статическую прочность производится по наибольшей кратковременной нагрузке, повторяемость которой настолько мала, что не может вызвать усталостного разрушения. Расчетное значение этой нагрузки определяется с учетом динамических и ударных нагрузок. Для большинства практических случаев (пластичный материал) условием прочности является условие недопущения пластических деформаций и за опасное напряжение принимается предел текучести материала вала. [c.385]

Нередки случаи, когда передачи в отдельные периоды работы испытывают кратковременные перегрузки (пиковые нагрузки). Общее число циклов нагружения, соответствующих этим перегрузкам, обычно невелико и они практически не оказывают влияния на усталостную прочность вала (см. так же стр. 231, где сказано об учете пиковых нагрузок в расчетах зубчатых передач). Поэтому расчет на выносливость ведут по длительно действующей нагрузке — обычно по номинальной нагрузке (см. стр. 221) передачи. Но игнорировать пиковые нагрузки нельзя — по этим нагрузкам вал должен быть проверен на статическую прочность (или точнее — на сопротивление малым пластическим деформациям). Этот расчет выполняют по гипотезе энергии формоизменения (можно применять также гипотезу наибольших касательных напряжений) [c.369]

В подробных курсах сопротивления материалов и деталей ма-щин даются методы расчета тяжело нагруженных валов, в которых учитываются напряжения, возникающие под действием вращающих и изгибающих моментов. В тех же случаях, когда изгибающие моменты незначительны по сравнению с вращающими моментами (например, в трансмиссионных валах), изгибающими моментами пренебрегают, и расчет ведут только на деформацию кручения, задаваясь меньшим допускаемым напряжением. [c.325]

В волновых передачах форма деформации гибкого колеса задается генератором волн ), а также зависит от конструкции соединения гибкого цилиндра с выходным валом. Цель расчета состоит в том, чтобы по заданным радиальным перемещениям ш на краях оболочки найти другие перемещения и напряжения. [c.25]

В турбинных дисках, изготовленных из жаропрочных сплавов, деформации ползучести соизмеримы с упругими деформациями, а иногда и меньше последних. Это, в частности, наблюдается при решении релаксационных задач, связанных с расчетом посадочного напряжения на вал. В турбинах, работающих сравнительно короткое время, начальная стадия неустановившейся ползучести может занимать значительную часть всей жизни диска. Эти вб-стоятельства требуют разработки более точных методов расчета напряженного и деформированного состояний неустановившейся стадии ползучести с использованием- физически более обоснованной теории упрочнения. [c.110]

В справочнике иЗv oжeны методы расчета на прочнссть различных соединений и передач, пружин, валов, подшипников, деталей поршневых двигателей, турбомашин и компрессоров приведены сведения по определению напряжений и деформаций в элементах конструкций. Третье издание справочника второе изд. 1966 г.) переработано и дополнено расчетами на прочность винтовых и цепных передач, расчетами контактных напряжений, расчетами деталей на выносливость, малоцикловую усталость, термопрочность, сведениями по автоматизированному проектированию. [c.2]

Изложены методы расчета на проч1юсть различных соединедий и передач, пружин, валов, подшипников, деталей поршневых двигателей, турбомашин и компрессоров. Приведены сведения по определению напряжений и деформаций в элементах конструкций. [c.50]

Изложены методы расчета на прочность различных соединений н передач, пружин, валов, подшипников, деталей поршневых двигателей, турбомашин, компрессоров, методы расчета контактных иапряжеиий, расчета деталей на усталость, термопрочность, устойчивость приведены сведения по определению напряжений и деформаций в элементах конструкций, по оценкам надежности, технической диагностике и автоматизированному проектированию. [c.2]

К этому времени относятся фундаментальные работы В. П. Ветчинкина (1888—19.55) но определению критического числа оборотов длинных валов, Б. Г. Галеркина (1871 —1945) но расчету пластин, Н. М. Беляева (1890— 1944) по теории пластических деформаций, проблемам усталости и ползучести металлов, контактных напряжений и т. д. Теория упруго-пластнче-ских деформаций развивается и используется для решения задач о сопротивлении как при статическом, так и при скоростном деформировании, что позволяет и в машиностроительных расчетах отразить принципы предельной несуш,ей способности. В 1938 г. Академией наук СССР была проведена первая научная конференция по пластическим деформациям, показавшая как новые результаты исследований в машиностроительной и строительной области, так и перспективы их развития. [c.36]

В табл. Vn. 4 приведены значения усадок и сжимающих усилий усадочных соединений стального вала с втулкой из текстолита. Значения приведены из расчета, что упругая деформация втулки составляет 0,34%, т. е. напряжение равно 440 кПсм (ири модуле упругости Е 129 000 кПсм ). Такая деформация имеет место тогда, когда разность температур нагретой втулки и охлажден-160 [c.160]

Радиальное смещение под г-м диском зависит как от кольцевой нагрузки Я ), так и от кольцевых нагрузок соседних с ней 1фк). Влияние соседних дисков будет, естественно, тем большим, чем меньше расстояние между ними. Подсчет радиальных смещений с учетом взаимного расстояния дисков может быть произведен с помощью построения функций влияния для смещений и составления системы линейных алгебраических уравнений, связывающих эти смещения. Однако эта приводит к весьма громоздкому расчету, связанному с вычислением коэффициентов и решением системы N алгебраических уравнений (где N — число дисков). Пренебрежение деформациями вала от действия поверхностных нагрузок приводит к завышению максимальных напряжений не более чем на 25% [18]. В дальнейшем не будем полностью пренебрегать деформациями вала от поверхностных нагрузок, а примем, что смещение участка вала под i-м диском вызывается только влиянием нагрузки и центробежными силами вала и не зависит от действия нагрузок PW при k i. Это приведет к тому, что напряженая на расточке будут завышены не более чем на 10—12%. [c.229]

Вопросы для самопроверки. 1. Для чего применяют оси и валы 2. Чем отличается ось от вала 3. По каким признакам классифицируют валы 4. Как соединяются валы (оси) с насаживаемыми на них деталями 5. Из каких материалов изготовляют оси и валы 6. Что называется цапфой, шипом, шейкой, пятой 7. Укажите основные конструктивные формы пят. 8. Какие деформации испытывает ось и какие — вал 9. В чем различие в расчете вращающейся и неподвижной осей 10. Изобразите схему нагружения вала одноступенчатого косозубого цилиндрического редуктора и покажите характер эпюр изгибающих и крутяпшх моментов. 11. Будут ли одинаковы массы вращающейся и неподвижной осей, если они спроектированы из одного материала для одинаковой нагрузки и имеют одну длину 12. Почему для изготовления валов общего назначения не рекомендуется применять легированные стали 13. Для какой цели применяют кривошипные и коленчатые валы 14. Как выбирают допускаемые напряжения для валов и вращающихся осей 15. Во сколько раз надо увеличить диаметр вала, чтобы его прочность (жесткость) возрос. а [c.199]

При расчете подшипников и исследовании причин их неудовлетворительной работы следует учитывать, что детали представляют собой не абсолютно жесткие, а упругие относительно легко дeфop шpyeмыe тела. Динамические нагрузки и деформации шейки и щеки коленчатого вала люгут вызывать мгновенные местные сближения трущихся поверхностей, что уменьшает несущую способность подшипника (см. рис. П1, б), повышает местные так называемые кромочные давления и мгновенные силы трения и, как следствие, образует перегретые зоны. Интенсивность процессов, происходящих на трущихся поверхностях, зависит от ряда показателей и в первую с гередь от величины контактного напряжения и местной температуры. Усталостная прочность подшипникового материала с повышением температуры понижается. [c.194]

Расчет прессовых соединений на коррозионно-механическое изнашивание пока не разработан, но известны методы снижения или даже устра1(ения этого вида изнашивания повышение твердости поверхностей посадки уменьшение напряжений а и т путем увеличения диаметра в месте посадки увеличение давления посадки р, а следовательно, и сил трения, которое сокращает распространение деформаций внутрь ступицы и уменьшает относительные перемещения образование кольцевых проточек по торцам ступицы (см. рис. 7.8). Эти проточки увеличивают податливость ступицы, позволяют ей деформироваться вместе с валом и уменьшают микросдвиги. [c.90]

При растяжении (или сжатии) без изгиба суммарная деформация е равна г=а1Е+Ёр +ед+а1. Первое слагаемое в правой части соответствует упругой деформации, второе — быстрая (практически мгновенная) иластич. деформация в момент приложения нагрузки третье — деформация П., растущая со временем четвертое — температурная деформация а — коэфф. линейного расширения, t — разность темп-р). Величины в и в определяются различными физич. "процессами и потому их следует разграничивать. В условиях установившейся П. а, t, е от времени не зависят и потому rfe/rft== —dz ldx, т. е. со временем меняется лишь g. Расчеты па П. позволяют определять напряжения, деформации и время работы в условиях П., исходя из св-в данного материала, задаваемых или графически — кривой П., или нек-рыми хар-ками сопротивления П. Такие расчеты проводят Гл. обр. для стадии установившейся П., предполагая, что Spp ajE. Существуют расчеты на 11. для тонкостенных и толстостенных труб, пластин, вращающихся дисков, турбинных лопаток и диафрагм, фланцев, оболочек, пружин, валов и т. д. П. играет важнейшую роль для материалов паропроводов, паровых котлов, турбинных лопаток, частей атомных реакторов, ракет и др. деталей, длительно подвергаемых механич. и термич. нагрузкам и нагреву. Ввиду отсутствия в б. ч. случаев соответствия между кратковременными ( статическими ) испытаниями и испытаниями на П. оценка жаропрочных сплавов проводится в значит, море по их сопротивлению П. [c.7]

Расчет вала на статическую прочность сводится к определению напряжений от вращающихся и невращающихся нагрузок и к вычислению запаса прочности по выбранному критерию несущей способности. Критериями статической несущей способности валов могут быть наступление пластических деформаций, возникновение перемещений, при которых нарушается нормальная работа узла или происходит разрушение вала, [c.322]

Методика расчета фланцевых соединений МКЭ с использованием контактных элементов является удобной и достаточно универсальной. Она позволяет успешно рассматривать конструкции различных типов и конфигурации при наличии прокладок и без них, с непосредственно прилегающими фланцами [32, учитывать температурные и пластические деформации, кусочную однородность подобластей соединения. Использование контактных элементов в роли прокладки позволяет описать одновременно ее геометрию, жесткость в направлении сжатия и определить условия взаимодействия, характеризующиеся отсутствием касательных напряжений в радиальном направлении. Результаты расчетов фланцевых соединений по предложенной методике имеются также в работе [77], где проводится сравнение с решением по технической теории оболочек. Решения контактных задач для фланцевых соединений валов гидротурбин с непосредственно прилегающими торцами приведены в рабзте [32]. [c.207]

В вопросе о назначении допускаемых напряжений для сооружений Сен-Венан неизменно придерживается того взгляда, что предел упругости материала следует считать достигнутым с того момента, когда расстояния между молекулами в результате деформации превысят некоторое определенное значение, характерное для каждого данного материала. Иными словами, его формулы для расчета безопасных размеров сооружений базируются на теории наибольшей деформации как критерия прочности. Так, например, для проектирования валов, работающих на совместное действие кручения и изгиба, он устанавливает формулу, исходя из наибольшего удлинения волокон. Сразу же после ее опубли- [c.170]

Указанные значения допускаемых напряжений можно принимать лишь в случае чистого кручения. Практически на кручение обычно рассчитывают валы, которые, помимо деформации кручения, испытывают также изгиб. Не учитывая при ориентировочном расчете валов влияние изгиба, делают ошибку, приводящую к уменьшению фактического коэффициента занаса прочности. Для компенсации этой ошибки и обеспечения прочности вала допускаемое напряжение на кручение принимают пониженным для конструкционной углеродистой стали обычно [c.161]

Точный расчет коленчатого вала на прочность вследствие сложности его формы и невыясненности характера действия расчетных нагрузок, зависящего от жесткости вала и его опор, деформаций картера, упругой осадки опор, несоосности подшипников, износа коренных шеек, а также ряда других причин невозможен. Данные экспериментальных исследований показывают, что напряжения в элементах коленчатого вала, полученные при его лабораторных испытаниях, могут значительно отличаться от расчетных. Вследствие этого на практике пользуются различными приближенными методами расчета, позволяющими получить условные напряжения в элементах коленчатого вала. [c.215]

Вследствие деформации червяка, вала колеса, иодшипников и корпуса, неточностей изготовления и сборки нагрузка вдоль контактных линий распределяется неравномерно. Аналогично зубчатым передачам увеличенпе расчетной нагрузки учитывают введением соответствующих коэффициентов — концентрации нагрузки и — динамической нагрузки. При этом расчетная нагрузка на колесе = РК и расчетный момент = = М К, где К = — коэффициент нагрузки. Подставляя значение д, р р и в выражение для контактных напря-, жений (1.23), получаем формулу проверочного расчета червячной передачи по контактным напряжениям [c.288]

Расчет станины как бруса прои.чводится по правилам сопротивления материалов от номинальной нагрузки, приложенной с одной стороны к матричному блоку, а с другой — к опорам коленчатого вала. Для опасных сечений находят угол поворота главных центральных осей, а затем и положение нейтральной оси. Определяют напряжения в опасных точках сечения как суммарные от изгиба в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и от растяжения. Для расчета деформации станины разбивают брус по длине на участки примерно равной жесткости и общую деформацию находят как сумму деформаций отдельных участков. Некоторую особенность представляет определение деформации стола в автоматах для объемной штамповки и в горизонтальноковочных машинах. Схема нагружения опасного сечения стола показана на рис. 5.5. Сначала находят положение центра тяжести сечения О, а затем положение нейтральных осей (определяют угол о ). Общая деформация стола [c.101]

Существует два варианта расчета номента силы трения, возникающего в подшипнике скольжения при упругих деформациях в зонах фактического касания вала с вкладышем с помощью ЭВМ и по средним нормальным напряжениям, образующимся в зоне контурной площади касания деталей. Во втором варианте погрешность определения небольшая, а получае кюе аналитическое выражение для мо.мента сил трения позволяет оценить влияние на него различных факторов, характеризующих работу подшнпника. [c.163]

Наиболее важными характеристиками прочности, определяющими устойчивость элементов конструкции и отсутствие остаточных деформаций, служат предел текучести и предел упругости. Особенно важны они для деталей, в которых недопустима значительная пластическая деформация (стяжные болты, щпильки, прулснны, рессоры, специальные валы, пластинчатые цепи и др.). Величина предела текучести часто принимается для установления допускаемых напряжений при расчете прочности. Предел текучести имеет значение также для деталей с надрезами, определяя собой начало перераспределения напряжений. [c.10]

Напряженное состояние неполностью характеризуется расчетными напряжениямп, определяемыми без учета деформаций, возникающих в деталях, сопряженных с рассчитываемыми, а также изменений размеров в условиях эксплуатации. Напршгер, напряжения в элементах 1 олепчатого вала подсчитывают без учета возможных смещений опор в картере при недостаточной его жесткости и уве.ли-чепия зазоров в подшипниках вследствпе износов при расчете силовых шпилек не принимают во внимание деформации, возникающие в головке цилиндров и в прокладке газового стыка при расчете шатунных болтов не учитываются деформации кривошипной головки шатуна и др. [c.374]

Основное значение приобретает, таким образом, расчет вала на растяжение. По общепринятой схеме цилиндрическая часть вала рассматривается как тонкостенная оболочка, отделенная некоторой условной границей тп (фиг. 2) от фланца, работающего как кольцо с сечением АтпВС, которое при деформации поворачивается не искажаясь. В сечении кольца возникают нормальные напряжения изгиба, причем положение нейтральной оси г (фиг. 2) отвечает положению центральной оси некоторого приведенного сечения, получающегося заменой ширины фигуры АтпВС в каждом поперечном сечении вала логарифмом отношения соответствующих радиусов наружного и внутреннего кольцевых волокон, при сохранении неизменных размеров в направлении оси вала. Угол поворота сечения фланца представляется в виде [c.376]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...