Расчетно-проектировочные работы и примеры их выполнения. Методическое пособие для студентов дневных / Основные задачи 2-го семестра
.pdf
|
|
|
|
|
|
Таблица 7.6 |
|
|
|
Механические характеристики сталей |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Предел |
Предел |
Предел выносливости |
|
Марка |
|
текучести |
прочности |
при изгибе |
при кручении |
|
стали |
|
т , МПа |
в , МПа |
1, МПа |
1, МПа |
|
|
3 |
|
250 |
420 |
170 - 220 |
100 -130 |
|
4 |
|
280 |
460 |
190 - 250 |
- |
|
10 |
|
250 |
340 |
160 - 190 |
80 - 120 |
|
20 |
|
250 |
420 |
170 - 220 |
100 - 130 |
|
25 |
|
280 |
460 |
190 - 250 |
- |
|
30 |
|
300 |
500 |
200 - 270 |
110 - 140 |
|
35 |
|
320 |
540 |
220 - 300 |
130 – 180 |
Примечание: |
если -1 в таблице |
не дано, то используется эмпирическая формула |
||||
-1 |
0,6 |
-1. |
|
|
|
ПРИМЕР РЕШЕНИЯ ЗАДАЧИ № 1
Стальной вал постоянного сечения (рис. 7.5, а) вращается с постоянной угловой скоростью n = 120 об/мин и передает через шкив диаметром D2 = 0,6 м мощность N = 20 кВт. Требуется подобрать диаметр вала из условия его прочности, если вал изготовлен из стали марки Ст. 50 с пределом текучести материала т = 380 МПа и коэффициент запаса прочности по отношению к пределу текучести nт= 3.
Остальные числовые данные к задаче:
а= 0,3 м; в = 0,3 м; с = 0,2 м; D1 = 0,3 м.
1.Определение нагрузок, передающихся на вал
На рис.7.5, а показаны усилия, приложенные к шкиву (сечение D) и к шестерне (сечение B).
Крутящий момент, передаваемый через шкив на вал:
M к 1,02 |
30 N |
1,02 |
30 20 |
1,62 кНм. |
|
120 |
|
120 |
|
Нагрузки, действующие на вал, определяются с учетом того, что окружные усилия, приложенные к шкивам, при переносе их в центр поперечного сечения вала приводятся к силам, изгибающим его в двух плоскостях, и скручивающему моменту.
199
|
|
|
P 2M к 2 1,62 10,8 кН; |
|
|||
|
|
|
|
D |
0,3 |
|
|
Шкив В |
|
|
|||||
Pв Pz |
1 |
P 10,8 кН; |
|
||||
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
Pг Py |
0; |
|
||
|
|
|
t |
2M к |
2 1,62 5,4 кН; |
|
|
|
|
|
|
D2 |
0,6 |
|
|
|
|
|
Q t 2t 3t 3 5,4 16,2 кН; |
|
|||
|
|
|
|
|
|
||
|
Шкив D |
|
Q Q |
z |
Qsin 60 16,2sin 60 |
14,03 кН; |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
в |
|
|
|
|
|
|
|
Qг |
Qy |
Q cos60 16,2cos60 8,1 кН. |
Расчетная схема вала показана на рис. рис. 7.5, б.
2. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов
Из условий нагружения вала следует, что он испытывает кручение на участке BD постоянным крутящим моментом M кр 1,62 кН м, эпюра ко-
торого показана на рис.7.5, в.
Схема нагрузок, приложенных к валу в вертикальной плоскости, представлена на рис.7.5,г. Для построения эпюры изгибающих моментов от действия этих сил, вал рассматривается как простая двухопорная балка, для которой следует вычислить вертикальные опорные реакции:
mA 0;10,83 0,3 14,03 0,8 RzC 0,6 0; RzC 24,12 кН;
mC 0; RzA 0,6 10,8 0,3 14,03 0,2 0; RzA 0,72 кН.
Проверка вычислений опорных реакций:
Y 0; 0,72 10,8 24,1 14,03 0.
Вычисляем изгибающие моменты от действия вертикальных сил в характерных сечениях вала:
M yA 0; M yB RzA a 0,72 0,3 0,216 кН м; M yD 0; M Cy Qzc 14,03 0,2 2,80 кН м.
По вычисленным значениям построена эпюра изгибающих моментов My от действия сил, расположенных в вертикальной плоскости
(рис.7.5,д).
200
Рис 7.5. Расчетная схема и эпюры моментов внутренних усилий в поперечных сечениях вала
На рис.7.5, е показаны нагрузки, приложенные к валу в горизонталь-
ной плоскости (для наглядности чертежа схема повернута на 90 ).
Для построения эпюры изгибающих моментов от действия этих сил вычисляются горизонтальные опорные реакции:
mA 0; RyC 0,6 8,1 0,8 0; RyC 10,8 кН;
mC 0; RyA 0,6 8,1 0,2 0; RyA 2,7 кН.
Проверка определения горизонтальных опорных реакций:
201
Y 0; RyA RyC Qy 2,7 10,8 8,1 0.
Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:
M zA 0; M zB RyA a 2,7 0,3 0,81 кН м; M zD 0; M zC Qy 0,2 8,1 0,2 1,62 кН м.
По вычисленным значениям момента строится эпюра Mz (рис.7.5,ж).
3. Подбор поперечного сечения (определение диаметра вала)
Материал вала - сталь марки Ст.50, допускаемое напряжение для которой
[ ] т 380 127 МПа. nт 3
Опасным для вала является сечение С, так как в этом сечении действует крутящий момент, а изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях максимальны (рис.36 в, д, ж).
Величины моментов в сечении С :
M y |
|
2,806 |
кН м; M z 1,62 кН м; |
M крС |
1,62 кН м. |
||||
C |
|
|
|
C |
|
|
„ |
|
|
Расчетный момент по третьей гипотезе прочности |
|||||||||
M pmax M Cp |
|
M yC2 |
M zC2 M кр2 |
C 2,8062 |
1,622 |
1,622 3,62 кН м. |
|||
Искомый диаметр вала: |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
32M pmax |
3 |
32 3,62 103 |
0,0662 м 66 мм. |
||||
|
d 3 |
|
127 106 |
||||||
|
|
[ ] |
|
|
|
|
202
ЗАДАЧА № 2
Для стального вала постоянного сечения, рассмотренного в предыдущей задаче, требуется:
- выполнить проверочный расчет на прочность при напряжениях в его поперечных сечениях, циклически изменяющихся во времени.
Принять, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по пульсационному. В расчете учесть влияние на прочность вала концентрации напряжений, создаваемой наличием шпоночных канавок в сечениях, где имеются шкивы, и влияние прессовой насадки подшипников - в опорных сечениях. Обработка поверхности вала - тонкая обточка.
Нормативный запас усталостной прочности принять [n] = 1,5. Усилия, приложенные к валу и входящие в расчет, принимаются из
решения задачи № 1; механические характеристики материала - из табл.7.5.
ПРИМЕР РЕШЕНИЯ ЗАДАЧИ № 2
Пусть требуется произвести проверку на усталостную прочность вала, рассмотренного в задаче № 1. Принимается, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по пульсационному.
Нормативный запас усталостной прочности [n] = 1, 5. Обработка поверхности вала - тонкая обточка.
Необходимые данные для проверочного расчета вала взяты из условия задачи № 1.
1.Определение максимальных напряжений в сечении
Для рассчитываемого вала опасным является сечение С, где моменты максимальные (см. рис.7.5).
Диаметр вала был определен при решении предыдущей задачи № 1. d = 66 мм =66 10 -3 м.
Вычисляем моменты сопротивления сечения вала при его изгибе и кручении:
W |
d 3 |
(66 10 3 )3 |
28,2 10 6 м3; |
изг |
32 |
32 |
|
|
|
||
W |
d 3 |
(66 10 3 )3 |
56,4 10 6 м3. |
кр |
16 |
16 |
|
|
|
По эпюрам моментов (см.рис. 7.5 в, ж, д) находим крутящий и изгибающие моменты, действующие в сечении С: крутящий момент Mк = 1,62 кНм; изгибающие моменты My = 2,806 кН м и Mz = 1,62 к Нм.
203
Максимальные нормальные напряжения от совместного действия изгибов в двух плоскостях:
max |
M y2 |
M z2 |
|
|
(2,806 103 )2 (1,62 103 )2 |
Па 114 МПа. |
||||
Wизг |
|
|
|
28,2 10 6 |
|
114 106 |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Максимальные касательные напряжения от кручения |
|
|||||||||
|
max |
|
M |
к |
|
1,62 103 |
28,7 10 |
6 |
Па 28,70 МПа. |
|
|
|
56,4 10 6 |
||||||||
|
|
|
Wкр |
|
|
|
|
|
2. Определение характеристик циклических напряжений
По условию задачи нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, следовательно
m 0; a max 114 МПа; r 1.
Касательные напряжения изменяются по пульсационному циклу
m a 0,5 max 0,5 28,70 14,35 МПа; r 0.
3.Механические характеристики материала
Необходимые характеристики материала выписываются из справочника или из табл.10: для стали марки Ст.50: Т = 380 МПа; в = 700 МПа;
-1 = 300 МПа; -1 = 180 МПа.
4.Вычисление коэффициентов снижения предела выносливости
Из табл. 7.1 7.4 выписываются коэффициенты, необходимые для расчета. Сечение С является опорным, и концентрация напряжений создается прессовой посадкой подшипника.
Используя данные табл.7.2 (при в = 700 МПа и d = 66 мм), путем линейной интерполяции находим
k |
3,70; |
k |
2,65. |
|
|
|
|
По рис. 7.3 определяем коэффициент влияния качества обработки поверхности при тонкой обточке:
= 0,85.
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла берется из табл. 7.3:
= 0,05.
Коэффициенты снижения предела выносливости с учетом всех рассмотренных факторов имеют следующие значения:
204
k |
|
|
k |
|
1 |
1 3,7 |
|
|
1 |
1 |
3,88; |
|||
д |
|
|
0,85 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
k |
|
|
|
k |
|
1 |
1 2,65 |
1 |
|
1 2,83. |
||||
д |
|
|
0,85 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
5.Определение запаса усталостной прочности Запас усталостной прочности при изгибе и кручении:
n |
1 |
|
300 |
|
0,68; |
|
|
|
k д а |
3,88 114 |
|
|
|
||
n |
|
1 |
|
|
|
180 |
4,1. |
|
|
2,88 15 |
0,05 14,35 |
||||
|
k д а m |
|
Запас усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения:
n |
n n |
|
0,68 4,1 |
0,67 [n] 15,. |
n2 n2 |
0,682 4,12 |
Запас усталостной прочности вала не обеспечен, так как он меньше нормативного. Диаметр вала необходимо увеличить или ввести упрочняющую обработку.
Примечание. Если опасным является сечение, в котором насажен шкив, то концентрация напряжений создается за счет шпоночной канавки и для определения коэффициентов k , k , и нужно использовать табл.7.1 и 7.4.
205
РАЗДЕЛ 8.
РАСЧЕТ СЖАТЫХ СТЕРЖНЕЙ НА УСТОЙЧИВОСТЬ
Основные теоретические сведения и расчетные формулы 8.1. Понятие об устойчивости равновесия упругих тел
Из теоретической механики известно, что равновесие твердых тел может быть устойчивым или неустойчивым. Например, шарик, расположенный на дне вогнутой сферы, находится в устойчивом равновесии (рис. 8.1, а), а на вершине выпуклой сферы – в неустойчивом (рис. 8.1, б).
Рис. 3.1. Устойчивое (а) и неустойчивое (б) равновесие
При устойчивом равновесии тело, выведенное какой-либо внешней силой из положения равновесия, возвращается в это положение после прекращения действия силы.
Аналогичные случаи устойчивого и неустойчивого равновесия имеются и в статике упругих тел.
Прямолинейная форма равновесия
упругого стержня, заделанного нижним концом и нагруженного сверху центрально приложенной сжимающей силой, при
некоторой величине этой силы может
оказаться неустойчивой, и стержень резко искривится (рис. 8.2).
Устойчивость или неустойчивость формы равновесия упругого тела зависит от его размеров, материала, величин и направления сил; например, прямолинейная форма равновесия центрально сжатого стержня
(рис. 8.2) устойчива при малых значениях
сжимающей силы и неустойчива, когда величина этой силы превышает некоторый предел.
Прямолинейный стальной стержень при некотором значении сжимающей силы может находиться в состоянии устойчивого равновесия, а деревянный стержень таких же размеров при том же значении силы — в состоянии неустойчивого равновесия.
Значение силы, нагрузки и напряжения, при котором первоначальная форма равновесия упругого тела становится неустойчивой, называется соответственно критической силой, критической нагрузкой и критическим напряжением.
223
Исследование устойчивости и определение критических сил или нагрузок имеет большое практическое значение, так как для любого сооружения в целом и каждого его элемента должна быть обеспечена устойчивость заданной (исходной) формы равновесия под действием приложенных к нему сил. Резкое изменение формы какого-либо элемента может вызвать разрушение всего сооружения.
Понятие устойчивости не следует смешивать с понятием прочности; каждое из них имеет самостоятельное значение. Так, например, сжатый стержень при действии на него нагрузки, большей критической, изогнется, но при этом деформации его могут быть упругими, и он после снятия нагрузки восстановит свою первоначальную форму. Следовательно, потеря устойчивости в этом случае не связана с потерей прочности.
8.2. Продольный изгиб
Потеря устойчивости прямолинейной формы равновесия центрально сжатого прямого стержня называется продольным изгибом; это наиболее простая и в то же время одна из наиболее важных инженерных задач, связанных с проблемой устойчивости.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рассмотрим прямой стержень постоянного |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
сечения с шарнирно закрепленными концами, |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
нагруженный на верхнем конце центрально |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
приложенной сжимающей силой Р (рис. 8.3). |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Наименьшее |
значение |
центрально |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
приложенной сжимающей силы Р, при |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
котором |
|
прямолинейная форма равновесия |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
стержня |
|
становится |
неустойчивой, |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
называется критической силой. Для ее |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
определения отклоним стержень в положение, |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
показанное пунктиром, и установим, при |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
каком наименьшем значении силы Р стержень |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
может не вернуться в прежнее положение. |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Приближенное |
дифференциальное |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
уравнение упругой линии имеет вид * |
||||||
Рис. 8.3. Криволинейная |
|||||||||||||||||||
d 2 y |
|
|
M |
|
|
||||||||||||||
|
|
форма |
dx2 |
EJ |
|
(8.1) |
|||||||||||||
|
равновесия стержня |
|
|
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Начало |
|
координат |
считаем |
расположенным у нижнего конца стержня; а ось х — направленной вверх. Изгибающий момент в сечении с абсциссой х равен M Py .
Подставим выражение М в уравнение (8.1):
d 2 y Py 0 , dx2 EJ
__________________________
* Приближенное уравнение можно использовать потому, что потеря устойчивости стержня возникает при малых его деформациях.
208
или |
|
|
d 2 y |
k 2 y 0 , |
(8.2) |
dx2 |
|
|
где |
|
|
k 2 |
P . |
(8.3) |
|
EJ |
|
Интеграл дифференциального уравнения (8.2) имеет вид |
|
|
y Acos kx B sin kx . |
(8.4) |
|
Произвольные постоянные А и В можно определить из граничных условий: |
||
а) при x 0 и y 0 и, следовательно, на основании уравнения (8.4) |
|
|
0 Acos 0 B sin 0 A 1 B 0 A, |
|
|
т.е. A 0 ; |
|
|
б) при x l , y 0 и, следовательно, на основании уравнения (8.4) |
|
|
0 0 cos kl B sin kl , |
|
|
или |
|
|
B sin kl 0 . |
(8.5) |
Условие (8.5) выполняется при В = 0 или sin kl = 0. При подстановке значения В = 0 и найденного значения А = 0 в уравнение (8.4) получаем выражение у = 0, не соответствующее условию задачи, целью которой является определение такого значения силы Р, при котором величины у могут быть не равными нулю.
Таким образом, для того чтобы удовлетворить условию задачи и условию (8.5), необходимо принять sinkl=0 или [на основании выражения (8.3)]
|
|
P |
|
|
|
|
|
0, |
(8.6) |
sin l |
|
|||
|
|
EJ |
|
|
откуда |
|
|
|
|
l |
P |
n , |
|
(8.7) |
|
EJ |
|
|
|
где п = 1, 2, 3, ... .
Условие (8.6) удовлетворяется и при n = 0, однако при этом из выражения (8.7) следует P = 0, что не удовлетворяет условию задачи. Наименьшее значение P Pкр , отличное от нуля, можно получить из выражения (8.7) при n = 1. Тогда
lPEJкр ,
и
Ркр 2 EJ . |
(8.8) |
l 2 |
|
Формула (8.8) впервые была получена Эйлером, поэтому критическая сила
Pкр называется также эйлеровой критической силой.
Если сжимающая сила меньше критической, то возможна только прямолинейная форма равновесия, которая в этом случае является устойчивой.
223