- •I. Надежность машин и критерии работоспособности.
- •II. Нагрузки
- •Риc. II. 2
- •III. Расчет деталей на прочность.
- •Кручение.
- •IV. Основные физико-механические характеристики материала.
- •V. Сдвиг, кручение. Сдвиг.
- •Кручение.
- •Расчет детали на скручивание.
- •VI. Изгиб.
- •Деформации изогнутой балки.
- •VII. Сложное нагружение. Гипотезы прочности.
- •Расчет вала.
- •А) б)
- •VIII. Усталостная прочность.
- •Факторы, влияющие на усталостную прочность.
- •IX. Механические передачи вращательного движения.
- •Фрикционные передачи.
- •Ременные передачи.
- •Зубчатые передачи.
- •Эвольвентное зацепление.
- •Основные геометрические параметры эвольвентного зуба.
- •Контактные напряжения.
- •Косозубые передачи.
- •Схемы применения зубчатых передач.
- •А) б)
- •А) б)
- •Червячные передачи.
- •А) б)
- •А) б)
- •Шестеренные насосы.
- •X. Теория взаимозаменяемости.
- •Допуски и посадки.
- •Хi. Опоры валов.
- •Подшипники скольжения.
- •Подшипники качения.
- •XII. Надежность деталей машин. Устойчивость стержней.
- •XIII. Конструкционные материалы.
- •Черные металлы и сплавы.
- •Цветные металлы и сплавы.
- •Полимеры (пластмассы).
- •Композиционные материалы (композиты).
- •XIV. Аппараты с механическим перемешивающим устройством.
- •Корпус аппарата.
- •Сварные швы.
- •Мешалки.
- •Фланцевые соединения.
- •Уплотнительные устройства подвижных соединений.
Деформации изогнутой балки.
Основной целью анализа изгиба балки является определение максимального прогиба уmaxи наибольшего угла поворотаθmaxизогнутой балки. Пусть на жестко заделанную балку длинойlдействует некоторая силаF(Рис.VI.7).
Рис. VI. 7
Для вывода уравнений, позволяющих определить уmaxиθmax, воспользуемсяуравнением изогнутой балки:
, (VI. 5)
тогда:
или
,
константа Сопределяется наложением граничных условий, данных для данной балки, а именно:
- если z=0, тоу=0 иθ=0;
- если z=l, тогдаy=maxи=θ=max,
тогда С=0, а значит:
, (VI. 6)
тогда:
.
Проинтегрируем уравнение (VI. 6):
,
константа D=0, тогда:
.
VII. Сложное нагружение. Гипотезы прочности.
Сложное нагружение возникает в тех случаях, когда элемент конструкции подвергается одновременно нескольким простейшим деформациям. В таком случае полностью корректный расчет детали на прочность мы осуществить не можем. Обычно множество напряжений рассчитываемой детали сводят к простейшим схемам (главным площадкам), в которых работают либо только нормальные, либо только касательные напряжения (Рис. VII. 1), причем принято, что:
.
Рис. VII. 1
Для получения расчетных формул для того или иного вида нагружения выдвигаются некоторые гипотезы (теории) прочности, смысл которых заключается в подборе некоторой эквивалентной величины напряжения, которая сравнивается с допускаемым напряжением.
В настоящее время применяют несколько теорий прочности:
1. Эквивалентное напряжение σэквпринимается равным максимальному нормальному напряжениюσmax, не превышающему допускаемое напряжение [σ]:
.
2. Разрушение детали происходит по мере достижения максимальных деформаций в материале детали:
,
где μ– коэффициент пропорциональности.
Однако эта теорема не применима в связи с расчетом σ1,σ2, σ3.
3. На любой наклонной площадке структурного материала детали наиболее опасным напряжением для материала является касательное напряжение:
.
4. Энергетическая.
Разрушение детали происходит по мере накопления и распределения энергии в структуре материала детали:
.
Разница между третьей и четвертой теориями прочности сводится к тому, что четвертая теория учитывает меньшее касательное напряжение, а значит, и при расчете обеспечивает прочность при минимальной схеме оборудования, но при этом требует проверочного расчета и дополнительного определения физико-механических характеристик материала. Третья теория обеспечивает прочность детали при большей металлоемкости оборудования и не требует дополнительных расчетов, поэтому весьма широко используется в обычном машиностроении. Четвертая гипотеза более строгая, требует более качественного материала, более точных методов проектирования, изготовления и в основном используется в авиационной технике.