Реферат Курсовая Конспект
Учитывая выражение для этих двух критических сил, получим следующее условие равноустойчивости - раздел Физика, Если Для Одного Швеллера Моменты Инерции JXl И JPl...
|
Если для одного швеллера моменты инерции JXl и JPl, а площадь сечения Fx, то для определения расстояния а можно написать следующее уравнение:
Во всех остальных случаях рациональным будет такое сечение, при котором равны между собой две критические силы:
П п
■"lKp ' 2кр-
Учитывая выражение (15.8) для этих двух критических сил, получим следующее условие равноустойчивости:
Однако практически при назначении размеров сжатых стержней принимается во внимание целый ряд соображений конструктивного характера, поэтому условие равноустойчивости стержня в двух направлениях учитывается по мере возможности.
В некоторых (редких) случаях встречаются такие способы закрепления концов стержня, при которых может произойти потеря устойчивости с одновременным изгибом оси стержня в двух плоскостях. Например, если по концам стержня поставлены цилиндрические шарниры, оси которых повернуты по отношению друг к другу на некоторый угол, не равный 90°, то потеря устойчивости сопровождается пространственной формой изгиба стержня. Подобного рода задачи обычно решаются в специальных курсах устойчивости сооружений.
Глава XVII ДИНАМИЧЕСКОЕ ДЕЙСТВИЕ НАГРУЗОК
Л'л _
Величина динамического коэффициентаопределяется выражение
ц=-1+—. (17.1
Таким образом, при подъеме груза с ускорением а дннамнческс напряжение может в несколько раз превысить статическое. Tai-например, в скоростных лифтах, где большая скорость подъема мож«быть достигнута только благодаря большимускорениям, динамнческс напряжение бывает очень большим. Расчет тросов в этом случа должен быть проведен с учетом динамического действия нагрузо!
Если груз опускать с ускорением а, то в формуле динамическог коэффициента на>ю поставить знак минус. При свободном падени груза ускорение a —g, поэтому натяжение в канате равно нули Канат следует за падающим грузом без натяжения.
Р_
Т
Далее уравнение вынужденных колебаний (17.22) удобно представить в виде
E = Bsin(e/ + v1), (17.24)
где В и vx — амплитуда и фаза вынужденных колебаний.
Если учесть, что В sin (в/ + х) = В sin 6^ cos vt -f B cos в^ sinvlt то легко установить связь между постоянными:
Возводя в квадрат левую и правую части этих равенств и складывая их, найдем
Но после деления левых и правых частей друг на друга получим
Учтя равенства (17.23), окончательно имеем
Р/т
и
Так как
ТО
где динамический коэффициентц определится равенством
ц==_______ Ф° _ =_________________ 1 _______ /17 9
Используя равенства (17.21) и (17.15), найдем
Подставляя величину р в выражение (17.24), получим окончательную формулу для динамического коэффициента
1 ' =-. (17.26)
График изменения динамического коэффициента, построенный по этому выражению, имеет вид, показанный на рис. 421. Положение каждой кривой зависит от декремента затухания у. Таким образом,
в реальных балках в момент резонанса динамическийкоэффициент не будет равен бесконечности, но тем не менее
он достигает очень больших значений. Поэтому резонанс весьма опасен для сооружений иего нельзя допускать.
Пример. Рассмотрим пример исследования вынужденных колебаний (рис.422). Балка имеет двутавровое сечение № 16 (Jх = 873 см*). Пролет балки I = 3 л; вес груза на конце G = 300 кгс. Найти наибольшие напряжения в заделке, если на груз действует вибрационная сила Р (I) = Ро sin Qt Po = 100 кгс, 6 = 15 сек1, Массой балки я силами сопротивления пренебрегаем.
Для определения частоты собственных колебаний
находим массу:
и прогиб конца балки от единичной силы:
I* 300
—- = 0,00-19 см.
11 3EJ 3-2,1 ■ 10й-873 Подстановка значений т и 6П дает
= 25,83 сек'1. |
0,306-0,0049 Динамический коэ4>фициент равен
1 1
е- |
г-1,51.
( 15 .
ф 25.83y1
Момент в заделке
Л^= 300 ■ 300 -|- 100 - 300 • 1,51 = 135 300 кгс см.
Вычисляем момент сопротивления: W = 873 : 8 = = 109 ел? и находим макс)мальные напряжения:
а = 135 300 : 109=1241 кгс/см-.
Глава XVIII КОНЦЕНТРАЦИЯ НАПРЯЖЕНИЙ
D
Следует отметить, что опасность концентрации напряжений значительно возрастает и при снижении температуры, так как материал становится более хрупким.
Концентрация напряжений особенно опасна при действии нагрузок, вызывающих переменные или знакопеременные напряжения. В этих случаях она должна учитываться как для пластических, так и для хрупких материалов, о чем
более подробно будет сказано в гл. XIX *.
Естественно, возникает вопрос о том, каким образом можно снизить концентрацию напряжений.
Из приведенных выше формул для коэффициента концентрации напряжений следует, что в различного рода трещинах, вырезах, выточках, в местах ступенчатого изменения площади поперечного сечения желательно заменять острые выточки плавными кривыми, т. е. увеличить радиус кривизны конца трещины или отверстия. Зто приводит к снижению концентрации напряжений. Так например, для прекращения развития трещины в пластине достаточно на конце трещины просверлить отверстие. Это в значительной степени снизит коэффициент концентрации напряжений.
В 1920 г. была опубли-
кована классическая работа Грнффитса, в которой приводились результаты проведенных им экспериментов
с образцами, изготовленными из стекла различной толщины волокон. В этой работе отмечалось, что прочность волокон увеличивается с уменьшением их диаметра.
На рис. 428 приведен полученный Гриффитсом график зависимости прочности стеклянных волокон от толщины волокна. Из графика видно, что обычное стекло, применяемое в быту, имеет прочность значительно более низкую, чем прочность такого же стекла, но изготовленного из отдельных волокон малой толщины. Чем тоньше нити, тем они прочнее,
* В рассмотренном параграфе приводятсяданные из так называемойклассической линейной, т. е. «безмоментной», теории упругости. В последнее время широкое применение получила «моментная» теория упругости, где доказано, что учет «мо-ментных» напряжений ведет к снижению (по сравнению с классическими значениями) максимальной величины коэффициентаконцентрации напряжений на контуре свободного криволинейного отверстия (работы Ин-тамеханики АН УССР).
Глава XIX
ПРОЧНОСТЬ МАТЕРИАЛОВ ПРИ НАПРЯЖЕНИЯХ, ПЕРИОДИЧЕСКИ МЕНЯЮЩИХСЯ ВО ВРЕМЕНИ
ON_
ОМ-
Если луч 01 пересекает прямую А В, рост напряжений цикла вызывает в образце усталостное разрушение. Коэффициент запаса по отношению к усталостному разрушению в этом случае обозначается /г# и определяется из следующих соображений: точка Л' находится на прямой АВ и удовлетворяет уравнению (19.11), которое принимает вид
сг_1-'фпЛогт + Яяога, (19.13)
откуда
n*~WHU <19.14)
Получен коэффициент запаса для гладкого образца. Прочность детали зависит от размеров и формы этой детали, от состояния ее поверхности. Все это учитывается соответствующими коэффициентами, в нашем случае эффективным коэффициентом концентрации напряжений ка, коэффициентом поверхностной чувствительности |3, масштабным коэффициентом е„.
Для получения диаграммы предельных амплитуд соответствующей детали нужно предел выносливости при симметричном цикле о г
уменьшить в ~~- раз, или, что то же самое, амплитудное напряже-
к ние рабочего цикла аг увеличить в ~~- раз, тогда уравнение (19.13)
примет вид
a..1 = ^nRam + nR-^-aa; (19.15)
коэффициент запаса детали будет равен
Заметим, что если вместо диаграммы (рис. 447, 6} применить еще более упрощенную диаграмму, построенную по двум точкам (рис. 447, а), то в формуле (19.16) изменится лишь угловой коэффициент г|5 прямой АВ. В этом случае нужно принимать
•Ф = сг ,/а„.
Если луч 01 пересекает прямую ВО (см. рис. 447, б), рост напряжений цикла выведет деталь из строя вследствие появления-в ней пластических деформаций.
Коэффициент запаса по отношению к пределу текучести обозначается пт и вычисляется по формуле
гат - ат/сттах = <гТ/(ста + а,„). (19.17)
Для деталей, изготовленных из высокопрочных сталей, разрушение может произойти от понижения статической прочности, вызванного концентрацией напряжений. Подобные случаи возможны при коэффициентах асимметрии, близких к единице.
Коэффициент запаса в этом случае определяется по формуле
й, = ojamax = oj(ksa), (19.18)
где а„ — предел прочности;
а — напряжение, определяемое без учета концентрации; ks — коэффициент, учитывающий снижение статической прочности вследствие концентрации напряжений, называемый эффективным статическим коэффициентом концентрации напряжении.
Изложенный расчет относился к случаю одноосного напряженного состояния. В случае плоского или объемного напряженного состояния вопрос оценки прочности значительно усложняется.
Теории прочности, разработанные и достаточно проверенные на опытах при постоянных напряжениях, непосредственно неприменимы к случаю переменных напряжений. В настоящее время этот вопрос еще недостаточно разрешен. Практически в расчетах при плоском напряженном состоянии, характеризуемом нормальным напряжением а и касательным напряжением т, используется следующая зависимость:
/п2=/пь + /п1 (19.19)
где п — искомый коэффициент запаса при плоском напряженном
состоянии;
"о. fh. — коэффициенты запаса, определяемые по формуле (19.16) в предположении, что действуют соответственно толькс нормальные напряжения а или только касательные напряжения т.
Зависимость (19.19) подтверждается некоторыми опытами. Онг может быть выведена и теоретически путем распространения третьей теории прочности (теории наибольших касательных напряжений) т случай, когда напряжения а и т изменяются по симметричному цикл} в одной фазе, т. е. так, что максимумы их во времени совпадают Однако практически ею пользуются и для несимметричных циклов а также в случае несинфазного изменения а и т.
Из уравнения (19.19) находится искомый коэффициент запаса
п= гп°Пх . (19.20
Vnb + "i
Пример 1. Поршневой трубчатый палец мотора нагружается силой Р, из меняющейся в пределах от Р = 6000 кгс до Р = — 2000 кгс.
Механические характеристики материала поршневого пальца: предел прочност! ав = 10 000 кгс > см1, предел текучести стт = 8000 кгссмг, предел выносливости дл: симметричного цикла a_i = 5000 кгс/слё, предел выносливости для отнулевого цикл a = 7500 кгс I см-.
Наружная поверхность пальца полирована. Коэффициент поверхностной чуе ствителыюсти (5=1, масштабный коэффициент е0 = 0,9, эффективный коэффициен концентрации напряжений ka = 1,1.
Определить коэффициент запаса по усталостной прочности.
На рис. 450, а изображена схема передачи усилий на палец, а на рис. 450, б -эпюра изгибающих моментов.
Изгибающий момент в расчетном сечении равен
Р (а Ь Р b b М"*Г —2^'а2'Г Т) ~ 1 ' ~2 ' Т*
Момент сопротивления сечения
Наибольшее и наименьшее значения изгибающего момента равны:
М„зг max = Ь375Ртах = 1,375 . 6000 = 8250 кгс ■ см; МШТmin=l,375Pmin= 1,375- (-2000)= -2730 кгс-сч.
Максимальное и минимальное нормальные напряжения равны: М m=v 8250
.=3380
W 2,44
275°-= - ИЗО кас
"mm W ' 2,44
Амплитудное и среднее значения напряжений рабочего цикла составляю
= 2255 кгс/см*; |
опяу-ат|п 3380-(-1130)
тах П11П 11
аа = 2 =
qmax + ffm.n 3380 +(-ИЗО)
а,п =-------- s-------- =------------ о-------- " = кгс/см*.
Определяем предельные значения амплитудного и среднего напряжения отнуле-
вого цикла:
а^0 = о^0 = а0/2« 7500/2 = 3750 кгс/см2.
Далее, по известным значениям для a_lf оао и ст строим диаграмму предельных
амплитуд (рис. 450, в).
Из начала координат диаграммы проводим луч ON под углом а, определяемым
равенством
О=68°.
Считаем, что рабочий и предельный циклы подобны. Точка М с координатами напряжений' рабочего цикла *
„' _ О79П крг!сл? и а = 1125 кгфм2 и точка N с координатами предельных напря-жтЪп,Х=ЛзЯкгс/с*. nRom= 1785 кгс/сл? этого же цикла лежат на одной прямой ON. Значение координат предельных напряжений определено по диаграмме.
Коэффициент запаса nR можно определить как отношение амплитуд, снятых с графика: ): 2720=1,6.
где |
То же значение коэффициента запаса, естественно, получается и по формуле (19.1Ь):
ai-0,5on _
Тогда |
1 • V,^
Пример 2. Вал иращается с помощью мотора мощностью N = 50 кет. На валу, делающем п — 000 об/мин, насажено колесо с зубьями. Диаметр колеса D = 300 мм. Колесо закреплено на валу с помощью шпонок. Диаметр
V
здесь aa= |
(CM- стр- 455)-
вала и =iou мм, длина его I = 500 лл (рис. 451). Найти коэффициент запас; для сечения 1-1.
Механические характеристики материала вала:
предел прочности о"в = 6000 кгс/см1; предел текучести «гт = 3600 кгс/см2
предел выносливости при симметричном цикле а.х = 2400 кгс/см2; предел вынос
ливости отнулевого цикла а0 = 3500 кгс/см2; предел текучести при крученш
тт = 2250 кгс/см2; предел выносливости симметричного цикла при кручении т_х =
= 1800 кгс/см2; предел выносливости отнулевого цикла' при кручении %,—
= 2700 кгс/см2. .
Крутящий момент определяем по формуле
у Мкр=97360 ^=97360-|°д- = 8113,3кгс-см. ■
Окружное усилие равно - ' .„
Изгибающий момент в сечении 1-1
Р1 540,9 • 50
тг — ——т—г-=6760 кгс-см.
Напряжения равны:
Ми-зт 6750 ' «max = -j^" = -0ЛП2З- = 54° KXfCH- |
ах =
Мкр 8113,3
кес/см2.
-max 2WmT 0,2 • 125
При вращении вала крайние его волокна испытывают попеременное растяжение и сжатие. Таким образом, для нормальных напряжений имеем симметричный цикл, у которого
0а = 540 кгс/см2; ат = 0.
Крутящий момент постоянный, следовательно, та = 0; тт = 324 кгс/см2.
Эффективный коэффициент концентрации напряжений вала со шпоночной канавкой, коэффициент поверхностной чувствительности и масштабный коэффициент для этого примера можно найти по Справочнику машиностроения, т. III. Они равны:
1^=2,8; р = 0,9; е„ = 0,86.
Коэффициенты запаса па и Пх по усталостному разрушению найдем по формулам?
ь_т_1—0,5то _ 1800 — 1350 „
* О^бто 1350 --0'33'
%=4xjm+aa = 01^40 = h23;
т^%- 1800°'^s°'9_ for _ Ao „ ,t
+Ta 7 0,33-324+0•. -*'1*-Коэффициенты запаса /% и % по отношению к пределу текучести равны:
Л="^ = '5^ = 3 =667
__ тт 2250
a m 0 + 324 -6>94-
Принимая для расчета меньшие значения Яд и %, найдем общий коэффициент запаса прочности по формуле
_ 2>
К (1.23)»+{4,14)»
– Конец работы –
Используемые теги: Учитывая, выражение, этих, двух, критических, сил, полу, чим, следующее, условие, равноустойчивости0.14
Если Вам нужно дополнительный материал на эту тему, или Вы не нашли то, что искали, рекомендуем воспользоваться поиском по нашей базе работ: Учитывая выражение для этих двух критических сил, получим следующее условие равноустойчивости
Если этот материал оказался полезным для Вас, Вы можете сохранить его на свою страничку в социальных сетях:
Твитнуть |
Новости и инфо для студентов