2 том (том 2 Справочник конструктора-машиностроителя Василий Анурьев), страница 3

Резьбовые концы конических валов допускается изготовлять с левой резьбой. Радиальное биение конического конца вала относительно оси вращения не должно превышать величин, указанных в табл. 5. 3. Допуск угла конусности - АТ'а9 по ГОСТ 8908-81. Расчетные зависимости допускаемых вращающих моментов. Величины вращающих моментов Т в Н м подсчитывают по формуле Технические требования.

1. Размеры шпонок и шпоночных пазов цилиндрических концов валов должны соответствовать одному из следующих стандартов: ГОСТ 24071-80, ГОСТ 23360-78, ГОСТ 24069-80, ГОСТ 10748-79. Предельные отклонения длин ( и 11 цилиндрической части конца вала +1Т1 5/2 (ГОСТ 25346-89). Яи цилиндрических валов исполнения 1 используют шпонки - сегментные (ГОСТ 24071-80) для вала диаметром д до 14 мм; призматические обыкновенные (ГОСТ 23360-78) для вала диаметром д св. 12 мм; тангенциальные нормальные (ГОСТ 24069- 80). Яи валов исполнения 2 используют шпонки призматические обыкновенные (ГОСТ 23360-78) для вала диаметром д до 30 мм; призматические высокие (ГОСТ 10748-79) и тангенциальные усиленные (ГОСТ 24070-80) для вала диаметром д св. 30 мм.

Для редукторов и мотор-редукторов допускается в соответствии с ГОСТ 24266-94 исполнение концов валов с двумя шпоночными пазами, расположенными под углом 120о Длину призматической шпонки выбирают из ряда: 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, Т =10 Кд л ~ 1 где д - диаметр конца вала, мм: К = — Ы; 16' ' здесь К вЂ” в МПа.

Допускаемые вращающие моменты, передаваемые концами валов, приведены в табл. 6. Значения коэффициента К (табл. 7) и соответствующие им допускаемые напряжения на кручение [ т 1: К, МПа .... 2,0 2,8 ~т1,МПа... 10 14 4,0 5,6 20 28 К, МПа.... 8,0 11,2 16,0 22,4 1т ], МПа... 40 56 80 112 5. Радиальное биение конического конца вала относительно оси вращения Размеры, мм П риме чан ие. При диаметре концов валов более 220 мм радиальное биение конического конца вала устанавливают по соглашению между заказчиком и изготовителем. ВАЛЫ 1,0 1,4 0,71 2,0 2,8 0,5 4,0 5,6 2,0 1,4 1,0 2,8 4,0 5,6 0,71 8,0 2,8 2,0 5,6 1,4 4,0 8,0 1,0 !1,2 2,0 2,8 4,0 5,6 8,0 1 1,2 1,4 16,0 5,6 4,0 8,0 2,8 1 1,2 16,0 2,0 22,4 10 5,6 4,0 8,0 11,2 16,0 2,8 22,4 31,5 5,6 8,0 11,2 16,0 22,4 31,5 4,0 45,0 12 16,0 8,0 1 1,2 31,5 63,0 22,4 45,0 5,6 14 63,0 90,0 16,0 31,5 45,0 8,0 1 1,2 22,4 16 16,0 31,5 63,0 22,4 45,0 90,0 100 11,2 18 50,0 71,0 100 140 18,0 25,0 35,5 12,5 19 125 180 31,5 45,0 63,0 90,0 16,0 22,4 20 250 63,0 180 90,0 125 31,5 45,0 22,4 22 200 280 71,0 100 90,0 125 140 24 50,0 35,5 25,0 355 250 25 150 63,0 31,5 45,0 500 28 355 180 250 45,0 63,0 125 90,0 560 30 400 140 200 280 50,0 100 71,0 32 710 500 250 355 63,0 180 125 90,0 35; 36 710 1 000 800 1 120 500 250 355 90,0 125 180 560 38 100 400 200 280 140 40 1 000 1 400 1 120 1 600 1 400 2 000 1 600 2 240 710 355 500 125 250 180 800 42 560 400 140 200 280 710 1 000 500 180 250 355 48 1 120 200 560 800 280 400 50 2 000 2 800 2 240 3 150 2 800 4 000 3 150 4 500 4 000 5 600 4 500 6 300 5 600 8 000 б 300 9 000 1 400 710 1 000 800 1 120 1 000 1 400 1 120 1 600 250 355 500 1 600 53 280 400 560 55 56 2 000 355 710 500 60 400 2 240 560 800 63 2 800 1 400 2 000 1 600 2 240 2 000 2 800 2 240 3 150 500 710 1 000 65 560 3 150 800 1 120 70; 71 710 4 000 1 000 1 400 4 500 800 1 600 1 120 б.

Допускаемые врицающне моменты, иередаваемые концамн валов ОСИ И ВАЛЫ 18 Продолжение табл. 6 Диаметр д, мм Допускаемые вращающие моменты Т, Н м, для коэффициента Х, МПа Ряд 2 Ряд 1 16,0 1 1,2 22,4 5,6 4,0 8,0 2,0 2,8 5 600 2 000 2 800 4 000 8 000 11 200 1 000 1 400 80 12 500 1 600 2 240 3 150 4 500 6 300 9 000 1 120 85 2 800 4 000 5 600 8 000 11 200 16 000 1 400 2 000 90 6 300 1 600 3 150 4 500 9 000 12 500 18 000 2 240 95 4 000 5 600 11 200 16 000 22 400 2 000 2 800 8 000 100 6 300 9 000 12 500 18 000 25 000 2 500 3 150 4 500 105 2 800 5 600 11 200 16 000 22 400 4 000 8 000 31 500 110 3 150 4 500 6 300 9 000 12 500 18 000 25 000 35 500 120 5 600 31 500 125 4 000 8 000 11 200 16 000 22 400 45 000 6 300 4 500 9 000 12 500 25 000 35 500 50 000 18 000 130 8 000 63 000 5 600 11 200 16 000 22 400 45 000 140 31 500 9 000 12 500 150 6 300 18 000 25 000 50 000 71 000 35 500 160 8 000 16 000 11 200 22 400 31 500 45 000 63 000 170 9 000 12 500 18 000 35 500 25 000 50 000 71 000 180 16 000 11 200 31 500 63 000 22 400 45 000 90 000 Примечание.

Значения вращающих моментов для валов диаметром менее 6 мм не регламентируются. Примечания: 1. а - при нагрузке постоянной величины и постоянного направления; Ь - при нагрузке переменной величины, если максимум достигает двукратного значения; с - при чистом кручении переменного направления.

2. Радиальная на зка г" и иложена к се дине длины конца вала, 7. Значения коэффициента Х в зависимости от характера нагрузки, прочности и твердости материала вала 90 000 100 000 125 000 19 ВАЛЫ РАСЧЕТ ВАЛОВ Расчет на прочность Д 103 Р и =113~ ' Гр и (2) или ~ — 123 Р и (3) 100 [азиз]— 32 ~ ~4 ~1 ~4 ~4 1 — О =01 д4 для круг- Расчет на жесткость =м„ максимальный приведенный (результируюший) момент в опасном сечении, Нмм При расчете валов на жесткость диаметры их получаются больше, чем при расчете на прочность, и они работают преимушественно с невысокими напряжениями.

Поэтому расчет валов целесообразно вести упрошенно, не учитывая динамический характер нагрузки, т. е. не вводя в формулы коэффициенты концентрации напряжений, характеристики циклов нагружения и т.п. Эти факторы учитывают приближенно соответствуюшим выбором допускаемых напряжений. Валы на прочность рассчитывают по формуле где И~ — момент сопротивления в опасном сечении, ммз: И' = = О,И вЂ” для кругхс1 3 32 лого сплошного сечения (см.

рис. 1); лого полого сечения (см. рис. 2); 1оиз1 допускаемое напряжение, МПа (см. табл. 9), определяемое при динамическом расчете стачьных вачов по пределу выносливости с учетом факторов, вызываюших концентрацию напряжений, и диаметру вала; Мимаксимальныи изгибающий момент в опасном сечении, Н мм: здесь Ми г и Ми, - максимальные изгибаюшие моменты в опасном сечении, Н мм, действуюшие соответственно в горизонтальной и вертикачьной плоскостях; М,р— максимачьный крутящий момент в опасном сечении, Н.мм; Диаметр вала из среднеуглеродистой стали (о, = 500 —: 800 МПа) при расчете на прочность приближенно определяют по следуюшим формулам: при постоянной нагрузке и небольших изгибаюших моментах (короткие валы из стали Ст5, Стб и 45) при переменной нагрузке и малых изгибаюших моментах или при постоянной нагрузке и средних изгибаюших моментах при переменной нагрузке и средних изгибаюших моментах или при постоянной нагрузке и значительных изгибаюших моментах (длинные валы) где И вЂ” в см; Р - передаваемая мошность, кВт; и — частота врашения вала, мин '.

Формулы составлены из расчета вала на кручение и обусловливают напряжения: формула (1) |„р = 50 МПа; формула (2) |„р = 37 МПа; формула (3) |„р = 28,5 МПа. При наличии шпоночного паза в опасном сечении вала полученное значение необходимо увеличить на 5-10%.

Вал, рассчитанный из условий динамической прочности, может не обеспечить нормальной работы зубчатых колес и подшипников, если под действием передаваемых усилий он будет чрезмерно деформироваться. Расчет на жесткость сводится к определению прогибов у (рис.

3-6), углов наклона оси вала 0 и к сопоставлению их с допускаемыми. Допускаемый прогиб вала не должен превышать 0,0001-0,0005 расстояния между опорами или под зубчатыми колесами 0,01-0,03 модуля в см. Углы наклона оси вала в опорах не должны превышать 0,00! радиана при зубчатых колесах; то же в радианах, не более: 0,0025 - для цилиндрических роликоподшипников; ОСИ И ВАЛЫ 7,0 1,0 1~12 7 4 10 сХ Рис. 3 ~1З 7 4 У' 10 сХ -0,Ю Рис. 4 д > (10,5 —:12,5) и' 0,1Б 000 Рис. 5 Т Тдл. ! Т = 974000 Рдл и -1,7 Рис. б 0 0,г 0,Ч 0Б 0,В 10 х/~ 0,0016 - для конических роликоподщипников; 0,005 - для однорядных шарикоподшипников; 0,05 - для сферических подшипников. Угол наклона оси вала 0 и прогиб вала у в расчетном сечении для двух основных схем нагружения (см. рис.

3-6) определяют по формулам где 0 - в рад; И и у - в см, 'Д - в Н; Л, и К„- коэффициенты, учитывающие связь между точкой приложения силы и точкой, в которой определяют деформацию; коэффициенты берут по графикам (см. рис. 3-6). Действительные деформации вала (согласно принципу наложения деформаций) определяют алгебраическим суммированием деформаций от каждой силы. Для проверки вала на жесткость по углу закручивания при ~~р] = (4,4-: 8,8)10 рад (- 0,25 + 0,5') на 1 м длины вала пользуются формулой где И - в см, Р - в кВт, л — в мин '. Определение врашаюшего момента За расчетный момент принимают наибольший длительно действующий момент.