構(gòu)件承載能力分析

構(gòu)件承載能力分析汽車機(jī)械基礎(chǔ)--第三章第三章構(gòu)件承載能力分析第六節(jié)組合變形汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章本節(jié)內(nèi)容:

組合變形的概念拉伸與彎曲的組合扭轉(zhuǎn)與彎曲的組合疲勞破壞簡(jiǎn)介第六節(jié)組合變形的強(qiáng)度計(jì)算汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章一.組合變形的概念在外力的作用下，構(gòu)件若同時(shí)產(chǎn)生兩種或兩種以上基本變形的情況在小變形和線彈性的前提下，可以采用疊加原理研究組合變形問(wèn)題所謂疊加原理是指若干個(gè)力作用下總的變形等于各個(gè)力單獨(dú)作用下變形的總和（疊加）1.組合變形:汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章在復(fù)雜外載作用下，構(gòu)件的變形會(huì)包含幾種簡(jiǎn)單變形組合變形MPRzxyPP組合變形汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章組合變形汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章疊加原理應(yīng)用的基本步驟：

①外力分析：將載荷進(jìn)行分解，得到與原載荷等效的幾組載荷，使構(gòu)件在每一組載荷的作用下，只產(chǎn)生一種基本變形.

②內(nèi)力分析：分析每種載荷的內(nèi)力，確定危險(xiǎn)截面.

③應(yīng)力分析：分別計(jì)算構(gòu)件在每種基本變形情況下的危險(xiǎn)截面內(nèi)的應(yīng)力,將各基本變形情況下的應(yīng)力疊加，確定最危險(xiǎn)點(diǎn).強(qiáng)度計(jì)算:選擇強(qiáng)度理論，對(duì)危險(xiǎn)點(diǎn)進(jìn)行強(qiáng)度校核.2、組合變形的研究方法——疊加原理汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章二.彎曲與拉伸(壓縮)的組合桿件在外力作用下同時(shí)產(chǎn)生彎曲和拉伸（壓縮）變形稱為彎曲與拉伸（壓縮）的組合汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章偏心拉伸:彎曲與拉伸的組合變形鏈環(huán)受力立柱受力汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章拉伸與彎曲組合的應(yīng)力分析在Px作用下：在Py作用下：汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章危險(xiǎn)截面處的彎矩抗彎截面模量根據(jù)疊加原理，可得x

橫截面上的總應(yīng)力為強(qiáng)度條件為汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章例:

懸臂吊車,橫梁由25a

號(hào)工字鋼制成，l=4m，電葫蘆重Q1=4kN，起重量Q2=20kN,=30o,[]=100MPa，試校核強(qiáng)度。取橫梁AB為研究對(duì)象，受力如圖b所示。梁上載荷為P=Q1+Q2=24kN，斜桿的拉力S可分解為XB和YB（1）外力計(jì)算橫梁在橫向力P和YA、YB作用下產(chǎn)生彎曲；同時(shí)在XA和XB作用下產(chǎn)生軸向壓縮。這是一個(gè)彎曲與壓縮組合的構(gòu)件。

當(dāng)載荷移動(dòng)到梁的中點(diǎn)時(shí)，可近似地認(rèn)為梁處于危險(xiǎn)狀態(tài)。汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章（2）內(nèi)力和應(yīng)力計(jì)算由橫梁的彎矩圖可知在梁中點(diǎn)截面上的彎矩最大汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章從型鋼表上查25a

號(hào)工字鋼則危險(xiǎn)截面上的壓應(yīng)力為

橫梁所受的軸向壓力為汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章梁中點(diǎn)橫截面上，下邊緣處總正應(yīng)力分別為（3）強(qiáng)度校核此懸臂吊車的橫梁是安全的汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章三、彎曲與扭轉(zhuǎn)的組合變形

圓軸的彎扭組合變形強(qiáng)度計(jì)算方法步驟如下：

1）外力分析:外力向形心簡(jiǎn)化并分解.

2）內(nèi)力分析,并作出相應(yīng)的扭矩圖和彎矩圖，并據(jù)此確定桿件危險(xiǎn)截面

3）應(yīng)力分析：建立強(qiáng)度條件。汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章例3-35

如圖3-102所示為汽車上某傳動(dòng)軸，已知其傳遞功率為P=7kW，轉(zhuǎn)速為n=200r/min，齒輪Ｃ上作用力F=2.375kN與切線成20°（嚙合角），帶輪D上緊、松邊拉力FT1=2FT2，皮帶輪直徑Ｄ=500ｍｍ，軸材料的許用應(yīng)力[σ]=80ＭPa，試按第三強(qiáng)度理論設(shè)計(jì)軸徑（軸和輪重不計(jì)）。解①分析計(jì)算軸上所受外力，并將外力向軸心簡(jiǎn)化，

汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章②分析軸上危險(xiǎn)截面內(nèi)力。

Mn=T=334N?m。

彎矩最大值為Mmax=MB=804N?m

③設(shè)計(jì)軸徑。根據(jù)第三強(qiáng)度理論的強(qiáng)度條件，得σr3=≤[σ]計(jì)算軸徑，可取d=48ｍｍ。汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章80oP2zyxP1150200100ABCD彎曲與扭轉(zhuǎn)的組合變形計(jì)算

汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章組合變形解：①外力向形心簡(jiǎn)化并分解建立圖示桿件的強(qiáng)度條件彎扭組合變形80oP2zyxP1150200100ABCD150200100ABCDP1MxzxyP2yP2zMx第三章②每個(gè)外力分量對(duì)應(yīng)的內(nèi)力方程和內(nèi)力圖③疊加彎矩，并畫(huà)圖④確定危險(xiǎn)面組合變形(Nm)MyxMz(Nm)xMn(Nm)xM(Nm)Mmaxx汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章

⑤建立強(qiáng)度條件組合變形=由第三強(qiáng)度理論

汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章１．疲勞失效概述規(guī)則的交變應(yīng)力不規(guī)則的交變應(yīng)力

四．疲勞破壞簡(jiǎn)介

汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章一點(diǎn)應(yīng)力隨時(shí)間變化曲線應(yīng)力循環(huán)：應(yīng)力比：平均應(yīng)力：應(yīng)力幅值：對(duì)稱循環(huán)

r=-1脈沖循環(huán)

r=0靜應(yīng)力

r=1汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章２．疲勞失效的特征

名義應(yīng)力低于靜荷載強(qiáng)度

構(gòu)件破壞有一過(guò)程

破壞斷口汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章微裂紋斷口汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章疲勞極限與應(yīng)力-壽命曲線實(shí)驗(yàn)裝置汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章S-N曲線一般的應(yīng)力——壽命曲線汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章平均應(yīng)力對(duì)S-N曲線的影響對(duì)稱循環(huán)下兩種類型S-N曲線汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章３．影響疲勞壽命的因數(shù)１）

應(yīng)力集中的影響——有效應(yīng)力集中因數(shù)

理論應(yīng)力集中因數(shù)Sn

名義應(yīng)力汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章有孔的情形汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章有效應(yīng)力集中因數(shù)q:缺口敏感系數(shù)考慮材料應(yīng)力集中敏感性汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章2）零件尺寸的影響——尺寸因數(shù)光滑零件的疲勞極限試樣的疲勞極限汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章3）表面加工質(zhì)量的影響——表面質(zhì)量因數(shù)磨削加工（試樣）其他加工汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章有限壽命設(shè)計(jì)與無(wú)限壽命設(shè)計(jì)基本概念汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三章無(wú)限壽命設(shè)計(jì)方法概述工作安全系數(shù)》規(guī)定安全系數(shù)等幅對(duì)稱循環(huán)下的工作安全因數(shù)汽車機(jī)械基礎(chǔ)第三