- •Глава 5. Плоский изгиб прямого бруса
- •5.1. Конструкция опор. Определение реакций. Внутренние усилия
- •5.2. Дифференциальные и интегральные зависимости между q, q и m
- •5.3. Построение эпюр поперечной силы q и изгибающего момента m
- •5.4. Нормальные напряжения при чистом изгибе
- •Запишем уравнения статики для отрезка балки длиной X, находящегося под действием постоянного изгибающего моментаMи нормальных напряжений σ. Нужно записать шесть уравнений статики
- •5.5. Условие прочности по нормальным напряжениям. Рациональные формы сечений
- •Условия прочности
- •5.6. Касательные напряжения при поперечном изгибе
- •5.7. Распределение касательных напряжений в балках различных профилей. Условие прочности
- •5.8. Напряжённое состояние при поперечном изгибе. Полная проверка прочности
- •5.9. Касательные напряжения в полках тонкостенных профилей. Центр изгиба
- •Нормальные напряжения:
- •5.10. Потенциальная энергия упругой деформации
- •Глава 6. Сдвиг
- •Напряжения и деформации при чистом сдвиге
- •6.2. Проверка прочности и допускаемые напряжения при чистом сдвиге
- •6.3. Расчёт заклёпочных и сварных соединений
- •Глава 7. Кручение прямого бруса
- •7.1. Основные понятия. Определение крутящих моментов
- •7.2. Напряжения и деформации при кручении стержней круглого и кольцевого сечений
- •На поверхности стержня
- •7.3. Расчёт валов на прочность и жёсткость
- •7.4. Разрушение валов из различных материалов. Потенциальная энергия упругой деформации
- •7.5. Кручение стержней прямоугольного сечения
- •Они определяются по формулам
- •7.6. Расчёт цилиндрических винтовых пружин с малым шагом
На поверхности стержня
bb′ = dx tg γ0 = dx γ0, bb′ = rtg φ = rd φ,
dx γ0 = rdφ, .
В произвольном месте (на расстоянии от оси)
kk′ = dx · γ, kk′ = ρdφ, dx γ = ρdφ
. (7.4)
Величина dφ/dx является относительным (погонным) углом закручивания, имеет размерность см-1 и обычно обозначается через θ. Учитывая это, формулу (7.4) можно переписать так:
γ = θρ. (7.5)
Теперь рассмотрим физическую сторону задачи: элемент испытывает чистый сдвиг и поэтому в соответствии с формулой (6. 8) получим
τ = Gθρ. (7.6)
Формула (7.6) показывает, что касательные напряжения в поперечном сечении изменяются по линейному закону прямо пропорционально расстоянию ρ точек от центра сечения. Очевидно, максимальные напряжения будут у поверхности стержня при ρ = r. Нам пока неизвестен относительный угол закручивания θ. Для определения его необходимо рассмотреть статическую сторону задачи (рис. 7.5).
∑ Mx = 0: ;
;
- Мкр + GθJр = 0;
, (7.7)
где GJр – жёсткость стержня при кручении, Jр – полярный момент инерции.
Рис. 7.5
Зная выражение (7.7) относительного угла закручивания, можно написать формулу для определения взаимного угла закручивания двух сечений, расположенных на расстоянии ℓ:
.
Если в пределах участка длиною ℓ крутящий момент не изменяется, то
. (7.8)
Для определения касательного напряжения τ в любой точке сечения надо в формулу (7.6) подставить выражение для по формуле (7.7). Тогда
. (7.9)
График касательных напряжений в поперечном сечении представлен на рис.7.6,а. Максимальное напряжение у поверхности стержня будет
, (7.10)
где Wp – полярный момент сопротивления.
а б
Рис. 7.6
Из графика следует, что материал в окрестности центра стержня почти не работает (напряжения близки к нулю), поэтому его можно удалить. Получится трубчатое или кольцевое сечение (рис.7.6,б). Это сечение выгоднее круглого – при равной прочности имеет меньший вес.
Геометрические характеристики сплошного круглого сечения определяются по формулам (4.11) и (4.25)
, . (7.11)
Геометрические характеристики трубчатого сечения будут
, , |
(7.12) |
где α – отношение внутреннего диаметра трубы к наружному, = dB/dH.
В качестве примера решим задачу о соотношении площадей поперечного сечения равнопрочных трубчатого и сплошного валов, приняв α = 0,8. Прочность характеризуется моментом сопротивления, поэтому 0,2d3 = 0,2d3H (1 – α4).
Выразим диаметр трубчатого вала через диаметр круглого
0,2d3 = 0,2d3H (1 – (0,8)4) = 0,2d3H ∙ 0,59
dH = 1,195d
Теперь найдём площади поперечного сечения:
сплошной вал ;
трубчатый вал .
Таким образом мы получили, что трубчатый вал имеет на 20% больший диаметр, чем сплошной. При этом площадь поперечного сечения его на 50% меньше.
Поэтому валы, передающие большие крутящие моменты, делают трубчатыми. Например, валы гидротурбин, карданные валы транспортных машин. В случае небольших моментов затраты на изготовление трубчатого вала не окупаются экономией материала.
7.3. Расчёт валов на прочность и жёсткость
При проектировании валов можно рекомендовать следующий порядок расчёта на кручение.
По схеме вала определяются действующие на него скручивающие моменты по формуле (7.1) и строится эпюра крутящего момента Mкр. Пример такой эпюры приведён на рис. 7.2. Наибольший скручивающий момент М3 (момент на “ведущем шкиве”) приложен в середине вала. Другой вариант эпюры крутящих моментов, когда “ведущий шкив” расположен на краю вала, - на рис. 7.7
Установив величину наибольшего крутящего момента, определим размеры его поперечного сечения из условий прочности и жёсткости.
Условие прочности вытекает из формулы (7.10)
, (7.13)
где τ – допускаемое напряжение при кручении (чистом сдвиге).
Рис. 7.7
Учитывая выражение (7.12) для полярного момента сопротивления Wр и задавая из конструктивных соображений отношение , находим наружный диаметр вала
. (7.14)
Помимо расчёта на прочность, валы рассчитывают и на жёсткость, ограничивая углы закручивания на единицу длины (погонные углы закручивания).
Условие жёсткости вытекает из формулы (7.8)
, (7.16)
где [φ] – допускаемый угол закручивания в градусах на метр.
Учитывая выражение (7.12) для полярного момента инерции Jp, принимая =1м=100 см и переводя [φ] из градусов/метр в радианы/метр, находим наружный диаметр вала из условия жёсткости
. (7.16)
Далее из двух значений dн, найденных по формулам (7.14) и (7.16), выбираем большее и округляем его до ближайшего стандартного.