Косой изгиб Теории прочности

Теории прочности. Теория наибольших нормальных напряжений, теория наибольших касательных напряжений, энергетическая теория. Расчеты при сложном сопротивлении: виды сложного сопротивления, определение эквивалентных напряжений.

Подбор сечения стойки из двух швеллеров. При рассмотрении этого вопроса составное сечение стойки следует рассматривать как цельное, и поэтому расчет приведенной гибкости можно не выполнять. Подбор составного сечения стойки будем производить путем последовательного приближения. Для этого задаемся произвольным значением j, подбираем сечение и сопоставляем возникающие в нем напряжения с расчетным сопротивлением. Эта операция производится до тех пор, пока напряжение, возникающее в стойке, будет достаточно близким к расчетному сопротивлению (отклонение не должно превышать ± 5).

 Примем j=0,6. Из (7.20) определим требуемую площадь F сечения двух швеллеров:

 По ГОСТ 8240-72 принимаем швеллер № 24а, для которого

.

 Для обеспечения равноустойчивости стойки из двух швеллеров нужно, чтобы гибкость ее была примерно одинаковой в обеих плоскостях. Для принятого сечения из двух швеллеров определим максимальную гибкость:

.

 По табл. 5 находим значение j для полученной гибкости:

при l = 10 j = 0,99;

при l = 20 j = 0,97.

 Для l = 15,24:

;F = 2Fшв = 0,00658 м2.

 Определяем напряжение в стойке:

кПа R .

 Недонапряжение составляет

 Необходимо уменьшить сечение стойки. Принимаем стойку из швеллеров № 20 (Fшв = 0,00234 м2; ix=0,0807 м). Определим гибкость:

 По табл.5 для l = 18,59 находим: j = 0,973, и учитывая, что F=2Fшв = 0,00468 м2, получим:

кПа R.

 Недонапряжение составляет

 Принимаем стойку из швеллеров №18 (F=0,00207м2; ix=
=0,0724м), гибкость которой принимает значение:

 По табл.5 для l = 20,72 находим: j = 0,973; F = 0,0414 м2:

кПа.

 Перенапряжение составляет

,что допустимо.

 Окончательно принимаем стойку из двух швеллеров №18. Из сортамента ГОСТ 8240-72 выписываем необходимые данные:

Ix=109010-8м4, Iy=8610-8м4, z0=0,0194м, h=0,18м, b=0,07м.

Момент инерции поперечного сечения стойки из двух швеллеров относительно оси x:  Момент инерции составного сечения относительно оси y можно изменять, сближая или удаляя швеллеры один относительно другого.

Колебания системы с одной степенью свободы Рассмотрим систему, изображенную на рис.8.2. Пренебрегая массой и продольными деформациями консольного бруса, рассмотрим колебания массы m, закрепленной на свободном конце бруса, при действии силы Р(t), изменяющейся по гармоничному закону по времени t :Р(t)=Р0sinwt, (8.1).

График b в зависимости от отношения частот и параметра затухания n приведен на рис.8.3. Откуда следует, что при w®j Р0d11b, т.е. амплитуда вынужденных колебаний резко возрастает, а при n®0, w®j, получаем Р0d11 b®¥.

Определить динамический прогиб и напряжения в опасных сечениях балок КD и АВ, возникающих под действием работающего электромотора весом G=10кН (рис.8.4,а).

Для вычисления полного перемещения сеченияС с учетом характера опирания балкиКD на консольную балку необходимо найти прогиб  консольной балки АВ от действия на нее силы РK=-RK=5кН.

Определение прогиба и напряжений. Максимальное значение напряжения и прогиб, возникающие от совместного действия статических и динамических нагрузок, определяем по формулам:кН/м2,.

Величина d11-прогиб, который получила бы балка под действием единичной статической силы, приложенной в месте удара.

Определение полного статического прогиба сеченияС балки КD. С начала определим статический прогиб сечения С балки КD при опирании ее на абсолютно жесткое основание.

Определение динамических коэффициентов и напряжений. Динамический коэффициент при падении груза G на балкуКD, опирающуюся на консольные балкиАК и DМ, определяем по формуле:.

Зубчатые передачи: принцип действия, классификация, достоинства и недостатки, область применения,: геометрический расчет для цилиндрических передач, основы расчета зубчатых передач на прочность, критерии работоспособности и расчета, зависимости для проверочного и проектного расчета зубчатых передач по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба, допускаемые напряжения, передаточное отношение и КПД зубчатых передач, силы , действующие в зацеплении, материалы зубчатых колес и их термообработка.
Прочность при циклических нагрузках