книги из ГПНТБ / Кравченко, Петр Ефимович. Усталостная прочность учебное пособие
.pdfА1_ |
те. 1Я 9$ |
|
кг.'мм2. |
sa= w~~ 127 000:-----=215 кг/см2 — 2,15 |
|||
Запас прочности в этих сечениях: |
|
||
|
с£1 |
5,7 |
|
«=^- = ^-^=2,65. |
|
||
|
|
>15 |
|
При статическом же расчете для этих сечений полу |
|||
чим запас прочности |
|
|
|
|
|
26 |
|
|
|
Т?65 « 9,8. |
|
Таким образом, в обоих рассмотренных нами случаях |
|||
величина запаса |
прочности, найденная из |
статиче |
|
ского расчета, |
является |
дезориентирующей: действи |
тельная прочность оси характеризуется запасом ее проч
ности по отношению к пределу выносливости: п = 2,65. В рассмотренном примере на участке длины I имел место чистый изгиб. Концевые участки оси испытывают не только изгиб, но и срез. Однако влияние последнего невелико, им пренебрегают и ведут расчет также, как и
при чистом изгибе.
Таким же способом рассчитываются и детали, нагру женные, как на рис. 1 и 5.
§ 14. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАПАСОВ ПРОЧНОСТИ ПРИ ДЕЙСТВИИ НАПРЯЖЕНИЙ НЕСИММЕТРИЧНОГО ЦИКЛА
Пусть нагружение детали таково, что в опасной точке ее поперечного сечения возникают только нормальные (или только касательные) напряжения, изменяющиеся
по установившемуся несимметричному циклу и имеющие
амплитуду |
и среднее напряжение |
<зс. |
|
|
|
В этом случае для расчетов |
на |
выносливость |
надо |
||
использовать |
диаграмму предельных |
циклов |
(§ 5). |
||
Уточненный вид ее приведен на |
рис. 14, |
а и восстанов |
|||
лен на рис. |
43. Цикл рабочих |
напряжений, действую |
щих в детали, обозначен на диаграмме точкой М. Найдем по этой диаграмме зависимость между пре
дельной |
амплитудой |
=>« и средним напряжением цик |
ла °.* |
Для этого |
рассмотрим предельный цикл, изо |
бражаемый, например, точкой Г. Из подобия треуголь- 6 Зак. 1229 81;
ников АЕГ и АДВ следует, что |
АЕ ЕГ |
АД ~ ДВ |
|
или |
|
откуда
Рис. 43. Определение запасов прочности по уточнен
|
|
|
ной |
диаграмме |
предельных |
циклов |
|
||
|
Эта зависимость позволяет достаточно точно опреде |
||||||||
лять предельную амплитуду а", которую |
деталь может |
||||||||
выдержать без |
разрушения базовое |
число циклов при |
|||||||
данном |
а". |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Обозначим коэффициент перед о" |
одной буквой: |
|||||||
|
|
|
|
|
2®i — о0 |
|
|
|
|
Тогда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
°а = а-1 — К. |
|
|
(4) |
||
|
Из выражения (4) |
следует, что в расчетах |
вместо |
||||||
предельной амплитуды несимметричного |
цикла |
можно |
|||||||
использовать |
предельную |
амплитуду |
симметричного |
||||||
цикла |
(т. |
е. |
a_j), |
уменьшенную |
на |
фа". Поэтому |
|||
ф |
можно |
|
назвать |
коэффициентом |
при- |
82
ведения несимметричного цикла к рав ноопасному симметричному.
Рассмотрев диаграмму предельных циклов, устано вим, как запишется условие прочности для уже упоми
навшейся детали с рабочими напряжениями |
~а и <зс. |
||
Для этого надо выяснить сначала, какой цикл напря |
|||
жений будет |
предельным для этой детали. |
Обычно в |
|
расчетной практике считают, что |
предельный цикл |
||
«подобен |
рабочему, т. |
е. коэффициенты г для |
обоих циклов одинаковы, а точки, изображающие эти циклы, лежат на одной прямой, проходящей через на чало координат. Поэтому в нашем случае предельным
циклом будет цикл, изображаемый точкой Г (см. рис.
43), а условие прочности |
рассматриваемой |
детали с |
|||||
одинаковым успехом может быть |
записано |
в |
двух ва |
||||
риантах: |
|
|
|
|
|
|
|
„ % |
|
|
- |
п |
|
|
(5). |
|
или 3«<~' |
|
|
||||
Остановимся на последней |
записи, в которой |
э" — |
|||||
предельная амплитуда и п |
— выбранный запас прочно |
||||||
сти. |
|
(5) |
|
|
|
|
|
Переходя от неравенства |
к |
равенству, можно |
|||||
определить рабочий запас прочности: |
|
|
|
||||
или, учтя зависимость (4), |
|
|
|
|
|
|
|
3-1 - К |
|
|
|
|
|
||
П -- ----------------- . |
|
|
|
|
|||
|
аа |
|
|
|
|
|
|
Но а” из условия (5) будет: |
= |
|
|
|
|
|
|
Поэтому п =----------------- |
или, |
окончательно: |
|
|
|
||
|
Ча + |
|
|
|
|
|
(6) |
|
|
|
|
|
|
|
|
Укажем еще раз, что формула |
(6) |
получена |
(а |
зна |
чит, и применима) в предположении, что: 1) предельный
и рабочий циклы подобны и 2) справедлива |
за'висй- |
*6 |
83 |
мость (4), а она справедлива лишь для циклов, изобра жаемых точками прямой АК.
В свою очередь, точки прямой КТ изображают пре
дельные циклы,- максимальное |
напряжение которых |
равно пределу текучести ог. |
|
Поэтому запас прочности в этом случае определяет |
|
ся так: |
|
(У *у |
СУ |
°тах |
аа + ас |
Чтобы найти минимальный запас прочности, его опре деляют по обеим формулам: (6) и (7).
В приведенном выше изложении предполагалось, что предел выносливости рассчитываемой детали равен пре делу выносливости образца о_х, изготовленного из того
же материала, что и деталь. Но в подавляющем боль
шинстве случаев предел выносливости детали не равен пределу выносливости образца. Поэтому при проверке прочности и определении величины п надо учесть воз можное снижение выносливости детали за счет факто ров, рассмотренных в § 10. Этот учет осуществляется,
как и в § 13, введением коэффициентов , ? и 8.
Однако поскольку влияние конструктивных, техноло гических и эксплуатационных факторов проявляется главным образом при действии переменных нагруже ний, то оно относится только к переменной ча сти напряжения, т. е. к его амплитуде. Поэтому
формулу (6) следует записать в таком виде:
П = -г-s--------- г-1-----
где <з_! — предел выносливости гладкого полированного
образца.
Все сказанное выше в отношении нормальных напря жений справедливо и в отношении касательных напря
жений. |
Коэффициент ф |
в случае касательных |
напря |
жений |
обозначим через |
а запас прочности |
— че |
рез пг. |
|
|
|
84
Тогда
и
(8)
Величины коэффициентов ф для некоторых мате риалов даются в приложении 2.
Снижение выносливости детали по сравнению с вы носливостью образца учтем с помощью коэффициентов
Рт, у , |
ох. |
Формулу (8) в |
этом случае |
следует запи |
||||||
сать так: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(8') |
Использование полученных формул рассмотрим на |
||||||||||
примерах. |
|
Поршневой |
|
|
|
|||||
Пример 2. |
|
|
|
|||||||
палец |
дизеля |
восприни |
|
|
|
|||||
мает нагрузки, распреде |
|
|
|
|||||||
ленные, |
как |
указано |
на |
|
|
|
||||
рис. 44, *.б |
|
|
Материал |
|
|
|
||||
пальца — сталь 18 ХИВА. |
|
|
|
|||||||
Размеры его (см. рис. 44): |
|
|
|
|||||||
внутренний |
|
диаметр |
— |
|
|
|
||||
dB = 2,2 см, |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
наружный |
диаметр |
— |
|
|
|
|||||
dH = 4,2 |
см, |
|
а — 4,9 |
см, |
|
|
|
|||
b ~ 5,55 |
см и |
I |
= 13,2 |
см. |
|
|
|
|||
Требуется |
определить |
|
|
|
||||||
запас |
прочности |
пальца |
|
|
|
|||||
при работе на установив |
|
|
|
|||||||
шемся |
|
режиме |
макси |
Рис. 44. Схема нагрузок, |
действу |
|||||
мального крутящего |
мо ющих на поршневой палец дви |
|||||||||
мента, |
когда |
|
газовая |
на- |
гателя |
можно |
||||
грузка |
Р = 16 000 кг, |
а инерционную нагрузку |
||||||||
считать равной нулю. |
|
|
|
|
||||||
* Изучая |
характер деформации работавших |
пальцев |
и места |
их изломов, Р. С. Кинасошвили пришел к выводу, что нагрузка на палец распределяется именно так, как показано на рис. 44, б.
85
Решение. 1. Найдем максимальные рабочие напря жения в контурных точках поперечного сечения пальца:
max Mz
max ~ра3 = |
, |
лd$
где rz=-gf-(l )*-a.
dR 2,2
Так как a=-^— =■ -4,2- = 0,524 , то
= ?~A’~2-3* (1 —°>5244) = 6-7 смз-
Максимальный изгибающий момент возникает в сред нем сечении пальца и равен:
,, |
Р |
Р |
■ х2 = |
max Mz—. -- • |
х,---- g- |
||
_ Р ( 1 |
l — b Дч |
р а__ |
|
2 \ Щ 2 |
' 2 / |
2 ‘ 4 ~ |
|
= 8000 (2,78 +.1,27 — 1,2) |
= 8000 • |
3,85 = 30800 кгсм. |
|
Поэтому max а б = §2§00 _ ^qq кг'см2 = 46 кабиж2 |
|||
Далее из приложения 1 находим для стали 18ХНВА: |
|||
аг = 85 каДиг2, |
a_j = 54 кг!мм2. |
Поэтому рабочий запас прочности пальца по отношению к пределу текучести [см. формулу (7)] будет:
аг |
85 |
п = —~— = -пг = 1,85. |
|
max <зраб |
46 |
2. При работе дизеля на |
установившемся режиме |
максимального крутящего момента инерционные силы незначительны, и палец воспринимает лишь газовую на грузку, изменяющуюся циклически от max Р — 16000 кг
до minP = 0.
Эта нагрузка вызывает в наружных точках опасного сечения нормальные напряжения, изменяющиеся (тоже циклически) от <?гаах = 46 кг!мм2 до аш1п = 0 .
Таким образом, напряжения в этом случае изменя ются по пульсирующему циклу, для которого коэффи
циент несимметрии г — 0, а <за = ас = ■= 23 кг]мм2.
86
3. Определим величины коэффициентов |
, у |
и В. |
||
Из рис. 30 (кривая 2) |
получим для нашего случая |
у = |
||
= 1,3, а |
(3 = 8 = 1, так как концентрация |
напряжений |
||
отсутствует и поверхность пальца полируется. |
|
|||
4. Рабочий запас прочности по отношению к пределу |
||||
выносливости будет: |
54 |
|
|
|
п ~ |
’—I |
|
|
|
• ая + |
= 1 • 1,3- 1 - 23 + 0,2-23 = 1,5S’ |
где ф берется из приложения 2 и равно 0,2.
При работе двигателя на других режимах соотноше ние между газовой и инерционной нагрузками изменит ся, изменятся величины omax, omin, а значит, изме нится и запас прочности пальца.
Пример 3. Клапанная пружина дизеля изготовлена из стали 50ХФА, для которой предел выносливости при пульсирующем цикле т0 = 45 кг/мм2, предел вынос ливости при симметричном цикле т_1 =0,6 -т0 =
— 27 кг/мм2 и G — 8,4 • 105 кг!см2.
Из ТУ на изготовление пружины известны: а) высота пружины:
— в свободном состоянии Нсв = 6 см
|
— |
при закрытом клапане |
/Л = 4,24 |
см |
б) |
— |
при открытом клапане |
Н2 = 2,94 |
см. |
|
число рабочих витков — пв = 4,5 |
|
||
в) |
|
диаметр проволоки — d — 0,4 см |
|
|
г) |
наружный диаметр пружины — Pw=4,7 см. |
Требуется определить запас прочности пружины по
отношению к пределу выносливости.
Решение. 1. Определим силы Pmin и Ртах, потребные для сжатия пружины до высоты Н\ и до высоты Н2.
При сжатии до высоты /71 деформация пружины будет
\ — Нсв — = 6 — 4,24= 1,76 см, а при |
сжатии до |
|
высоты |
Н2 —).2 = Нсд —Н2 = б — 2,94 — 3,06 |
см. . |
Этим деформациям отвечают сжимающие силы, ве |
||
личину |
которых найдем из зависимости: |
|
= *Gt
Отсюда
р_ *Gfii |
р |
1,76-8,4-Юз-0 4* |
~ |
„9 |
8£>3лв ’ |
^min |
8(4,7-0,4/4,5 |
Кг и |
|
п |
3,06-8.4-105.0.44 |
Кг' |
|
|
|
8 (4 |
7-0,4/-4,5 ~23 |
|
87
2. Этим силам отвечают напряжения:
т . = 8Лп,п-Д = 8-13,2 С4,7-0,4) _ |
2 _ |
|||
mm |
nd3 |
тг-0,43 |
|
-2OU KlfCM — |
= 22,6 |
кг;мм? и ттах = |
= 3940 кг^м2 = |
= 39,4 кг/мм2*.
Таким образом при работе дизеля в клапанной пру жине возникают касательные напряжения, изменяю щиеся по установившемуся несимметричному циклу.
Среднее и амплитудное напряжения этого цикла бу дут:
Tmax + 'min |
39,4 + 22,6 |
q, |
, |
„ |
о-------- |
— --------2------- — |
* |
Кс-МЛ1 |
|
Элах ттш |
39,4 — 22,6 |
„ . |
, |
2 |
И 'а ------- 2------- |
------- 2--------= о,4 |
KZ'MM . |
||
3. Коэффициенты |
и у в нашем случае могут быть |
приняты равными единице, так как конструктивные кон центраторы напряжений отсутствуют, а диаметр прово локи пружины весьма мал.
Поверхность проволоки не полируется, но пружина подвергается дробеструйной обработке. Поэтому коэф
фициент 8 |
тоже можно принять равным |
единице. |
||
4. Запас прочности пружины будет: |
|
|||
|
т, 27 |
|
|
|
|
|
1 • 1 • 1-8,4+0,2-31 |
|
|
где коэффициент |
|
|
|
|
‘Т |
2т ,-т0 |
2-27-45 |
9 |
и’-- |
т0 |
45 |
45 |
§ 15. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАПАСОВ ПРОЧНОСТИ ПРИ СОЧЕТАНИИ ИЗГИБА С КРУЧЕНИЕМ
Пусть нагружение детали таково, что в поперечной площадке, проведенной-через ее опасную точку, дейст вуют одновременно и нормальные, и касательные на
пряжения и пусть |
они изменяются |
по |
симметричному |
* При вычислении |
т напряжения от |
среза |
не учитывались, |
так как их величина в нашем случае в 23,5 раза меньше найденных величин т от кручения.
88
циклу и синфазно., т. е. так, что экстремальные значения их достигаются одновременно.
Примером такого нагружения может быть нагруже ние детали, работающей на изгиб с кручением или на растяжение с кручением.
В этих и подобных случаях оценку выносливости де тали можно дать лишь с помощью какой-либо из тео рий прочности, применяемых при статических расчетах.
И так как возникновение сдвигов и последующее за рождение усталостной трещины вызывается максималь ными касательными напряжениями в- площадках сдвига,
то расчеты на выносливость надо вести по теории, счи тающей причиной разрушения именно эти напряжения,
т. е. по третьей теории прочности. * При расчетах на выносливость эта теория требует,
чтобы max т, возникающие в площадках сдвига при сложном напряженном состоянии, не превышали пре дельных т (тоже в площадках сдвига) при растяже нии—сжатии или чистом изгибе. Но в последних случаях
max т — та2х-ст , и поэтому "пред = —9—. Очевидно
также, что предельными нормальными напряжениями в
этих случаях будут пределы выносливости <з_1Р и |
. |
|
Поэтому для случая изгиба с кручением |
a-i |
|
т,г^ = —. |
Выбрав некоторый запас прочности п, получим величи
ну допускаемого касательного напряжения в площадке сдвига:
|
|
r , |
znped |
а~1 |
|
|
|
|
|
Н = — = -~2Г • |
|
|
|||
Предположим вначале |
(как и в предыдущих |
пара |
|||||
графах), что |
Р — у = 5 |
= 1. |
Тогда выносливость де |
||||
тали |
будет обеспечена, |
если |
рабочее т |
в площадке |
|||
сдвига будет |
меньше допускаемого', т. е. если |
|
|||||
|
max т = ~ У |
+ 4т2; < |
, |
(9) |
|||
где |
и |
— амплитуды нормальных и касательных |
напряжений |
в поперечной площадке, проведенной через |
|
опасную точку рассчитываемой |
детали. |
|
* Часто в |
расчетах используется |
также теория, которая исхо |
дит из энергии изменения формы.
89
Переходя от неравенства (9) к равенству, можно оп ределить рабочий запас прочности детали:
К |
°-1 |
(Ю) |
|
||
|
|
Использование теории максимальных касательных напряжений и вытекающих из нее выражений (9) и (10)
хорошо подтверждается всеми известными эксперимен тальными данными. Более того, исследование, прове-. денное С. В. Серенсеном, показало, что эти выражения можно использовать и в том случае, когда максимум обоих напряжений (и' та) достигается неодновре менно: прочность в этом случае остается такой же, как и при синфазном изменении напряжений.
Рассмотрим, наконец, такое нагружение, когда в площадке, проведенной через опасную точку детали, од
новременно действует цикл с рабочими |
напряжениями |
,ос и цикл с рабочими напряжениями |
те. |
Если исходить из той же теории максимальных каса тельных напряжений, то условие прочности рассматри
ваемой детали запишется аналогично условию |
(9), но |
|
с заменой амплитудных |
напряжений оа и % |
приве |
денными напряжениями |
ca+Vc и Та+’?Л- |
|
Таким образом, для обеспечения нормативного или выбранного запаса прочности в этом случае должно вы
полняться следующее условие:
1---------------------------------------------- а . |
. |
||
т ]/ (аа + ’т'Л)2 + 4 (Тй + VJ2 < |
|||
Учитывая равенство |
= |
и выражения |
(6), (8), |
получаем
или
(И)
90: