Запас Формулы

Если вследствие неполноты опытных данных значение предела усталости i j для используемой пружинной проволоки (прутка) неизвестно, то для расчёта можно воспользоваться (при условии, что 0<р<45°)прибли-жённой (с погрешностью в сторону запаса) формулой [28] [c.705]

При подходе К расчету конструкций по так называемой псевдо-упругой схеме исходят из результатов расчета конструкции по упругой схеме обычными методами. На основании этих расчетов требуется подобрать соответствующие значения модулей упругости Е. Дальнейший этап расчета заключается в выборе функциональной зависимости для модуля упругости данной детали, в установлении следующих параметров условий эксплуатации ожидаемого ресурса и максимально допустимой эксплуатационной температуры. Следующий шаг состоит в рассмотрении случая наиболее напряженной эксплуатации, когда деталь непрерывно работает при максимально допустимой температуре и действии постоянно приложенной нагрузки. Затем выбирается величина модуля упругости при ползучести для случая растяжения с учетом максимальной деформации, эксплуатационной температуры, а также установленных по заводским данным запасов. Формула для вычисления деформации берется из обычной методики расчета деформаций, последнее определяется по значению эксплуатационного напряжения или модуля упругости при ползучести. [c.158]

В отличие от существующих методов расчета по допускаемым напряжениям в общем машиностроении и по разрушающим нагрузкам в авиации и ракетной технике, где вероятностная природа нагрузок и несущей способности скрыта либо в коэффициенте запаса прочности, либо в коэффициенте безопасности, в данной работе характеристики вероятностного описания нагрузок и несущей способности непосредственно входят в формулы для определения размеров поперечного сечения, обеспечивающих заданную надежность элемента конструкции. Такой подход более адекватно отражает реальную работу элемента конструкции. [c.3]

Примечание. I. Для косозубых вл/юв-шестерен расчет по приведенным формулам идет в запас прочности. 2. Б -блокирующая линия из условия отсутствия подрезания зубьев (рис. 10.14). [c.167]

Факторы, влияющие на запас прочности, многочисленны и разнообразны степень ответственности детали, однородность материала и надежность его испытаний, точность расчетных формул и определения расчетных нагрузок, влияние качества технологии, условий эксплуатации и пр. Если учесть все разнообразие условий работы современных машин и деталей, а также методов их производства, то станут очевидными большие трудности в раздельной количественной оценке влияния перечисленных факторов на значение запасов прочности. Поэтому [c.7]

Запас прочности по переменным напряжениям подсчитывают по формуле (см. курс сопротивления материалов) [c.35]

Запас статической прочности по текучести материала проверяют по формуле [c.36]

Допускаемые напряжения и запасы прочности для резьбовых соединений приведены в табл. 1.2 и 1.3. Они учитывают точность расчетных формул, характер нагрузки, качество монтажа соединения (контролируемая или неконтролируемая затяжка) и пр. [c.45]

В формулах (5.5) и (5.6) г — число болтов, расположенных с одной стороны вала, /< =(1,3... 1,8) — коэффициент запаса. Коэффициент трения для чугунных и стальных деталей, работающих без смазки, можно выбирать в пределах / 0,15...0,18. [c.75]

На это.м заканчивается приближенный расчет подшипника. В этом расчете температура масла выбрана ориентировочно. Фактическая температура может быть другой, другой будет и вязкость масла, а следовательно, и грузоподъемность подшипника или толщина масляного слоя см. рис. 16.6 и формулу (16.6). Неточности приближенного расчета компенсируют повышенными значениями коэффициента запаса, принятого в формуле (16.10), и выбором способа смазки на основе следующих опытных рекомендаций [c.280]

Коэффициент запаса по выносливости определяют по формуле [c.12]

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле [c.19]

Решение. I. Материал винта и гайки—сталь 35 (а . = 300 Н/мм ) (см. табл. 1.1). Определяем допускаемое напряжение растяжения. По табл. 4.6 диаметр винта d 24 мм. Коэффициент запаса прочности [s] = 2,5 (см. табл. 4.5). Тогда по формуле (1.11) [c.67]

Проверяем вал по запасу статической прочности по формуле (12.6) [c.295]

На основании этой формулы построен график (рис. 178) зависимости nj/ni от 02/ 1 и q (принято kj = 2,5 и для исходной стали q - 0,4), С увеличением q запас надежности снижается ( г/П] < 1) и только при увеличении О2/0, до значений, определяемых пересечением. линий q с ординатой Пг/ Ц = 1, восстанавливается до исходной величины. Получить Существенное увеличение запаса надежности, скажем, в 1,3 раза (штриховая линия) можно только при увеличении прочности в 1,41 1,53 1,65 1,8 1,9 и 2,05 раза соответственно для значений 9 = 0(5 0,6 0,7 0,8 0,9 и 1. [c.302]

Дополнительный крутящий момент, создаваемый затяжкой по кольцам, определяемый по формуле (92) для г = 2, обычно игнорируют, относя ето в запас надежности. [c.279]

Определить силу пружинного предварительного натяга расчетным путем трудно. Расчет натяга из условия предупреждения вращения шариков под действием гироскопических моментов по формуле (239) дает даже при коэффициентах запаса 1,5-2 уменьшенные значения силы предварительного натяга. Это объясняется тем, что сила пружин должна быть достаточной для преодоления трения на посадочных поверхностях подвижных обойм, поэтому силу предварительного натяга устанавливают опытным путем. [c.496]

Из-за условности расчета на срез формулы (257) и (258) дают преувеличенные значения N даже при введении больших коэффициентов запаса. [c.554]

При сложном напряженном состоянии коэффициент запаса прочности вычисляют по формуле (12.35), т. е. [c.230]

Коэффициент запаса прочности при сложном напряженном состоянии вычисляют по формуле (15.12). [c.231]

Определив коэффициент запаса прочности по сопротивлению усталости, необходимо сравнить его с коэффициентом запаса по сопротивлению пластическим деформациям. Последние определяются формулами [c.231]

Использование такого подхода часто вызывает большие вычислительные трудности. Поэтому можно предложить следующую процедуру учета случайности модуля Е, дающую приближенный результат, но в запас надежности. Принимаем значение модуля Е равным Я-, величина которого ищется из условия, что вероятность того, что > равна причем > Язад. Тогда расчет можно производить по формулам (1.7) и (1.6), но вместо Язад в уравнение (1.6) надо подставлять величину [c.7]

По условию нераскрытия стыка, принимая коэффициент запаса К=1,5, Озат= . 5 (Од,-fo i)= 1,5 (0,16 + 0,65) я.1,2МПа —см. формулу (l.4g), необходимая сила затяжки болтов / за-г = Озат 4ст/2= ) >2-0,5-490-130/8 = 4800 Н — см. формулу (1.44). [c.49]

Расчеты по наименьшему и наибольшему табличным натягам приводят в большинстве случаев к чрезмерно большим запасам прочности соединения и деталей — формулы (7.6) и (7.8). Так, например, для посадки 0 60И7/и7 (см. рис. 7.10 и пример расчета) наибольший натяг (105 мкм) в два с лишним раза превышает [c.89]

Обычно принимают стандартную конусность 1/10, При этом а = = 2 5Г40" коэффициент трения / г 0,11... 0,13 коэффициент запаса /С 1,3., . 1,5. За расчетный момент Т принимают максимальный fgaj — определяют по формуле (1.6), в которой 7, ,,,= = где —длина стандартного ключа d — диаметр [c.92]

Кроме того, есть напряжен1 я, связанные с нагрузкой зубьев как консолей и с прогибами зубчатого венца па шарах гибкого подшипника как дискретных опорах. Эти напряжения сравнительно невелики. Они выражаются сложными формулами. Поэтому в приближенных расчетах их учитывают путем некоторого увеличения коэфф11Цнентов запасов прочности. [c.205]

Пэ формулам (15.3) определяем запасы сопротивления усталости п опасных ссчсицях. [c.270]

Если расчетные крн[ ыс или их отдельные участки на рис. 7.11 пахт)-дятся ниже экспериментальных, то расчет н[1оизведеи с некоторым запасом. При этом заметим, что кривые названы экспериментальными несколько условно, так как трудно определить, насколько точно отношетшс скоростей щ птх 1а следовательно формула (7.9)] характеризует [c.174]

Для болыиьнства промышленных аппаратов стремление к полному выравниванию потока при большом сопротивлении решетки экономически не оправдано. Если учесть, что формула (4.86) дает некоторый запас п что в действительности при сравнительно больших поток в основном достаточно равномерен, то для расчета Сопт придется или ввести в формулу (4.86), точнее в формулу (4.99), соответствующую поправку, или воспользоваться другими зависимостями наиример (4.102) или (4.104). Значения 0 т и Со, т, подсчитанные соответственно но этим двум формулам, а также значения олт, соответствующие значениям М 1,15- 1,2,т. е. таким нолям скоростей, которые можно считать практически равномерными (значения Ng взяты из опыта), приведены ниже. [c.174]

При — 1,0 /-55 0,555 из формулы (1а), прнравниная величину п требуемому коэффициенту запаса [и] = 2,2, найдем [c.13]

Коэффициент запаса усталостной прочюсти по кручению см. по формуле (3.28). Принимаем вт = 0,89 (см. табл. 3.7) (3 = 2 (см. табл. 3.8) = 1,59 (см. табл. 3.6). При нереверсивном вра- [c.323]

Первое направление (сейчас в значительной мере устаревшее) закзво-чается в предварительном выборе запаса надежности, установлении-1Ш Сдет-ных напряжений на основании этого запаса и определении сеченцй и моментов инерции деталей по формулам сопротивлений мате алов В теории упругости с учетом главных нагрузок на расчетном режиме (обычно режим максимальной мощности или частоты вращения). [c.161]

Отношение запасов прочности по термическим напряжениям для болтов одинакового сечения, выполненных из стали ЭИ69 и ЗОХГС, согласно формуле (100) [c.365]

Общие сведения о расчетах на прочность. Одной из важнейших задач инженерного расчета является оценка прочности детали по известному напряженному состоянию в опасной точке поперечного сечения. Для простых видов деформаций эта задача решается сравнительно просто по известным формулам определяют максимальные напряжения, которые затем сравнивают с опасными (предельными) для данного материала напряжениями, устанавливаемыми экспериментально. При этом прочность детали считается обеспеченной, если максимальные напряжения не превышают предельных значений. В случае необходимости реализовать требуемый коэффи-циегт запаса прочности максимальные напряжения сравнивают с допускаемыми. [c.195]

Что касается выбора материала, то для стержней большой гибкости (когда сг,(р Стпц) применять сталь повышенной прочности нецелесообразно. Это следует из того, что в данном случае модуль упругости Е является единственной механической характеристикой, определяющей сопротивляемость стержня потере устойчивости (см. формулу (13.5)1, а для различных сортов стали его величина практически одинакова. Для стержней малой гибкости применение высокосортных сталей оказывается выгодным, так как с увеличением предела текучести повышаются критические напряжения, а следовательно, и запас устойчивости. [c.214]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...