- •I. Основы сопротивления материалов.
- •Внешние силы (нагрузки).
- •1.3 Напряжения
- •1.4 Диаграмма растяжения
- •1.5 Деформация растяжения и сжатия
- •Методика решения практических задач
- •1.6 Деформация сдвига (среза)
- •Деформация смятия
- •Геометрические характеристики сечений
- •Деформация кручения
- •Деформация изгиба
- •1.11. Определение перемещений при изгибе по способу Верещагина
- •1.12. Устойчивость сжатых стержней
- •I I. Основы взаимозаменяемости
- •Шероховатость поверхности
- •Литература
- •I I I Основы теории механизмов и машин (тмм)
- •Структурный анализ механизмов
- •Основные понятия и определения
- •Степень подвижности механизма
- •Замена высших кинематических пар низшими
- •Структурный синтез и анализ механизмов
- •Кинематический анализ механизмов
- •Определение положений и перемещений звеньев механизма
- •Определение скоростей и ускорений точек и звеньев механизма
- •IV Детали машин
- •Зубчатые передачи.
- •Элементы зубчатых колес.
- •Передаточное отношение, передаточное число
- •Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых колес
- •Прочностной расчет цилиндрических зубчатых передач
- •Расчет зубьев на контактную прочность
- •Расчет зубьев на изгиб
- •Точность зубчатых передач
- •Степень точности по гост 1643-81 – 7-с
- •Степень точности по гост 1643-81 – 6- 7-7-е, это значит, что степень точности по норме кинематической точности – 6, а по нормам плавности работы и контакта зубьев –7.
- •Способы (методы) нарезания зубьев
- •Метод (способ) копирования (рис.4.6)
- •Способ (метод) обкатки
- •Передачи коническими зубчатыми колесами
- •Пример выполнения чертежа зубчатого колеса (рис. 4.9).
- •Червячные передачи
- •Фрикционные передачи
- •Ременные передачи
- •Плоскоременные передачи
- •Шкивы плоскоременных передач
- •Клиноременные передачи
- •Последовательность расчета
- •Цепные передачи
- •Оси и валы
- •Подшипники качения
- •Резьбы: типы и обозначения
- •Болтовые соединения
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Деформация кручения
Этот вид деформации происходит, когда к стержню прикладываются только крутящие моменты, например, на кручение работает карданный вал автомобиля. На кручение рассчитываются и другие валы, где крутящий момент имеет превалирующее значение в сравнении с другими внешними силами (валы электродвигателей, редукторов и др.).
Р ассмотрим кручение консольно закрепленного стержня крутящим моментом, приложенным к свободному концу стержня (рис.1.14).
Нанесем на стержень прямоугольную сетку. Под действием крутящего момента стержень закрутится на некоторый угол и сетка исказится. Горизонтальные линии станут наклонными, а
Рис.1.14 прямоугольники превратятся в паралелограммы. При этом, как показывают опыты, расстояние между параллельными сечениями не изменяются, то есть при кручении не происходит растяжения или сжатия стержня. Следовательно, при кручении отсутствуют нормальные напряжения, а возникают только касательные напряжения. К такому же выводу приводит и тот факт, что на поверхности стержня прямоугольники превращаются в паралелограммы. Подобная картина наблюдалась в деформации сдвига (среза), а там в сечении возникали только касательные напряжения.
Если внешними являются только крутящие моменты, то внутренними будут тоже крутящие моменты.
Исходя из выше изложенного, можно записать условие прочности
τ = Мкр/ Wр ≤ [τ] - условие прочности при кручении (1.11)
Wр - момент сопротивления сечения кручению (см. геометрические характеристики сечений).
К роме прочностных расчетов приходится определять углы закручивания стержня. Формула для определения угла закручивания имеет вид
φ = Мкр*l/(G* Jр), рад. (1.12)
Здесь Мкр – внутренний крутящий момент на участке стержня; l – длина участка стержня;
G – модуль сдвига материала стержня; Jр – полярный момент инерции сечения участка стержня.
М етодику расчетов на кручение рассмотрим на конкретном примере (рис.1.15).
Дано:
Мкр1 = 100 Н*м; Мкр2 = 200 Н*м;
Мкр3 = 500 Н*м;
σв = 900 МПа; G = 8*104 МПа;
a = 200 мм; b = 150 мм; c = 100 мм;
d = 20 мм.
а) б) в)
Рис.1.15
Определить:
1 – построить эпюру крутящих моментов;
2 – определить, выдержит стержень приложенную нагрузку или нет ?
3– подобрать минимальные диаметры участков стержня;
4 – построить эпюру углов закручивания.
Решение.
Запишем условие прочности
τ = Мкр/ Wр ≤ [τ]
Оценим условия работы конструкции. Предположим, что условия работы опасные, принимаем n = 6. Тогда [σ] = σв/ n = 900/6 = 150 МПА;
[τ] = 0,5[σ] = 75 МПа.
С помощью метода сечений определим внутренние моменты.
Мкр I = Мкр1 = 100 Н*м. Мкр I I = Мкр1 - Мкр2 = 100 – 200 = - 100 Н*м.
Мкр I I I = Мкр1 - Мкр2 + Мкр3 = 100 – 200 + 500 = 400 Н*м.
Построим эпюру крутящих моментов (рис.1.15, б).
Зная d, определим Wр = 0,2 d3 = 0,2*203 = 1600 мм3.
Наиболее опасным является 3-й участок, поскольку в нем возникает наибольший (по модулю) крутящий момент. Напряжения на этом участке равны
τ = Мкр I I I/ Wр = 400*103/1600 = 250 МПа > [τ] = 75 МПа.
Вывод – стержень не выдержит.
Выделим из условия прочности Wр.
Wр ≥ Мкр/[τ].
Найдем Wр на каждом участке стержня
Wр I ≥ Мкр I /[τ] = 100*103/75 = 1333 мм3.
Wр I I ≥ Мкр I I /[τ] = 100*103/75 = 1333 мм3 ( момент берется по модулю).
Wр I I I ≥ Мкр I I I /[τ] = 400*103/75 = 5333 мм3.
Определим диаметры на участках стержня по формуле d ≥ 3√5 Wр.
d I ≥ 3√5 Wр I = 3√5*1333 = 18,8 ≈ 19 мм. d I I = d I = 19 мм.
d I I I ≥ 3√5 Wр I I I = 3√5*5333 = 29,9 мм ≈ 30 мм.
Мы получили равнопрочный стержень, у которого напряжения во всех сечениях одинаковые и равны [τ] = 75 МПа, а вес минимальный из всех возможных при принятом коэффициенте запаса прочности.
Запишем формулу для определения углов закручивания
φ = Мкр*l/(G* Jр) , рад, где Jр = 0,1 d4 (1 рад. = 57,3 о).
φа = Мкр I * a /(G* Jр I) = 100*103*200/(8*104*0,1* 194) = 0,019 рад.= 1,1 о .
φb = Мкр I I * b /(G* Jр I I) = - 100*103*150/(8*104*0,1* 194) = - 0,014 рад.= - 0,8 о
φc = Мкр I I I * c /(G* Jр I I I) = 400*103*100/(8*104*0,1* 304) = 0,006 рад.= 0,4 о .
φ∑ = φа + φb + φc = 1,1 – 0,8 + 0,4 = 0,7 о .
Эпюра углов закручивания показана на рис.1.15, в.