Жесткость Напряжения — Эпюры

Швеллер № 30 подвергается изгибу в плоскости наименьшей жесткости XZ. Построить эпюры распределения касательных напряжений Ху и т , действующих вдоль, стенки и вдоль полок, если поперечная сила в сечении Q = 6,54 г и направлена вдоль оси z. Уклона полок не учитывать, считая толщину их постоянной. [c.161]

В качестве примера приведем узел шлицевого соединения приводного зубчатого колеса с валом (рис. 425, а). Диск колеса смещен по отношению к шлицам. Крутящий момент, передаваемый колесом, воспринимается преимущественно участком шлицевого соединения, расположенным в узле жесткости — в плоскости диска (распределение напряжений смятия на рабочих гранях шлицев представлено эпюрой). При обратном расположении шлицевого венца (рис. 425, б) крутящий момент, идущий с носка вала, вызывает закручивание последнего, в результате чего шлицы, расположенные слева от зубчатого колеса, смыкаются по длине со шлицами ступицы, в свою очередь вызывая скручивание ступицы, вследствие чего крутящий момент передается по длине соединения более равномерно. Система до известной степени обладает свойством саморегулирования чем больше крутящий момент и закручивание вала, тем равномернее становится нагрузка на шлицы. [c.585]

Лобовые швы испытывают сложные напряжения, характеризуются высокой жесткостью и значительной концентрацией напряжений. Эксцентричное приложение нагрузки вызывает в швах напряжения изгиба от момента РЗ (см. рис. 244, а). Влияние изгиба уменьшается при длине перекрытия листов и 45. По длине фланговых швов напряжения распределяются неравномерно. Менее нагруженной оказывается середина швов (см. эпюру т р на рис. 247, б). Так как неравномерность распределения напряжений возрастает с увеличением длины швов, то принимают /ф < 50 к (минимальная длина /ф = 40 мм). [c.390]

При соединении двух стержней (полос) конечной жесткости но длине шва наблюдается эпюра напряжений с минимумом в средней части и пиками по концам шва (рис. 4.5). [c.61]

Обозначения ds — элемент длины бруса (интегрирование ведется по длине всех брусьев) 1 А, N, Q—ординаты эпюр усилий в заданном (фактическом) состоянии системы fJ,/ Я, GF—изгибная, продольная и поперечная жесткости сечений брусьев, в общем случае пере- генные по длине й—коэффициент, вводимый для учета неравномерности распределения касательных напряжений по высоте бруса при изгибе. [c.151]

Решением уравнения (5.22) определяются граничные параметры балки, а напряженно-деформированное состояние во внутренних точках вычисляется по уравнениям метода начальных параметров. Поскольку каждый стержень балки имеет свою жесткость, то эпюры кинематических параметров удобно строить, используя собственные начальные параметры, а эпюры статических параметров можно строить, используя начальные параметры в заделке, т.е. (0)И [c.367]

Это уравнение аналогично дифференциальному уравнению изгиба балки, в котором изгибная жесткость EJ заменяется цилиндрической жесткостью D. В силу этого цилиндрический изгиб пластины можно рассматривать как изгиб множества балок-полос прямоугольного сечения единичной ширины, мысленно вырезанных из пластины в поперечном направлении (рис. 20.16, а, б). Расчет таких балок-полос производится обычными методами сопротивления материалов (построение эпюр внутренних усилий, определение напряжений и т. п.). [c.432]

Анализ эпюр Эг позволяет определить предельное смещение петли пластического гистерезиса и в случае более сложных циклов. Вначале рассмотрим симметричный цикл с равными по длительности и параметру жесткости J = —dr/de выдержками в обоих полуциклах (рис. 3.28). Эпюры Эг для четырех характерных состояний этого цикла показаны на рис. 3.29. В силу симметрии циклическая релаксация (или ползучесть) здесь исключены, смещение петли возможно лишь при наложении некоторого среднего напряжения или средней деформации е . Как было отмечено, при этом изменится только состояние подэлементов группы II (заштрихованная область на рис. 3.29). Рассматривая как амплитуду деформации и представляя отмеченную на рисунке площадь как разность двух эпюр ОАВ и O D, получим выражение, полностью совпадающее с (3.43). [c.72]

На рис. 10.15, 10.16 приведены зависимости напряжений и деформаций от поперечной координаты г в закрепленном сечении оболочки при угле армирования 7 = 45. В процессе численных расчетов было выявлено несколько общих закономерностей. Во-первых, вариант граничных условий 2 при отсутствии на торцах диафрагмы бесконечной жесткости приводит в случае использования кинематической гипотезы типа Тимошенко к значительно большим погрешностям при определении напряженно-деформированного состояния перекрестно армированной оболочки, нежели вариант 1. В первую очередь это относится к касательным напряжениям и деформациям поперечного сдвига. Так, эпюр напряжений ajs, пик которого смещен к внутренней поверхности оболочки, свидетельствует о неоднородном распределении напряжений по толщине пакета (рис. 10.15, в). В меньшей степени влияние неоднородности прослеживается на эпюре напряжений агз (рис. 10.15, г). Отметим, что уточненная теория предсказывает существование на торцах шарнирно опертой цилиндрической оболочки (вариант граничных условий 1) поперечных касательных напряжений 023. распределенных по толщине пакета согласно синусоидальному закону, в то время как теория типа Тимошенко качественно неверно описывает закон их распределения. [c.220]

Величина GJp называется жесткостью при кручении круглого бруса. Видно, что при кручении в пределах упругости стержня круглого сечения касательное напряжение возрастает от центра к периферии по линейному закону, достигая наибольшего значения у поверхности стержня. Эпюра распределения касательных напряжений по радиусу показана на рис. 74, а. При увеличении крутящего момента появятся пластические деформации вначале у поверхности стержня, причем всегда имеется упругое ядро. С возрастанием крутящего момента [c.113]

При l=47 кН в раме наряду с уменьшением изгибающего момента в зоне опоры 2 (эпюра V) он существенно возрастает в зоне переднего кронштейна задней рессоры (правда, на нижней полке лонжерона возникают напряжения сжатия). При 1 = 47 кН не выполняется условие прочности упругого элемента опоры. Чтобы это условие выполнялось, необходимо принять 1 = 30 кН. Нагружение рамы при этом наиболее благоприятно (эпюра IV), в платформе максимальный и изгибающий моменты намного меньше допускаемого (эпюра IV). Ъ раме изгибающий момент, а значит, и напряжения в опасной зоне опоры 2 снижаются более чем в 3 раза по сравнению с тем случаем, когда отсутствует опора 1 (эпюра I, Мр). Чтобы обеспечить Я = 30 кН, необходимо установить в опоре 2 упругий элемент жесткостью С2=Ы0 кН/м или при жесткой опоре создать зазор Ао = 8 мм. [c.134]

На рис. 78 представлены эпюры основных силовых факторов, определяющих напряженное состояние платформы при закручивании ее моментом 2 кН-м. Значения на эпюрах даны в ньютонах и метрах. Эпюры изгибающих моментов построены на растянутых волокнах. Задняя обвязка больше стесняет концевое сечение платформы, чем передняя. Бимомент в этом сечении больше чем в 10 раз превышает бимомент в сечении у переднего борта. Это объясняется тем, что продольные перемещения крайних точек этого сечения, связанные с его депланацией, ограничиваются изгибной и крутильной жесткостью передней обвязки, которые гораздо меньше, чем у задней. Максимальные напряжения возникают в соединении с боковыми бортами и могут быть определены по третьей теории прочности [c.139]

Эпюра напряжений в точках на контуре шпоночной канавки приведена на фиг. IV. 22. Жесткость вала С на кручение вычислена по формуле (IV. 16). [c.300]

Предположим, что деталь 2 абсолютно жесткая, а деталь 1 и швы упругие. Тогда относительное перемещение точек Ь под действием силы Р больше относительного перемещения точек а на величину удлинения детали 1 на участке аЬ. При этом деформации сдвига и напряжения в шве непрерывно уменьшаются по всей длине шва справа налево. Если обе детали упругие, но жесткость их различна, напряжения в шве распределяются по закону некоторой кривой, показанной на рис. 3.6. При одинаковой жесткости деталей эпюра напряжений симметрична. [c.73]

Рис. 17. Эпюры напряжений в модели узла крепления ребер жесткости (парные ребра, двусторонние швы)

Свободная длина стойки в плоскости и из плоскости рамы колеблется от 0,7/г до 2/г в зависимости от расположения связей и жесткости ригеля рамы. На рис. 9.10 показаны эпюры напряжений в грунте а, перерезывающих сил Q и моментов М, для цилиндрического столбового фундамента диаметром й, находящимся под действием вертикальной силы Р, горизонтальной силы Н и момента УИ, при расположении точки поворота фундамента в грунте на расстоянии уо от поверхности грунта (уо < Н). [c.220]

Если давление во внутренних слоях материала достигает отрицательного значения на более поздней стадии охлаждения, когда толщина и жесткость наружных слоев достаточно высоки, напряжения всестороннего растяжения во внутренних слоях материала могут превысить разрушающее напряжение и там возникнут кавитационные полости. Эпюра распределения остаточных напряжений в изделии, полученном при таком режиме формования, представлена на рис. П. 17. В поверхностных и внутренних слоях полностью охлажденного изделия возникают напряжения растяжения, а средние слои оказываются сжатыми. Если давление во внутренних слоях изделия не снижается до нуля и остается положительным при полном охлаждении, то в поверхностных слоях изделия возникают остаточные напряжения растяжения, а внутренние слои оказываются сжатыми. Все три случая могут иметь место в одной детали, если она имеет большую длину и давление по длине существенно изменяется (рис. П.18). [c.99]

На стадии проектирования, когда конструкция и нагрузки известны достаточно приближенно, выполняют проектировочный расчет, целью которого является определение основных несущих сечений элементов станины и проверка ее жесткости. Расчетная схема конструкции (рис. 2.11.7, а, б) представляется в виде балочно-стержневой системы, расчлененной, по возможности, на простые балки и рамы. При этом делаются определенные допущения. Например, расчетная схема вертикаль-. но-сверлильного станка представляется плоской статически определимой рамой (рис. 2.11.7, а). Сечения стойки и ригеля принимаются постоянными по длине, но с разными моментами инерции Jl и J2 Напряжениями сжатия от собственного веса элементов конструкции можно пренебречь, так как они невелики. Также можно пренебречь крутящим моментом на шпинделе и учитывать только осевую силу, возникающую от подачи. Эпюры изгибающих моментов показаны на рис. 2.11.7, а. Жесткость конструкции станины характеризуют вертикальное перемещение и угол по- [c.390]

Определяющими напряжениями в плоских рамах являются нормальные напряжения от изгиба. Для нахождения поперечного сечения элементов достаточно построить эпюры изгибающих моментов и выполнить условия прочности и жесткости. При необходимости по эпюрам изгибающих моментов строятся эпюры перерезывающих и продольных сил, определяются касательные напряжения от среза и нормальные от продольных сил. Статически неопределимые рамы рассчитываются методом сил или методом перемещений [11]. При степени статической неопределимости и кинематической изменяемости выше двух [c.416]

Если совместить между собой две эпюры для случая наплавки валика на кромку полосы шириной /г (фиг. 110, а), то увидим, что полученная совмещенная эпюра продольных напряжений в какой-то мере отражает напряжения при сварке в стык двух полос прн выше принятых допущениях. На внутренних кромках и в шве будут напряжения растяжения, равные пределу текучести, и пластические деформации растяжения, а напряжения на наружных кромках будут зависеть от таких факторов как погонная энергия и жесткость системы, в нашем случае зависящая от ширины полос. [c.210]

При сварке в стык двух полос равной ширины эпюра продольных напряжений примет вид согласно фиг. ПО, б. При этом на внутренних кромках и в шве будут напряжения растяжения, равные пределу текучести при более высоких пластических деформациях растяжения, чем в случае наплавки валика на кромку, вследствие большой жесткости системы. [c.210]

Характер распределения продольных напряжений по длине стыкового шва при сварке напроход представлен на эпюре фиг. 111. По эпюре видно, что на концах шва продольные напряжения уменьшаются вследствие меньшей жесткости в начале и конце шва 14 [c.211]

На основе проведенных экспериментов можно сделать вывод, что наличие ребер жесткости существенным образом не меняет характера эпюр остаточных напряжений вертикальных листов. В обеих конструкциях наибольшие остаточные напряжения в зоне сварных швов равны о .. [c.192]

Задача 1. Построить эпюру крутшцих моментов для стержня с заделками с двух концов, нагруженнога сосредоточенными моментами (рис. 4.5). Определить щаметр стержня, если заданы Л/=10 кН м, а = 0,5 м, допускаемое напряжение [т] = 80 Mlla, жесткость стержня на всех участках одинакова. [c.127]

Кроме кинофильмов выпускаются кинофрагменты—-немые ролики для 5-минутной демонстрации с минимальным количеством титров. Все комментарии при их показе дает преподаватель. Кинофрагменты поступают в полное распоряжение техникумов от заказавших их министерств и ведомств. По сопротивлению материалов к настоящему времени выпущены следующие кинофрагменты Метод сечений , Напряжения, линейные и угловые деформации , Статически неопределимые системы , Заклепочные соединения , Напряж енное состояние при кручении , Внутренние силовые факторы при поперечном изгибе , Эпюры поперечных сил и изгибающих моментов , Жесткость при изгибе , Косой изгиб , Изгиб с растяжением , Гипотезы прочности , Применение гипотез прочности , Обобщенный закон Гука , Контактные деформации напряжения (две части, первая посвящена точечному контакту, вторая — линейному) и др. [c.34]

На рис. 3 показаны эпюры осевых и кольцевых напряжений на наружной и внутренней поверхности среднего слоя трубы с кольцевыми гофрами от нагрева на 60 С, полученные при расчете трубы по программам, разработанным в Институте механики АН УССР. В качестве примера рассмотрен гофр высотой 18 мм, шириной 200 мм с шагом 800 мм. Согласно расчету, компенсирующая способность такой трубы 1,06 мм на 1 м длины. Максимально допустимый температурный перепад для стали с аг = 420 МПа составляет 88 °С. Осевая жесткость рассматриваемой трубы, напряжения сжатия в трубе от нагрева и усилия, действующие на опоры и задвижки, уменьшатся в три раза по сравнению с обычной. [c.237]

К числу наиболее важных конструктивно-технологических мероприятий, повышающих эксплуатационные свойства мащин, можно отнести улучшение формы деталей с целью снижения напряжений в опасном сечении применение технологических способов, обеспечивающих наи-лучщую текстуру материала детали (штампованные заготовки, формообразование, например зубьев, зубчатых колес накатыванием) уменьшение количества операций и правильное их чередование снижение уровня динамических нагрузок повышением точности изготовления и сборки, а также применением оптимальных зазоров и др. снижение концентрации нагрузки вследствие повышения точности изготовления и сборки, увеличения жесткости узла, оптимального взаимного расположения деталей, узлов и др. повышение чистоты впадин у зубчатых колес обеспечение рациональной ориентации обработанных рисок и оптимальной шероховатости рабочих поверхностей деталей обеспечение стабильности физико-механических свойств поверхностного слоя, особенно вблизи опасного сечения, для чего основание впадин торцов зубчатых колес следует шлифовать до химико-термической обработки обеспечение стабильности физико-механических, химических и геометрических свойств материала деталей обеспечение наиболее благоприятной эпюры остаточных напряжений при отсутствии локальных растягивающих напряжений в упрочненном слое применением упрочняющей обработки обеспечение контроля изделий в процессе проектирования и производстве на соответствие их основных эксплуатационных свойств техническим условиям на изготовление и приемку. [c.413]

Полученная таким образом эпюра сдвигов, изображенная на рис. 120 сплошной линией, мало отличается от эпюры сдвигов, определенной в предположении, что связи сдвига подчюшют-ся закону Гука (пунктирная линия). В эпюрах напряжений заметны значительные расхождения при учете пластических деформаций (сплошная линия). Впрочем, количественная оценка явления зависит здесь от коэффициента жесткости связей сдвига , которая будет принята в приближенном упругом методе. [c.274]

Рассматриваются только брусья большой жесткости, при расчете которых на изгиб с продольной силой применим принцип независимости действия сил, т. е. влИЯ нием деформации на величину изгибающ,их моментов можно пренебречь. Расчет на прочность ведется только по нормальным напряжениям, обусловленным действием продольной силы N и изгибающих моментов Му н М. , действующих в главных плоскостях бруса (рис. 6.5). Опасное сечение находят по эпюрам Ы, Му и Мг как сечение, -в котором эти внутренние усилия одновременно достигают максимума. Если наибольшие значения этих усилий соответствуют разным сечениям, то опасное сечение находится из нескольких, как соответствующее наиболее невыгодному сочетанию изгибающих моментов и продольной силы. Суммарное нормальное напряжение в любой точке (с координатами у и г) данного сечения определяется по формуле [c.161]

Основные результаты выполненных ЛМЗ им. Сталина натурных измерений напряжений по контуру ребер стальных крышек Цимлянской и Волжской ГЭС им. Ленина при установившихся режимах приведены на фиг. V 18. Эти эпюры дают наибольшие суммарные напряжения от веса ротора и давления воды на крышку при мощности, составляющей 60— 70% от номинальной. Для турбины Волжской ГЭС им. Ленина вес ротора, передаваемый на крышку, составляет 1370 т, напор воды по отношению к средней плоскости крышки 18,9 м, мощность, составляющая 70% от номинальной, —80 мгвт.. Эти измерения, выполненные в натуре после проведенных в Институте машиноведения АН СССР исследований на моделях из органического стекла, подтвердили наличие недопустимо высоких напряжений в верхнем наружном углу ребра и под опорой пяты. Выбранные с применением моделей из органического стекла сжатые подкосы, которые были установлены в крышках на нескольких агрегатах после монтажа и пуска турбин, а на остальных — на заводе, при изготовлении, значительно снизили эти опасные напряжения и повысили жесткость крышки. [c.409]

Наибольшие напряжения а 5 1120 кг см возникают в натурной конструкции во входящем угле нижнего контура балки, тогда как номинальное (по расчету на изгиб) напряжение в этой точке равно 420 кг1см . Для снижения этих напряжений в зоне концентрации, существенных в связи с пульсирующей нагрузкой пресса, целесообразно увеличение радиуса Я перехода на нижней поверхности балки (в зоне А, обозначенной на фиг. УП. 7). Пунктиром на фиг. УП. 7 дана эпюра расчетных напряжений в среднем сечении балки. Небольшие замеренные напряжения в этом сечении близки к расчетным. Вертикальные ребра жесткости балки работают на сжатие, и напряжения в них не превышают величины в 360 кг/см . [c.519]

Рис. 8.4. Эпюра растягиваюших напряжений о в бесконечных лентах на роликах постоянной жесткости (в), убывающей жесткости от середины к краям (б) и многосекционных роликах на подшипниках качения (а)

Долговечность бесконечных лент при ленточном шлифовании и полировании во многом зависит от свойств ведуш,их роликов, так как они передают крутящий момент с электропривода станка на ленту, определяют предварительное натяжение ленты и КПД передачи. Для этого ведущие ролики должны обладать определенной массой и высокой надежностью сцепления с основой ленты. Масса ведущего ролика в ленточно-шлифовальных и полировальных станках обычно выполняет роль маховика и определяет плавность работы бесконечной ленты и всего ленточного механизма. Надежность сцепления обычно обеспечивается варьированием угла охвата и обрезиниванием рабочей поверхности роликов. Применяются также бочкообразные или двухконусные ролики, формы которых приведены на рис. 8.1, б—ж. Для уменьшения перегрузки краев и повышения стойкости лент авторами разработана конструкция ведущих роликов переменной жесткости из фрикционных материалов. С этой целью ролик выполняют наборным из нескольких дисков 1—4, закрепленных на общей ступице 5 (рис. 8.4,6). Диски изготовляют из высокофрикционных материалов различной жесткости (резины разной твердости, полиуретана и т. д.). При этом диск 1 имеет наибольшую, а диски 4 наименьшую жесткость (по сравнению с досками 2, 3), т. е. жесткость ролика уменьшается от его середины к краям. В этом случае эпюра напряжений в поперечном сечении абразивной ленты будет иметь вид, указанный на рис. 8.4,6. Снижение напряжений по краям ленты по сравнению с напряжениями в ленте на ролике одной постоянной жесткости (рис. 8.4, е) объясняется тем, что под действием приложенной нагрузки Н края ленты могут смещаться в направлении приложенной силы вследствие большой податливости ролика в местах его контакта с краями ленты. [c.189]

На рис. 127 приведены эпюры распределения напряжений во фла пле коробки (в угловом закруглении и в средней части фланца). В результате вытеснения металла из угловой части фланца и некоторого укорочения прямых участков возникают значительные сжимающие напряжения, которые вызывают потерю устойчивости фланца и образование гофров. Поэтому на прямых участках вытяжки требуется достаточно надежный прижим заготовки (сильнее, чем в углах), а в случае вытяжки удлиненных коробок рекомендуется применение вытяжных ребер (порогов) на удлиненной стороне. В этом случае величина растягивающих напряжений увеличивается, а сжи-> мающих — уменьшается. Кроме того, ребра увеличивают жесткость фланца и прС пятствуют образованию гофров. [c.153]

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]

Напряжения о зг не должны превышать 200—250 МН/м . Данная формула выведена из условпя распределения нагрузки по длине пальца согласно эпюре, приведенной на рис. 255. В этом случае расчетные деформации лучше всего совпадают с деформациями, из шpeнными путе.м тензометрирования. Форма эпюры нагрузок в бобышках оиределяется видом заделки пальца, зависяш,ей от соотношения жесткостей бобышек и пальца и от зазоров в сочленениях. [c.434]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...