- •Оглавление
- •5. Изгиб
- •5.1. Основные понятия
- •Упражнение 10
- •А. Чистый изгиб. Б. Поперечный
- •5.2. Поперечные силы и изгибающие моменты в сечениях балок
- •Упражнение 11
- •5.3. Эпюры поперечных сил и изгибающих моментов
- •5.4. Построение эпюр поперечных сил и изгибающих моментов по характерным точкам
- •5.5. Нормальные напряжения при изгибе
- •5.6. Расчеты на прочность при изгибе
- •6. Сложные виды деформированного состояния
- •6.1. Понятие о сложном деформированном состоянии
- •6.2. Понятие о теориях прочности
- •6.3. Пример расчета вала на совместное действие изгиба и кручения
- •7. Устойчивость сжатых стержней
- •7.1. Понятие о продольном изгибе
- •7.2. Предел применимости формула Эйлера. Эмпирические формулы для критических напряжений
- •Общие указания к выполнению расчётно-графической работы (ргр)
- •Задание 3 Расчет статически определимой балки на прочность при изгибе
- •Дано: 1) схемы балки –
- •Числовые данные к задаче задания 3
- •Список литературы
- •117997, Москва, Стремянный пер.. 36
6.3. Пример расчета вала на совместное действие изгиба и кручения
Рассмотрим пример расчета вала на изгиб и кручение.
На вал, изображенный на рис. 55, а, насажены три зубчатых колеса. Зубчатые колеса нагружены силами: F1 = 2 кН; F2 = 1,5 кН; F3 = 1,2 кН, причем силы F1 и F2 направлены горизонтально, а сила F3 - вертикально. Диаметры колес соответственно: D1 = 300 мм; D2 = 200 мм; D3 = 250 мм.
Построить эпюру крутящих моментов Мк и эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, пренебрегая массой колес и самого вала. Определить требуемый диаметр вала по третьей теории прочности. Допускаемое напряжение [s] = 50 МПа.
Решение. Вычисляем внешние моменты от сил F1 , F2 и F3, скручивающие вал:
М1 = F1 D1/2 = 2000×300/2 = 300×103Н×мм = 300 Н×м;
М2 = F2 D2/2 = 1500×300/2 = 150×103Н×мм = 150 Н×м;
М3 = F3 D3/2 = 1200×250/2 = 150×103Н×мм = 150 Н×м.
На рис. 54, а показано нагружение вала этими моментами. На участке // проводим сечение а-а; рассматриваем левую отсеченную часть
МкII = -М2 = -150 Н×м.
Знак минус показывает, что внешний момент, приложенный к левой части, вращает ее против часовой стрелки, если смотреть со стороны сечения.
На участке /// проводим сечение b - b и рассматриваем правую отсеченную часть
МкIII = M3 = 150 Н×м,
или, если рассматривать левую часть, то получится тот же результат
МкIII = - М2 + M1 = -150 + 300 = 150 Н×м.
В поперечных сечениях участков / и IV крутящие моменты равны нулю (трением в подшипниках пренебрегаем). Эпюра крутящих моментов построена на рис. 54 б.
Сила F3 вызывает изгиб в вертикальной плоскости. Изгибающая вертикальная нагрузка показана на рис. 54, в.
Рис. 54
Определим вертикальные составляющие опорных реакций в точках А и В:
åMBA = 0; F3 (а + b + с) - RBB (а + b + с + d) = 0;
åFiy = 0; -F3 + RBB + RBA = 0,
откуда
RBB = F3(а + b + с)/(а + b + с + d) = 960 H; RBA = F3-RBB= 240 H.
Определяем ординаты эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
в сечении А: MBA = 0;
в сечении С: MBC = RBA a = 240×0,3 = 72 Н×м;
в сечении D: MBD = RAB(a + b) = 240×0,7 = 168 Н×м; в сечении Е: MBE = RBBd = 960 × 0,3 = 288 Н×м
(в сечении Е рассматриваем равновесие правой части балки);
в сечении В: MBB = 0.
Эпюра изгибающиx моментов в вертикальной плоскости построена на рис. 54, e.
Определяем горизонтальные составляющие опорных реакций от нагружения вала горизонтальными силами F1 и F2 (рис. 54 д):
å МГА = 0; F2a – F1(a + b) + RBB(а + b+ с + d) = 0;
åFix= 0; - RАГ + F2 – F1 + RВГ = 0,
откуда
RВГ = [F1(a + b) - F2a]/(а + b+ с + d) = 633 Н; RАГ =- F1 + F2 + RВГ
Определяем ординаты эпюры моментов в горизонтальной плоскости:
в сечении А: МГА = 0;
в сечении С: МГC = RАГa = 133×0,3 = 40 Н×м;
в сечении D: МГD = RАГ(a + b) - F2b = 133×0,7- 1500×0,4 = =507 Н×м;
в сечении Е: МГE = -RВd = -633×0,3 = -190 Н×м;
в сечении В: МГB = 0.
Эпюра моментов в горизонтальной плоскости построена на рис. 54, e.
Так как изгибающие моменты МB и МГ возникают во взаимно перпендикулярных плоскостях, то суммарный изгибающий момент, являющийся их геометрической суммой, определится по формуле
Ми = [(MBB)2 + (МиГ)2]1/2.
Наибольший суммарный изгибающий момент в сечении D:
МиD = [(MBB)2 + (МиГ)2]1/2 = (1682 + 5072)1/2 = 534 Н×м.
Во всех сечениях участков // и /// возникают крутящие моменты, равные по абсолютному значению Мк = 150 Н×м; слева от сечения D - отрицательные, справа - положительные. Очевидно, что сечение D является опасным.
Подставляем значение расчетных моментов в формулу и определяем требуемый момент сопротивления сечения вала по третьей теории прочности
W ³ [(MD)2 + (Мк)2]1/2/[s] =
= [(534×103)2+(150×103)2]1/2/50 = 11,1×103 мм2
Вычисляем диаметр вала, полагая W » 0,1d3,
d ³ (10W)1/3 = (10×11,1×103) 1/3 = 48,1 мм.
Принимаем d = 48 мм.
Упражнение 16
1. Возникает ли изгибающий момент в сечениях вала, если на валу закреплены зубчатые колеса (рис. 55)? К зубьям колес приложены окружные силы F1 и F.
Вычислите эквивалентный момент по третьей теории прочности. Изгибающий момент в поперечном сечении вала Ми == 4000 Н×м. Крутящий момент в том же сечении равен Мк= 3000 Н×м. Определите диаметр вала, приняв допускаемое напряжение [s] = 100 МПа. А. Нет. Б. Да.
Рис. 55
Определите диаметр вала (по третьей теории прочности) по рис.55. Силы F1и F расположены в параллельных плоскостях: D1 = 200 мм; D2 = 400 мм; а = 300 мм; b = 400 мм; материал вала - сталь 40; [s] = 60 МПа.