Определения напряженного

В общем перечне критериев профиля не все они равноценны. Прежде всего, конструируя высшую пару, следует обеспечить статическую контактную прочность ее элементов. При заданной индикаторной диаграмме нагруженное™ исполнительного органа на основе допустимой величины контактного напряжения не представляет затруднений подобрать технологические и конструктивные параметры высшей пары по формуле Герца. Этим расчетом определяются наименьший допустимый радиус кривизны действительного профиля кулачка рк, радиус ролика rv и его эффективная ширина Ъ. С другой стороны, наименьшее значение радиуса кривизны профиля кулачка определяется заданной функцией s (<р) или (J (ср), выбранной схемой механизма и его метрическими параметрами. Таким образом, появляется возможность определения наименьшего радиуса кулачка г0.

^^^ условия выпуклости для определения наименьшего радиуса к'ул?ЧКа

3 — оператор определения наименьшего из элементов массива 6, а соответствует номеру этого элемента.

5 — оператор определения наименьшего из элементов массива 6; а указывает значение индекса наименьшего элемента.

Практическое значение графиков на рис. 435 и 436 заключается в том, что они, во-первых, могут служить для определения необходимых значений чисел зубьев на шестернях для обеспечения заданного е, во-вторых, для определения наименьшего числа зубьев, обеспечивающих непрерывность зацепления по эвольвентным участкам профилей. Этот предельный случай будет соответствовать условию

при прямом и обратном ходе. Поэтому в производственных условиях настройку на требуемый уровень необходимо всегда выполнять подводом регулировочного элемента с одной стороны. Наименьшая величина погрешности настройки определяет порог чувствительности, который в приборах автоматического контроля обычно выявляется путем многократного определения наименьшего смещения настройки.

Отсюда следует, что для определения наименьшего размера детали di после того, как будут сформированы случайные значения величин d^ бг и 0,-, можно использовать соотношение

Приведенные численные примеры подтверждают высказанные здесь соображения о возможности определения наименьшего параметра критической системы сил одноярусных стержневых систем с неподвижными узлами предлагаемым приближенным способом. По данному способу критическая сила определяется отдельно для каждой стойки с примыкающими к ней ригелями. Наименьшая из всех определенных таким образом критических сил может быть принята за наименьший параметр критической системы сил. Точность такого решения вполне достаточна для целей практики.

Возможный путь определения наименьшего значения функции заключается в исследовании поведения функции на заданном диапазоне изменения аргумента. Исследование проводится сначала с грубым шагом, с целью установления интервала, внутри которого находится минимум. Затем найденный интервал исследуется более подробно. Предполагается, что функция изменяется монотонно.

Для определения наименьшего' значения среднеквадратичной ошибки по двум переменным описанный алгоритм, который для краткости назовем р-алгоритмом, следует повторять, варьируя угол а.

Для определения наименьшего корня характеристического уравнения det (Kmn—ASmn)=0 в подпрограмме используется итерационный процесс:

Для определения наименьшего значения Р возьмем производную от правой части формулы (5) по/»*и приравняем ее нулю:

ваться выражениями для определения напряженного состояния и несущей способности длинных прямоугольных мембран.

Таким образом, разработана методика определения напряженного состояния в области острых v-образных дефектов. Установлено, что при р < 45° напряженное со-

Работоспособность оборудования (трубопроводы, сосуды, аппараты и др.) зависит от качества проектирования, изготовления и эксплуатации. Качество проектирования, в основном, зависит от метода расчета на прочность и долговечность, определяется совершенством оценки напряженного состояния металла, степенью обоснованности критериев наступления предельного состояния, запасов прочности и др. В области оценки напряженного состояния конструктивных элементов аппарата к настоящему времени достигнуты несомненные успехи. Достижения в области вычислительной техники позволяют решать практически любые задачи определения напряженного состояния элементов оборудования. Достаточно обоснованы критерии и коэффициенты запасов прочности. Тем не менее, существующее методы расчета на прочность и остаточного ресурса требуют существенного дополнения. Они должны базироваться на временных факторах (коррозия, цикличность нагружения, ползучесть и др.) повреждаемости и фактических данных о состоянии металла (физико-механические свойства, дефектность и др.).

Для определения напряженного состояния цилиндрического сосуда со смещением кромок кольцевого шва использованы зависимости, вытекающие из решения дифференциального уравнения, описывающего краевой эффект [5].

При наличии в теле трещины для суждения о характере ее распространения и тем самым для суждения о прочности также необходимо знание напряженного состояния. Задача определения напряженного состояния около конца трещины отличается от обычных задач определения концентрации напряжений тем, что геометрически линеаризованная постановка краевых условий и физически линейная теория упругости приводят к бесконечным напряжениям и бесконечным градиентам напряжений в конце тонкого разреза. При этом понятие коэффициента концентрации напряжений теряет смысл. Разумеется, можно было бы пытаться сохранить числовое безразмерное выражение коэффициента концентрации напряжений посредством учета сложных детальных особенностей деформации материала у конца разреза. Однако для решения задач о трещине совсем не обязательно интересоваться детальными процессами, идущими п весьма малой окрестности конца разреза [155, 168]. Достаточно знать характер и интенсивность напряженного состояния в области, окружающей конец разреза вместе с малым объемом, где сосредоточен механизм разрушения (рис. 12.1). Это означает отказ от использования коэффициента концентрации напряжений в пользу асимптотического

1. Для определения напряженного и деформированного состояния идеального упругопластического тела с трещиной воспользуемся деформационной теорией пластичности. Известно 1194], что действительные перемещения ы,-, соответствующие состоянию равновесия, реализуют минимум полной энергии

ми считаются конструкции с отношение толщины стенки к внутреннему радиусу s/г < 0,1, допустимо с погрешностью не более 10 % принимать напряженное состояние в стенках плоским и использовать при этом сравнительно простую безмоментную теорию тонких оболочек. Для толстостенных оболочек необходимо учитывать распределение напряжений по толщине стенки, что несколько усложняет расчетную базу для определения напряженного состояния оболочковых конструкций, но и уменьшает погрешность расчета. По данным работы /1/ для ряда практических случаев при использовании теории тонких оболочек удовлетворительная точность достигается при отношении s / г < 0,2 для цилиндрических и при s / г < 0,35 для сферических сосудов.

Для определения напряженного состояния мягкой прослойки по сеткам линий скольжения необходимо знать характеристики соотношений (интегралы Генки) вдоль линий скольжения. Для их определения воспользуемся записью интеграла Генки в общей постановке /97/

Для определения напряженного состояния по построенным сеткам линий скольжения необходимо знать характеристические соотношения, выполняющиеся вдоль линий скольжения. Для рассматриваемого случая (Сф /Од = 1) данные соотношения, вытекающие из решения обшей задачи двухосного нагружения оболочек давления (3.25), имеют вид

только с помощью точных уравнений теории упругости. Такой расчет довольно трудоемок. Поэтому широко применяются экспериментальные методы определения напряженного состояния. Особенно просто это делается при плоском напряженном состоянии, когда используются специальные оптические модели, а также и другие методы.

Это уравнение равновесия устанавливает связь между напряжениями 0,. и а/, однако одного его недостаточно для определения напряженного состояния (т. е. для определения <зг и 0/ порознь). Как всегда в статически неопределимых задачах, дополним уравнения статики уравнениями деформаций.