Изгибающими моментами

Исследования проводились в условиях жесткого нагружения тонколистовых (0,18 - 0,2) х 10"3 м образцов исследуемых материалов, вырезанных поперек проката, длиной 0,2 и шириной 0,01 м. Упругопластические деформации в широком интервале амплитуд создавались при помощи сменных шаблонов различного радиуса при их огибании образцами с частотой смены знака напряжения 50 циклов в минуту. Одновременно испытывались 5 образцов. Корро-зионно-активные среды подавались в область максимальных изгибающих напряжений через специальную капельницу так, что по-

Расчет на прочность по напряжениям от изгиба проводится только для зубьев червячного колеса. Точный расчет изгибающих напряжений зубьев усложняется тем, что зуб по ширине колеса имеет переменную форму сечения, а основание зуба расположено по дуге окружности. В приближенных расчетах червячное колесо рассматривают как косозубое, а в формулу расчета косых зубьев вводят поправки и упрощения.

При испытаниях фиксируют нагрузку, вызвавшую разрушение образца, ширину и толщину образца по месту излома с точностью 0,01 мм и по известным зависимостям определяют величину изгибающих напряжений в образце.

За каждый пробег ремень дважды изгибается вокруг шкивов и вновь разгибается. При этом чем меньше диаметр шкива и чем толще ремень, тем больше напряжения изгиба. Многократное действие изгибающих напряжений может быть причиной усталостного разрушения ремня. Центробежные силы, действующие на ремень, кроме дополнительных напряжений, вызывают уменьшение угла обхвата и тяговой способности ременной передачи.

Ступень с р2<90° по тем же причинам имеет противоположные показатели: малые отношения давлений и большие КПД. Наконец, ступень с 02=90°, имеющая средние показатели при тех же условиях сравнения, может иметь неоспоримые преимущества перед обеими сравниваемыми ступенями вследствие возможности увеличения допустимых значений окружных скоростей и2- Так, для осерадиальных колес с углом (3=90° предельное значение скорости «2 может быть выбрано около 500 м/с. Объясняется это особой формой лопаток, не испытывающих изгибающих напряжений.

Имея значение коэффициента тяги ф (0,5—0,6 — для плоских ремней; 0,7—0,9 для клиновых) и выбрав а0, можно найти напряжение в ремне от полезного усилия Р. Однако допустимое напряжение от полезного усилия Р в ремне зависит от действительных условий эксплуатации — скорости V, величины передаточного отношения I, а также от величины изгибающих напряжений, определяемых отношением толщины ремня б к диаметру меньшего шкива D\. Поэтому конкретные условия работы передачи учитываются введением поправочных коэффициентов.

ся и развиваются в приповерхностных слоях покрытия, а затем переходят в основной металл. При испытании образцов с никелевым покрытием наблюдается другая картина. В интервале малых изгибающих напряжений отмечается некоторое повышение усталостной прочности, происходит локальное отслаивание участков покрытия. Авторы работы [11] объясняют это установлением только механических связей никелевого покрытия с основным металлом, а химическое взаимодействие при этом отсутствует. Незначительное уменьшение усталостной прочности образцов вследствие нанесения на поверхность плазменного покрытия из окиси алюминия отмечено в работе [57]. Предел усталости стали 40 на базе 109 циклов понижается со 190 до 170 МПа, а стали 12Х18Н10Т на базе 108 циклов — со 195 до 175 МПа. Зарождение и распространение усталостной трещины начинается от границы «основной металл — покрытие».

В зависимости от конструкции захватов разрывной машины образцы могут иметь для крепления либо резьбу [61], либо специально выточенные головки. Обычно влияние касательных и изгибающих напряжений может проявляться при несоосном склеивании образцов, неравномерности толщины покрытия или при неправильном приложении нагрузки. Диаметр образцов 10—40 мм.

Метод12 определения долговечности предусматривает испытания жаропрочных материалов при одновременном действии статических растягивающих и переменных изгибающих напряжений в условиях ползучести при высоких температурах. С целью ускорения испытаний пределы ограниченной выносливости определяют как разность между пределом ограниченной выносливости при симметричном ..цикле и статическим растягивэющим напряжением при сохранении прежней базы.

Образец крепится в захватах верхней 9 и нижней 8 тяг. Для устранения изгибающих напряжений в исследуемом образце верхняя и нижняя тяги установлены на самоцентрирующихся опорах. Нижняя тяга центрируется ра-диально-сферическим подшипником 10, верхняя — шаровой опорой 5.

рыв торцовой поверхности пуансона от покрытия. Площадь торцовой площадки пуансона имеет вполне определенную величину, поэтому определение удельной адгезии не представляет трудностей. Зазор между матрицей и пуансоном практически отсутствует, что исключает возникновение изгибающих напряжений в покрытии. Коническая форма сочленения пуансона и матрицы исключает затирание уже в самой начальной стадии испытания.

напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 6.5. Окружная и радиальная силы, действующие со стороны колеса на вал, вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал—ступица нагружены, кроме того, изгибающими моментами от осевых сил в зацеплении. Эти моменты также вызывают перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал—ступица могут оказаться равными нулю.

Муфты каждого размера, рассчитанные на передачу определенного вращающего момента, выполняют для некоторого диапазона диаметров валов. Это обусловлено тем, что валы для передачи одного и того же вращающего момента приходится выполнять разного диаметра из-за нагру-жения их разными изгибающими моментами и изготовления их из различных материалов.

Составляющая TV главного вектора внутренних сил, направленная перпендикулярно плоскости поперечного сечения бруса, называется нормальной (продольной) силой. Составляющие Q,, и Qz, лежащие в плоскости поперечного сечения, называются поперечными силами. Составляющий главного момента внутренних сил момент Мк, возникающий в плоскости поперечного сечения бруса, называется крутящим моментом. Составляющие моменты My и Mz, возникающие в плоскостях перпендикулярных поперечному сечению бруса, называются изгибающими моментами.

Если в поперечном сечении возникают два внутренних силовых фактора — изгибающие моменты Mt и М1П то происходит косой чистый изгиб. При поперечном косом изгибе в поперечных сечениях бруса одновременно с изгибающими моментами возникают поперечные силы Q,j и Q2. В том и другом случае нормальное напряжение

а в любой точке К поперечного сечения (рис. 2.95, а) согласно принципу независимости действия сил определяется как алгебраическая сумма напряжений, обусловленных изгибающими моментами Му и

поперечными с и л а м и — они стремятся сдвинуть одну часть тела относительно другой. Составляющая момента Т относительно нормальной оси называется крутящим моментом — — он стремится вращать (скрутить) тело относительно нормальной оси. Составляющие момента Мх и Му называются изгибающими моментами в плоскостях yz м xz изогнуть тело в этих плоскостях. Если известны действующие на правую часть тела, то все шесть внутренних силовых факторов определяются из шести уравнений равнокесия статики, которые можно составить для этой части тела.

Определив из уравнений равновесия (1.107) — (1.111) Дщ и Дх3, находим АЯ0 и А\з для случая (см. рис. 5. 9, а), когда конец пружины может свободно поворачиваться, что имеет место в статически определимых задачах. Изменения кручения (AQi) и кривизны (ДОз) связаны с крутящими и изгибающими моментами соотношениями (приведенными к безразмерной форме записи)

где ^ix> %iy, J^Fi;, — сумма проекций всех внешних сил, действующих на оставленную часть тела, соответственно на оси х, у, г\ Qx, Qy, Nz, Mx, My, Mz — составляющие главного вектора и главного момента внутренних сил, которые носят общее название внутренних силовых факторов, а в отдельности называются: Qx и Qy — поперечными силами, Nz — продольной (нормальной) силой, Мх, My — изгибающими моментами, Ms — крутящим моментом, который часто обозначают УИК.

фактором, то такой изгиб называют чистым. В большинстве слуг чаев в поперечных сечениях наряду с изгибающими моментами возникают и поперечные силы. Такой вид изгиба называют поперечным.

Приведенные формулы для проверочного и проектного расчета валов используют и для расчета осей. Так как оси нагружены только изгибающими моментами, то для них Мк = 0 и Л1ЭКВ = Ма =

В фермах, рассчитываемых по шарнирной схеме, моменты от внеузловых нагрузок допускается учитывать только в поясах, определяя их значения в поясе как в неразрезной балке на шарнирных опорах. При этом расчетный момент в пролете рекомендуется принимать с коэффициентом 1,2, учитывая упругую податливость опор. При наличии эксцентриситетов в узлах узловые моменты следует распределять пропорционально погонной жесткости примыкающих к узлу элементов. Расчет элементов стропильных ферм на прочность и устойчивость в зависимости от действующих в них усилий (только осевые силы или осевые силы с изгибающими моментами) производят по соответствующим формулам СНиП Н-23-81*.