机械设计-机械零件的载荷及其力的分析
精密机械设计 第1章 精密机械零件的受力分析与

N A
OBຫໍສະໝຸດ AWNBNA
3.光滑圆柱铰链约束
分固定铰链支座、活动铰链支座和中间铰链。
固定铰链约束
约束反力通过铰链中心,方向和大小由主动力决定。 (两个未知数)
活动铰链
约束反力通过铰链中心,垂直于支承面; 不能承受水平方向的力。
中间铰链
在工程结构中,两端用光滑铰链与其他物体连接起 来的刚体杆,如果不计杆的自重且杆上无其他力作用, 若杆处于平衡状态,则该刚体杆是一个二力杆。刚体 杆两端所受到的两个约束反力为一对平衡力,这两个约 束反力大小相等,方向相反,作用线相同。
杆的受力与变形
3.力的平行四边形法则
二力合成
FR F1 F2
B R
F2
O
F1
C A
三角形法则 C
R
F2
O
F1
A
合力大小
R F12 F22 2F1F2 cos
4.三力平衡交汇定理(三力汇交是平衡的必要条件) 当刚体受不平行的三个力作用(其中两个力的作用线相 交于一点)而平衡时,这三个力的作用线必汇交于一点。
三.受力图
求解静力平衡的问题时,必须首先进行受力分析: 1.将研究对象从周围的约束中分离出来,即解除约束; 2.画出其所受全部力的简图(画出主动力,用约束反力代替 约束);
§3 精密机械零件的受力平衡
一.共线力的平衡
物体受力的平衡条件必须满足:
1.力系中各力沿任一方向的分力的代数和为零。 2.力系中各力对任意点(轴)的力矩的代数和为零。
空间力系的平衡 必须具有六个平衡条件,
各力在x,y,z三轴方向投影的代数和等于零,
绕Ox,Oy,Oz三轴的力矩和等于零:
Fx 0
Fy 0 Fz 0
03-机械设计中零件的载荷、应力和变形讲解

根据设计过程载荷的作用和载荷的上述因素在 实际工作中随时间变化的情况,将载荷分类如下所 示。
第3章 机械设计中零件的 载荷、应力和变形
1静载荷: 不随时间改变或变化缓慢。通常认为在工 作寿命内,载荷引起应力变化的次数小于 1000
如:工件质量引起的重力;受固定载荷的连接螺栓
载荷性质
2变载荷:
随时间做周期性或非周期性变化。周期 性载荷根据每一个工作循环内载荷的变化与 否,可以进一步分为稳定循环载荷与不稳定 循环载荷
第3章 机械设计中零件的 载荷、应力和变形
机械零件材料的主要破坏形式是屈服和断裂, 对于大量使用的工程材料可以粗分为两类:塑性 材料和脆性材料。
从工程力学中已经知道,可以有对应的两类 四个强度理论和准则,列于表3-4中。
第3章 机械设计中零件的 载荷、应力和变形
表3-4 强度理论及适用范围
强度理论 第一强度理 论 第二强度理 论 第三强度理 论 第四强度理 论 适用材料属性与破 坏形式 脆性材料,断裂破 坏 脆性材料,断裂破 坏 塑性材料屈服变形 过大导致断裂 塑性材料屈服变形 表征参数 条 件 当最大拉应力达到单向拉伸的强度极限时, 构件就断裂 当最大伸长线应变达到单向拉伸试验下的极 限应变时,构件就断裂 当最大剪应力达到单向拉伸试验的极限剪应 力时,构件就被破坏 当形状改变比能达到单向拉伸试验屈服时的 形状改变比能时,构件就被破坏
图3-2 载荷简化
第3章 机械设计中零件的 载荷、应力和变形
图3-3所示的是铰制螺栓受横向力,根据实 际情况表明,螺栓所受的最大挤压应力近似等 于沿直径方向在面积(Lmin × d0)上受均匀挤 压应力。
图3-3 几何尺寸的简化
第3章 机械设计中零件的 载荷、应力和变形
机械设计 机械零件的强度

图3-1 材料的疲劳曲线
——任意循环次数下的疲劳极限 ——任意循环次数下的疲劳极限
KN——寿命系数, ——寿命系数, 寿命系数 例1.3.2 填空题
K N = σ rN / σ r
分目录
m—材料常数,由实验定。 —材料常数,由实验定。
上一页
下一页
退出
例
循环多少次才会破坏? 循环多少次才会破坏?
题
例1 45钢经调质后的性能为 -1=307MPa, m=9, No=5×106, 以此材料作试件 钢经调质后的性能为σ × 进行疲劳实验,若以对称循环变应力 作用在试件上, 进行疲劳实验,若以对称循环变应力σ1=500MPa作用在试件上,求试件能 作用在试件上
Fca=KF
特指机器运转过程中由于速度、偏心力( 动载荷 特指机器运转过程中由于速度、偏心力(矩) 等因素给零件带来的突然性波动载荷。 等因素给零件带来的突然性波动载荷。
分目录
上一页
下一页
退出
机械零件载荷和应力的分类
机械零件应力分类
静应力 变应力 不随时间变化的应力(相对概念)。 不随时间变化的应力(相对概念)。 随时间变化的应力。分稳定变应力( 随时间变化的应力。分稳定变应力(循环变应 力)和非稳定变应力, 和非稳定变应力, 稳定变应力
零件的有效应力集中系数(脚标 kσ-零件的有效应力集中系数 脚标 σ -零件的尺寸系数; 零件的尺寸系数;
表示在正应力条件下,下同 ; 表示在正应力条件下,下同);
βσ
-零件的表面质量系数; 零件的表面质量系数;
零件的强化系数。 β q -零件的强化系数。
以上各系数的值见有关资料或本章附录。 以上各系数的值见有关资料或本章附录。
σ max = σ m + σ a
机械系统的受力与变形分析

机械系统的受力与变形分析机械系统的受力与变形分析是机械工程中的重要内容之一。
在机械系统中,受力是指外力对机械系统施加的作用力,而变形则是机械系统在受力下发生的形状变化。
通过对机械系统进行受力与变形分析,可以帮助工程师设计出更加稳固可靠的机械结构,确保其正常运行。
在进行受力与变形分析时,需要先对机械系统进行力学建模。
力学建模是指将机械系统中的不同部件抽象成力的作用点,并确定各部件之间的连接方式。
通过力学建模,可以把复杂的机械系统简化成一个由力学模型构成的系统,从而更方便地进行受力与变形分析。
接下来,需要确定机械系统中的各个部件之间的受力关系。
受力关系是指在机械系统中,力的传递和平衡的关系。
在机械系统中,通常存在两种受力关系:一是内力平衡,即机械系统内部各个部件之间的力的平衡关系;二是外力平衡,即机械系统与外界作用力之间的平衡关系。
内力平衡是机械系统受力与变形分析中的重要内容。
在机械系统中,各个部件之间存在力的传递和平衡的关系,通过对内力平衡的分析,可以确定各个部件之间的受力状态,从而帮助工程师确定机械系统的结构强度和稳定性。
外力平衡是机械系统受力与变形分析中的另一个重要内容。
在机械系统中,外界作用力对机械系统施加的作用会导致机械系统出现变形,通过对外力平衡的分析,可以确定机械系统在外力的作用下发生的变形情况,并进一步判断机械系统是否能够满足设计要求。
另外,机械系统的受力与变形分析还需要考虑材料的力学性能。
不同的材料在受力下会表现出不同的力学性能,如弹性模量、屈服强度等。
通过对材料力学性能的考虑,可以对机械系统的受力与变形进行更加准确的分析。
在进行受力与变形分析时,还需要考虑机械系统中的约束条件。
约束条件是指机械系统中各个部件之间的相互制约关系。
通过对约束条件的分析,可以确定机械系统在受力和变形过程中的约束情况,从而进一步优化机械结构的设计。
总结起来,机械系统的受力与变形分析是机械工程中的重要内容之一。
机械设计基础总复习

整理ppt
3
二、 机器的组成 (以汽车为例)
1、动力部分 提供动力(发动机) 2、传动部分 提供变速、改变运动方向或运动形式等
(变速箱、传动轴、离合器) 3、工作部分 直接完成设计者的构想,代替或减轻人类的
工作(车轮,转向器) 4、控制部分 使机器各部分运动协调。可以是手控、
整理ppt
12
3、曲柄存在的条件 1)四杆机构中,最长杆和最短杆之和小于其余
两杆长度之和。 2)曲柄为最短杆,且是连架杆或机架。 4、对四杆机构的判断:
在四杆机构中,没有曲柄存在,就是双摇杆 机构,若存在曲柄,,哪一个是机架,就构成不 同的机构。
整理ppt
13
1)和最短杆相连的杆是机架,为曲柄摇杆机构。 2)最短杆是机架,为双曲柄机构。 3)最短杆对过的杆是机架,为双摇杆机构。
34
第十一章 联接
螺纹联接
1、大径 d:螺纹标准中的公称直径,螺纹的最大直径
2、小径 d1: 螺纹的最小直径,强度计算中螺杆危险断 面的计算直径。
3、中径 d2: 近似于螺纹的平均直径, d2 (d1 + d) / 2 4、螺距 p: 相邻两螺纹牙平行侧面间的轴向距离。
5、导程 s: 同一条螺纹线上两螺纹牙之间的距离。
Fx1 = - Ft2 切向力
整理ppt
28
已知:蜗杆的旋向和转向,画出蜗杆和 蜗轮三个分力的方向。
整理ppt
29
•第八章 带传动
普通V带已标准化:按GB/T 13575.1-2008标准, 按截面尺寸 的大小不同,由小到大,分为: Y、Z、A、B、C、D、E七种。
具体尺寸见表8—2。带的楔角 大于带轮沟槽 角。 • 带的节面宽度叫节宽bp , 当带弯曲时,此宽度不变,带的
第三章机械设计中零件的载荷应力

3、变应力作用下的强度问题
变应力下零件的损坏形式是疲劳断裂。疲劳断裂具有以下
特征:
(1) 疲劳断裂的最大应力远比静应力下材料的强度极
限低,甚至比屈服极限低;
初始裂纹
(2) 不管脆性材料或塑性 轴 材料,其最终的断口均表现为无 明显塑性变形的脆性断裂;
疲劳区 (光滑)
(3) 疲劳断裂是损伤的积累
粗糙区
3、变应力作用下的强度问题
σ
疲劳曲线
强度条件:σ≤ [σ] lim
σrN
s
σlim = ?
σr
N
疲劳破坏与零件的变应力循环次数有关
N
N0
N — 应力循环次数
有限寿命区
无限
σrN — 疲劳极限(对应于N)
N0 — 循环基数
σr — 持久极限
rN m N 常数 r m N0
则 [ ] r 或 rN
s
s
m为随应力状态而不同的幂指数
由此得: rN r m N0 / N
变应力时,取 σlim = σr(无限寿命) 或 σlim = σrN(有限寿命)
二、刚度准则
零件在载荷作用下产生的弹性变形量y,小于或等于机器 工作性能所允许的极限值[y](许用变形量),就叫做满 足了刚度要求,或符合刚度计算准则。其表达式为 y≤[y]
y——可以是挠度、偏转角或扭转角
弹性变形量y可按各种变形量的理论或实验方法来确定, 而许用变形量[y]则应随不同的使用场合,根据理论或经 验来确定其合理的数值。
三、寿命准则
:通常与零件的疲劳、磨损、腐蚀相关。
四、 振动稳定性准则 :高速运转机械的设计应重视该准则。
五、 可靠性准则 :确保零件在规定的使用寿命内正常工作的准则。
机械设计的力学基础知识

4、疲劳曲线和疲劳极限
1) 过程 裂纹萌生——裂纹扩展——最终瞬断
2) 特征
(1) 小应力 (3)敏感性
(2) 持续性 (4) 突发性
3) 疲劳曲线
5、零件的疲劳极限
(1) 应力集中的影响:有效应力集中系数 (2) 绝对尺寸的影响:绝对尺寸系数 (3) 表面状态的影响:表面状态系数
8、接触强度
两个零件(如摩擦轮、齿轮、滚动轴承等)通过点接 触或线接触传递载荷时,受载后在接触部分产生局 部弹性变形,接触面积很小而表层产生很大的应力, 称为接触应力。
1.2 机械零部件的失效形式与设计准则
1.2.1 失效分析与设计准则
失效定义:机械零件由于某些原因丧失工 作能力或达不到设计要求的性 能时,称为失效。
1.1 载荷和应力
1.1.1 机械零部件的工作能力
以传动为主的零件一般要求有一定的强度和刚度, 即在工作负荷下不发生破坏和过大的变形;
具有相对运动并传力的零件需要有较好的耐磨性; 高速转动的零件则要具有较高的振动稳定性。
1.1.2 机械零件的强度
根据工作条件不同 静强度和疲劳强度 根据破坏部位和破坏形式的不同 整体强度和表面强度。
工作能力:在不发生失效的情况下,零件 所能安全工作的限度。通常此 限度是对载荷而言,所以习惯 上称为承载能力。
强度失效
整体破坏 拉、弯、纽、剪
表面破坏
挤压(面接触) 接触(点、线)
刚度失效 变形过大
失效
磨损 失稳
其他
磨粒磨损 胶合磨损
压杆稳定(侧弯) 振动失稳(共振)
不自锁(斜面、螺旋) 打滑(摩擦传动)
松脱(如螺钉) 过热
机械设计基础 物体的受力分析与平衡讲解

T2
T1
A
W
1 3
2
T1 A
T2 W
1.3 力对点之矩、力偶
1.3.1 力对点之矩
1、力矩 力矩(力×力臂):力使物体绕O点转动的效应 m0 (F) F d
力矩(力×力臂)
m0 (F) F d
⑴力矩的大小力F和O点的位置有关 d=0→M=0 F=0→M=0 ⑵力沿作用线移动力矩不变
汇交力系可以合成一个力, 力偶系可以合成一个合力偶
平面力系向一点简化
y F1
F4
o
F2 F3
A
x
F5
汇交力系(合力)
平面力系
力偶系(合力偶)
平面任 (合力) 意力系 (合力偶)
简化
1.4 .1、力的平移定理
作用在刚体上的力向刚体上任一点平移后需附加一力偶, 此力偶的矩等于原力对该点的矩
等效
力的平移(螺栓组联接受力分析) F M
竖直平面V:作用力Fr、 Fa
k
支反力 RA′ 、 RB′ 水平面H: 作用力Ft
j A
Fr
支反力 RA″ 、 RB″
若齿轮对称布置(中点),半径为r, 求支反力RA 、 RB 解:先分别求得分力,再合成
⑴∑Fy=0 RA′ + RB′ =Fr
∑MA=0 2aRB′ =aFr+rFa
∑Fx =0 RB =Fa
G+Pδ
M=6H
Pcosα
T2
Psinα
T= 100T2
各杆为二力杆
T2 sin45°=Q T2 =Rcos30° Q:R=sin45°cos30°1
=0.61 4
1.4 . 2 平面力系向一点简化 平移 + 合成
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性,平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益,请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间:9:00-18:30)。
F
所示为杆A钉孔受挤压的情况 图c所示为杆 钉孔受挤压的情况。 所示为杆 钉孔受挤压的情况。 F F 挤压应力图 F
受挤压后也的变形图
ห้องสมุดไป่ตู้
受力的简化图
图3.2 (c) 杆A受挤压的情况 受挤压的情况
F
F 挤压应力图
F
受挤压后也的变形图
受力的简化图
挤压问题的条件性计算:假定挤压应力是均匀分布 挤压问题的条件性计算 假定挤压应力是均匀分布 在钉孔的有效挤压面上, 在钉孔的有效挤压面上,有效挤压面积就是实际受挤 压面积在钉孔直径上的投影面积A′=2bd。钉孔表面的 压面积在钉孔直径上的投影面积 。 挤压应力为
图3.5表示曲率半径各为ρ1和ρ2、长为b的两个圆柱 表示曲率半径各为 长为 的两个圆柱 体接触,载荷为F 由于接触表面局部弹性变形, 体接触,载荷为 ,由于接触表面局部弹性变形,形成 一个2a× 的矩形接触面积 的矩形接触面积, 一个 ×b的矩形接触面积,该面上的接触应力分布是不 均匀的,最大应力位于接触面宽中线处。 均匀的,最大应力位于接触面宽中线处。
M (a) 车轮轴
F
F
(b) 车轴受力
+σb -σb
(c) 弯矩
+σb -σb
图3.4 车轴的弯曲 从图可看出弯曲应力不是均匀分布的,在中性面上为零, 从图可看出弯曲应力不是均匀分布的,在中性面上为零,中 性面一侧受拉伸,另一侧受压缩。 性面一侧受拉伸,另一侧受压缩。
(d) 弯曲应力分布
轴表面上的应力 σ b 达到最大 ,其值为
(a) 传动轴 T T
φ
τmax
(b) 轴的扭切应力 图3.3 传动轴的扭转
6.弯曲 弯曲 车轮轴的受力情况 F F F a F
(a) 车轮轴
F
F
(b) 车轴受力
图3.4 车轴的弯曲
F
6.弯曲 弯曲: 弯曲 车轴轮受的弯矩M,轴的横截面上的应力分布。 车轴轮受的弯矩 ,轴的横截面上的应力分布。 F F a F
3.2.1 应力计算
机械零件工作时,在载荷作用下 零件内部和表面会 机械零件工作时 在载荷作用下,零件内部和表面会 在载荷作用下 产生应力。 产生应力。根据载荷作用的方式不同产生的应力包括拉 压缩、剪切、挤压、扭转、弯曲和接触应力。 伸、压缩、剪切、挤压、扭转、弯曲和接触应力。
1.拉伸 图3.2为拉杆联接,图3.2a为各部分的尺寸 拉伸: 为拉杆联接, 为各部分的尺寸 拉伸 为拉杆联接 和受力情况。 和受力情况。 当联接杆受实线箭头拉力F作用时 作用时, 当联接杆受实线箭头拉力 作用时,杆内 将产生拉应力σ,其值为 F σ= (3.3) ) A 式中: 为杆的截面面积 为杆的截面面积, π 式中:A为杆的截面面积,A=πD2/4。 。
b D 2b D
F
F
F
F
开口销
d
b
图3.2 (a)拉杆连接 )
2.压缩 图3.2的杆联接受虚线箭头压力 作用时两 压缩: 的杆联接受虚线箭头压力F作用时两 压缩 的杆联接受虚线箭头压力 其值为 联接杆将受压应力σc,
F σc = A
b
(3-4)
D
2b D
F
F
F
F
开口销
d
b
图3.2 (a)拉杆连接 )
F p = A'
5.扭转 扭转 当受到转矩T作用时 轴受扭转, 作用时, 当受到转矩 作用时,轴受扭转,扭转 剪应力是不均匀分布的( 剪应力是不均匀分布的(图3.3b),圆轴截面的扭转 ), 剪应力最大值为 T τ = (3.8) )
WT
式中: 一抗扭截面系数,圆截面W π ≈ 式中:WT一抗扭截面系数,圆截面 T=πd3/16≈0.2d3。
σ
p
F = A'
挤压问题的条件性计算:假定挤压应力是均匀分布 挤压问题的条件性计算 假定挤压应力是均匀分布 在钉孔的有效挤压面上, 在钉孔的有效挤压面上,有效挤压面积就是实际受挤 压面积在钉孔直径上的投影面积A′=2bd。钉孔表面的 压面积在钉孔直径上的投影面积 。 挤压应力为
σ
p
F = A'
接触表面之间有相对滑动时,常常用单位面积上 接触表面之间有相对滑动时, 的压力来控制磨损。这种压力称为压应力 压应力, 的压力来控制磨损。这种压力称为压应力,例如滑动轴 承的轴颈和轴瓦间的情况。压应力一般用p表示 表示, 承的轴颈和轴瓦间的情况。压应力一般用 表示,其值 为
(3-5)
式中: 为各个零件本身受剪切面积之和 如销钉A=2πd2/4;杆接头 为各个零件本身受剪切面积之和, 式中:A为各个零件本身受剪切面积之和,如销钉 π ;杆接头A=4cb。 。
F
F
⑤
a
②
③
⑥
F
图3.2(b)拉杆连接各零件受剪切和挤压部位 ( )
4.挤压 如图 所示, 挤压:如图 所示, 挤压 如图b所示 在销钉和杆的钉孔互相接触压紧 的表面④ 处受到挤压的作用。 的表面④、⑤、⑥处受到挤压的作用。
7.接触应力 接触应力 有些零件在受载荷前是点接触(球轴承、 有些零件在受载荷前是点接触(球轴承、圆弧齿 点接触 线接触(摩擦轮、直齿及斜齿渐开线齿轮、 轮)或线接触(摩擦轮、直齿及斜齿渐开线齿轮、滚子 轴承等),受载后在接触表面产生局部弹性变形,形成 轴承等),受载后在接触表面产生局部弹性变形, ),受载后在接触表面产生局部弹性变形 小面积接触。这时虽然接触面积很小, 小面积接触。这时虽然接触面积很小,但表层产生的局 部压应力却很大,该应力称为接触应力 接触应力, 部压应力却很大,该应力称为接触应力,在接触应力作 用下的零件强度称为接触强度 接触强度。 用下的零件强度称为接触强度。
M σb = W
(3.9a) )
式中, -抗弯截面系数,对于轴, 式中,W-抗弯截面系数,对于轴, W=πd3/32≈0.1d3。 π ≈ 各种形状的截面系数WT和W可由设计手册查得。 可由设计手册查得。 各种形状的截面系数 可由设计手册查得
轴的中段所受最大弯矩M=Fa,此段的最大弯曲 轴的中段所受最大弯矩 = , 应力为
式中,µ1、µ2──为两接触体材料的泊松比 式中, E1、E2──为两接触体材料的弹性模量 ρ1、ρ2_ ─两圆柱体接触处的曲率半径 外接触取正号,内接触取 两圆柱体接触处的曲率半径,外接触取正号 外接触取正号, 、 负号,平面与圆柱或球接触 平面与圆柱或球接触, 负号 平面与圆柱或球接触,取平面曲率半径ρ2=∞。 ∞
为了安全起见, 为了安全起见,计算用的载荷值应考虑零件在工作中受到的 各种附加载荷,如由机械振动、工作阻力变动、 各种附加载荷,如由机械振动、工作阻力变动、载荷在零件上分 布不均匀等因素引起的附加载荷。 布不均匀等因素引起的附加载荷。这些附加载荷可通过动力学分 析或实测确定。如果缺乏这方面的资料,可用一个载荷系数K对 析或实测确定。如果缺乏这方面的资料,可用一个载荷系数 对 名义载荷进行修正。 名义载荷进行修正。
F
σHmax
ρ1
2a ρ2 b
σHmin
F
图3.5 两圆柱体接触应力分布
由弹性力学的赫兹( 由弹性力学的赫兹(Hertz)公式可得最大接触应 ) 力为
σ H max =
1 1 ± ρ1 ρ 2 F π b 1 − µ 12 1 − µ 22 E + E 1 2
(3.10) )
计算载荷F 力矩)为载荷系数K与名 计算载荷 ca (力)或Tca(力矩)为载荷系数 与名 义载荷的乘积, 义载荷的乘积,即:
F = KF ca Tca = KT
(3.2)
机械零件设计时常按计算载荷进行计算。 机械零件设计时常按计算载荷进行计算。 计算载荷进行计算
3.2 机械零件的应力
应力也可按其随时间变化的情况分为静应力和 应力也可按其随时间变化的情况分为静应力和变 静应力 应力。 应力。 静应力:不随时间而变化的应力 静应力 不随时间而变化的应力 变应力:随时间不断变化的应力 变应力 随时间不断变化的应力 受静载荷作用的零件也可以产生变应力 受静载荷作用的零件也可以产生变应力 的零件也可以
P T = 9550 η i n
N⋅m (3.1) ⋅ )
式中: 由原动机到所计算零件之间的总传动比 由原动机到所计算零件之间的总传动比; 式中:i—由原动机到所计算零件之间的总传动比;
η—由原动机到所计算零件之间传动链的总效率。 由原动机到所计算零件之间传动链的总效率。 由原动机到所计算零件之间传动链的总效率
作用下, 3.剪切 如图 所示,在受拉力 作用下,销钉的截面①、两 剪切:如图 所示,在受拉力F作用下 销钉的截面① 剪切 如图b所示 杆的截面② 均受到剪切。通常假定剪应力是均匀分布的, 杆的截面②和③均受到剪切。通常假定剪应力是均匀分布的, 则这些剪切面上的剪应力τ为
F τ= A
杆A F ④ 销钉 ④ ① ④ 杆B
Fa σb = 3 0.1d
(3.9b) )
从上面分析可以看出,由于拉伸、压缩、 从上面分析可以看出,由于拉伸、压缩、挤压和 剪应力是沿受力截面近似均匀分布的; 剪应力是沿受力截面近似均匀分布的;而弯曲和扭转 剪应力沿受力截面非均匀分布,只有表层最大。因此, 剪应力沿受力截面非均匀分布,只有表层最大。因此, 在截面上最大应力相同时, 在截面上最大应力相同时,材料拉伸强度低于弯曲强 剪切强度低于扭切强度。 度,剪切强度低于扭切强度。 在设计受扭转和弯曲作用的机械零件时, 在设计受扭转和弯曲作用的机械零件时,为充分发 空心轴工字梁和 挥材料的作用,可采用空心轴工字梁 槽梁等 挥材料的作用,可采用空心轴工字梁和槽梁等,与同 样截面积的实心轴和矩形梁比较, 样截面积的实心轴和矩形梁比较,其抗扭和抗弯截面 系数W 将增大, 系数 T和W将增大,从而降低扭转剪应力和弯曲应力。 将增大 从而降低扭转剪应力和弯曲应力。