- •Тема 8. Визначення переміщень у балках.
- •Розв’язання задач по темі “Визначення переміщень у балках”.
- •Тема 10. Контактні напруження.
- •Тема 11. Енергетичні методи визначення переміщень при довільному навантаженні.
- •Тема 12. Статично невизначувані балки.
- •Тема 13. Розкриття статичної невизначуваності рам за методом сил.
- •Тема 14. Складний опір.
- •Тема 15. Стійкість стиснених стержнів.
Тема 10. Контактні напруження.
Лекція 18. Стискання двох куль. Стискання двох циліндрів. Загальний випадок контакту двох тіл.
Контактні деформації і напруження виникають при взаємному натисканні двох стичних тіл на дуже малих площадках. Матеріал поблизу такої площадки зазнає об’ємного напруженого стану. Прикладом об’ємного напруженого стану може бути робота матеріалу в процесі передавання зусилля в шарикових і роликових підшипниках, зубчастих колесах, елементах кулачкових механізмів. Теорія розподілу контактних напружень (контактна задача) була розроблена методом теорії пружності Герцем (1885 р.). Визначення контактних напружень в інженерній практиці дуже важливо при розрахунку шарикових і циліндричних підшипників, а також при розрахунку кульових і циліндричних катків в опорних вузлах. Слід зауважити, що напруження в міру віддаляння від місця контакту швидко зменшується, а тому контактні напруження мають місцевий характер.
Нижче наведено залежності для напружень, переміщень і розмірів площинок стикання, які ґрунтуються на рівняннях плоскої задачі теорії пружності.
1. Стискання двох куль. При взаємному стисканні силами Р двох куль, радіуси яких R1 і R2 (рис.10.1), утворюється кругла площадка контакту, радіус якої позначаємо через а.
Із умов симетрії можна установити, що епюра стискуючого напруження по площадці контакту буде симетрична відносно осі Z і максимальна інтенсивність по осі Z буде σmax . Із умови рівноваги маємо
Рис. 10.1
.
Звідки , тобто максимальне напруження на поверхні контакту дорівнює 1,5 σср, де – σср середнє напруження.
Методом теорії пружності знайдено радіус площадки контакту
, (1)
де Е1 і Е2 - модулі пружності матеріалів куль. Нормальні (стискальні) напруження на площадці контакту розподілені по півсфері.
Найбільше нормальне напруження розміщено в центрі площадки контакту і визначається за формулою
. (2)
Головні стискуючі напруження, що діють на грані вирізаного паралелепіпеда (рис.10.1.б), дорівнюють
Рис. 10.2
;.
Визначимо напруження в центрі площадки контакту за четвертою теорією міцності:
.
Звідки ,.
Встановлено, що найнебезпечніша точка лежить на осі Z приблизно на глибині, що дорівнює половині радіуса площадки контакту. Головні напруження в цій точці дорівнюють:
,.
Якщо в формулі (2) брати не суму, а різницю R1-R2, отримаємо значення для розрахункового випадку тиску кулі на угнуту сферичну поверхню (рис.10.2)
. (3)
Рис.10.3
У випадку, коли стискається куля і площина (рис.10.3), тобто R2=∞, R1=R, отримаємо для напруження такий вираз:
.
2. Стискання двох циліндрів. При взаємному стиску двох циліндрів з паралельними твірними рівномірно розподіленим навантаженням q, Н/м (рис.10.4), утворюються прямокутні площадки контакту шириною в. Параметр в визначається за формулою:
Рис. 10.4
, (4)
де Е1, Е2 – модулі пружності матеріалів циліндрів. Найбільше стискуюче напруження, що виникає в точках осі площадки контакту, визначається за формулою
. (5)
Слід відзначити, що небезпечна точка матеріалу лежить на вертикальній осі Z на глибині . Головні напруження в цій точці будуть такі:
,,.
Наведені формули отримані при µ=0,3.
Розрахунки на міцність матеріалів при контактних напруженнях проводяться за третьою або четвертою теоріями міцності. Якщо підставити у вирази для теорій міцності значення головних напружень у небезпечній точці, виражені через в центрі площадки контакту, то умови міцності можна записати так:
,
звідки ,
де - допустиме значення найбільшого напруження в місці контакту.
Значення коефіцієнта m залежить від відношення півосей еліптичної площадки контакту і вибраної теорії міцності. Допустимі значення контактних напружень наведені в довідниках з міцності конструкцій. Наприклад, для шарикових і роликових підшипників із хромистої сталі беруть МПа.
3. Загальний випадок контакту двох тіл. Розглянемо тепер загальний випадок контакту двох тіл, верхнє з яких має головні радіуси кривизни в точці дотику першого тіла і, а нижнє –і(рис10.5). Обидва тіла в точці дотику мають загальну дотичну площину АВ і загальну нормальZ. Уздовж нормалі Z спрямовані сили Р. Головними кривизнами криволінійної поверхні називають найбільшу і найменшу її кривизни, розташовані в двох взаємно перпендикулярних площинах. Тут ,.
Рис. 10.5
Радіуси кривизни є додатними, якщо центри кривизни розташовані усередині тіла. Позначимо через φ кут між головними площинами кривизни тіл, в яких лежать менші радіуси і.
У загальному випадку поверхня контакту в місці стикання двох тіл з одного матеріалу обмежена еліпсом з півосями
;
,
де μ - коефіцієнт Пуассона.
Тут коефіцієнти α і β є функції допоміжного кута ψ, що визначається за формулою
.
Знак чисельника у цьому виразі вибирають так, щоб cosψ був додатним.
Найбільше напруження стискання в центрі еліпса на поверхні стискання визначається за формулою:
.
Найбільш небезпечна точка знаходиться на осі Z на деякій глибині, яка залежить від відношення .
Але найбільше дотичне напруження в небезпечній точці дорівнює і не залежить від відношення. Звернемо увагу на те, що контактні напруження залежать від пружних сталих матеріалу.
Досліди показують, що формули для розмірів площинки стискання і зближення тіл, що стискаються, справедливі з достатньою точністю, поки навантаження, яке прикладене до цих тіл, не викликає у місці стискання залишкового деформування.
Значення коефіцієнтів α і β знаходимо в такій таблиці:
α |
β |
α |
β | ||
20 |
3,778 |
0,408 |
60 |
1,486 |
0,717 |
30 |
2,731 |
0,493 |
65 |
1,378 |
0,759 |
35 |
2,397 |
0,530 |
70 |
1,284 |
0,802 |
40 |
2,136 |
0,567 |
75 |
1,202 |
0,846 |
45 |
1,926 |
0,604 |
80 |
1,128 |
0,893 |
50 |
1,754 |
0,641 |
85 |
1,061 |
0,944 |
55 |
1,611 |
0,678 |
90 |
1,000 |
1,000 |
Розв’язання задач по темі “Контактні напруження”.
Задача 10.1. Шарик підшипника зазнає найбільшої стискуючої сили Р=100 Н. Вважаючи, що шарик підшипника розміщено на вгнутій сфері радіуса R=100 мм, визначити розміри площі контакту, а також найбільше напруження в центрі площі контакту. Перевірити міцність шарикопідшипника за четвертою теорією міцності, якщо діаметр шарика d=20 мм, матеріал шарика і сферичної поверхні виготовлені із сталі 30ХГСА, для якої [σ]=1000 МПа, Е=2,1∙105 МПа.
Розв’язання. Стиск шарика, який розміщений на вгнутій сферичній поверхні, зображено на рис.10.2, де мм,мм.
Розміри контакту а=r (радіус круглої площадки) визначимо за формулою (1), якщо Е1=Е2=Е:
м= =0,193 мм.
Найбільше напруження на цій площадці знайдемо згідно виразу
МПа.
Головні напруження в найбільш небезпечній точці шарикопідшипника будуть такі:
;.
Підставивши значення головних напружень σ1, σ2, σ3 у вираз для четвертої теорії міцності
,
отримаємо:
,
або МПа, тобтоМПа.
Оскільки МПа менше за допустиме МПа, то міцність шарикопідшипника забезпечена.
Задача 10.2. Упорний шариковий підшипник з плоскими кільцями без жолобків (рис.10.6) статично стиснутий силами Q=6,4 кН. Визначити розміри площадки контакту між шариком і кільцем та найбільше напруження на цій площадці; перевірити міцність. Діаметр шарика d=15 мм; кількість шариків і=20; коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між окремими шариками підшипника – 0,8. Матеріал шариків і кілець – хромиста сталь; допустиме найбільше напруження в місці контакту [σконт]=3500 МПа; модуль пружності Е=2,12∙105 МПа.
Розв’язання. З урахуванням нерівномірності розподілу навантаження між окремими шариками визначимо силу, яка стискає шарик:
Рис. 10.6
кН.
У місцях контакту кілець і шариків (рис.10.6) точки К виникає кругла площадка, радіус якої згідно виразу (1) дорівнює
см.
В даному випадку см;, Е1=Е2=Е.
Найбільше напруження на площадці контакту визначимо за формулою:
МПа.
Таким чином, .