Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 27
Текст из файла (страница 27)
Контроль шеек осуществляют индикаторам или мнниметром. Параметры шероховатости поверхности шеек под падшипнини принимают рьаныьла Ра = 0,032 т1,25 мкм. Допуснн на относительное радналь. нос биение шеек валов для посадки зубчатых колес, муфт, шкивов н дру. гих подобных деталей в зависимости 130 Вали от их окружной скорости по внешнему диаметру составляют (0,7 — 2] б (здесь 6 — допуск на диаметр контролируемой шейки вала; меньшее значение соответствует окружной скорости о ~ ~ 10 м)с).
Допуски на биение упорных бур. тиков валов в завигимостн от диаметра вала, окружной скорости сопряженных с валом деталей, а также кинематической точности зубчатых колес изменяются от 0,01 до 0,06 мм (большие значения назначаются при диаметрах вала свыше 55 мм). Допуски на перекос и несимметрич. ность расположения шпоиочных пазов иа валу составляют соответственно 0,55 и 26 (здесь б — допуск на п)ирину шпоночного паза). Если деталь устанавливают на двух шпанках, то допуск на нх несимметричность принимают равным 0,56. Технологический контроль вала внлючает проверку днаметральных и линейных размеров (скобами н универсальными измерительными средствами) ступеней, взаимного распало.
жения обработанных поверхностей, шероховатости поверхности и твердости. НАГРУЗКИ НА ВАЛЫ И РАСЧЕТНЫЕ СХЕМЫ Для оценки прочности необходимо знать действительное распределение напряжений в сечениях вала от внешнвх нагрузок (постоянных и переменных). Внешние нагрузки передаютси на валы от сопряженных деталей (зубчатых колес, муфт и др.] и могут быть определены путем расчета (стационарные устройства при установившихся режимах работы: конвейеры с непрерывным питанием, грузоподъемные устройства н т. п.).
Если внешние нагрузки известны, то при расчетном определении внутренних силовых факторов в сечениях вал рассматривают как балку, шарнирно закрепленную в жестких опорах (рнс. 9, и) *. Такая модель формы вала Вввдвввв условвмв шврвврвмв опор ввввввпввтво ввмвво павловой вв ввпу от похшвпввкв соорвлогочвввой силой 1омпвмн). и условий закрепления близка к действительности для валов, вращаю. щихся в опорах качения. При установке в опоре двух подшипников качения (рис. 9, б) большую часть нагрузки будет воспринимать внутрен) ннй подшипник.
В этом случае условную опору можно поместить во внутреннем подшипнике либо так, как показано на рис. 9, б. В более точных расчетах вал рассчитывают как многоопорную балку (рис. 9, б) на упругих опорах с осадкой (вертикальным сме. щением) [1[: 0,1 0,7+0.2ч( где й — коэффициент, й — ' ', ошр для однорядного радиального шарикоподшнпника; Ф =- 0,32+ 0,002Гв(— для цилиндрического роликоподшипника: й = 0,019+ 0,0015ч( — для конического роликоподшипиика широкой серии; й = 0,022+ 0,0015ч(-- для конического ролнкоподшнпника нормальной серии; Ь вЂ” ширина кольца; чй н 0 — соответственно внутренний н наружный диаметры подшипника, см; Р— радиальная нагрузка, Н.
Обычно б!Р = (5 —:10) !О в см Н. Условную опору для валов, опираю. пгихся по концам иа подшипнини сколь жеиия, располагают на расстоянии (0,25 — 0,3) 1 от внутреннего торца (см. рис. 9, в), но не далее 0,5 б от внутренней кромки подшипника [1[. Смещение опоры от центра подшипника в сторону внутреннего торца связано со смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствне деформация вала и подшип.
ника. В уточненном расчете следует учесть распределение давлений по длине контакта цапфы н подшипника, рассматривая упругий контакт вала и полшипиика через условный контактный слой (см. гл. 29). Нагрузки от дисков, шкввоа, зубчатых колес и других деталей также передаютси на валы через площадки контакта. Распределение давлений (напряжений] в зонах контакта зависит от ряда конструктивных и технологических факторов (см. гл, 29), а рас. Расчет прочности, жесткости и игтодчикссти валов !3! з) Рнс. Э. рвссстммс свсмм т р вв в РАСЧЕТ СТАТИЧЕСКОЙ ПРОЧ иОст и, ж ест кОст и И УСТОЙЧИВОСТИ ВАЛОВ о /ло"„. -( Зтз (!) четное определение этих давлений в соединениях и передачах связано со значительными математическими трудностямк.
В приближенных расчетах валов обычно не учитывают распределение нагрузок по длине зубьев и зубчатых колес и шанцевых соединений, н,голь шпоиок, вкладышей подшипников скольжения и других детз. лей, и прн составлении расчетной схемы вала эти давления обычно заменяют эквивалснтнымн сосредоточенными силами (рис. 9, г), приложенными в середияе площадки (площадок) контанта т.
Основными для валов являются постоянные и переменные нагрузки от деталей передач и рабочих дисков (на- Твввв свсмвтнввмня нвгрувом соре. в Ллмв орв молах оротямснностм пло. в;вяк к .ктвнтв. пример, дисков компрессора, турбин и др). Переменные напряжения в валах могут вызываться изменяющейся по времени внешней нагрузкой. Постоянные по величине и направлению силы передач вызыиают во вра. таю~пихта вал ~х переменные напряжения, изменяющиеся по симметричному пиклу. Вялы могут быть нагружены и постоянными напряжениими (например, от неуравновешенности вращающихся деталей). На стггическую прочность валы рассчитывают по нзиболыпей возможной кратковременной нагрузке (с учетом динамических н ударных воздействий,', повторяемость которой мала и не может выэввть усталостяого рвзрушеиня.
Так как валы в основном работают в условиях изгиба и кручения, а напряжения от продольных усилий не велики, то эквивалентное напряжение в точне наружного волокна )За 2. Момемты соозотмеленма м влошада сечевме селоывыа вауглыа валов О,мм ~ Ш. см' н и, ем* О. мм И'ю «м З 46 1,ш! ~ 1,818 2 090 75 78 3,80 4,15 4.52 4с91 5.31 6.16 7,07 8,04 9.06 9,62 10,2 10,8 11,3 12.6 13,9 80 82 85 83 90 92 95 9Ь !ОО 105 1!О 115 120 125 !ЗО 1522 ! 135 !5.9 ! 140 166 ! 45 17.3 !50 18.1 ! 155 19,6 160 2! о 165 23.8 170 26,4 175 26,3 180 30,2 185 ЗЗ,З ШО 36,3 195 38.
5 200 40,! Запас прочности по пределу текучести пт = — ' 48) 47авв где о„— наибольшее напряжение прн Мв изгибе моментом Мя; о„= —,, тк— Иуи ' наибольшее напряжение при кручении моментом М„, тс =- — , 'йун Мв )с к и )4 а — соответственно осевой и поляркый моменты сопротиплеппя се,ения вала (табл. 2 — б), пРЬ иРа йу = —,,—; йу =. 287 Лля валов круглого сплошного сечения )е"к =. 2)тв, в атом случае 32 — „сн, ч 0,75М, !в где Р— диаметр вала. Обычно прн!шмают и.— — 4,2 —:! „8.
Опасное сечение,'сечення), в котором следует нанти запас прочности, определкется значениями моментов н размерами сечений. Это заачение находят после построения зпюр изгибающих и кпутяшнх моментов. Если нагрузки действуют иа яал в разных плоскостях, то, проектируя силы на осн координат, вначале строят чпюры моментов а коордшштных плоскостях. Йалее проводят геометрическое сум" мироваиие изгибающих моментов. 20 21 22 24 25 26 28 30 32 34 35 Зб 37 38 40 42 44 45 46 48 50 52 55 58 60 62 65 68 70 74 0,785 0.909 1,045 1,!94 1,357 1,534 1.726 2,16 2,65 3. 22 3,86 4,21 4,58 4,97 5.39 6,28 7,27 а,зб 8,95 9.
56 !0,19 19,86 !2.27 !з,зо 16,33 19, 16 21,2 2ЗА 27. О 30,9 33,7 Зб,б 2,39 2,7 ! 3,07 3.45 6,43 7,72 8,42 9. 16 9,95 10,77 12. 57 !4.55 16.73 17.89 19,11 20 4 21.7 24,5 27.6 зз,з 42,4 4о,8 53,9 61.7 67.9 79,3 41,4 46,6 50,3 54.! 80,3 66,9 71.6 76,5 84,2 92,4 98. 2 113,7 130.
7 149,3 169. Б 191,7 216 242 269 299 331 Збб 402 441 462 826 Ь73 622 673 728 785 82,8 93,2 100,5 108,3 120,6 133,8 143,1 152,9 ! Ь ь. 3 184,8 196,4 227 261 299 339 38! 431 489 539 599 663 73! 804 882 965 1053 1145 1243 1347 !!56 1571 44.2 47,8 50.3 52,8 58,7 89.8 63,6 56,5 70,9 75,4 78,5 85.5 95.0 104 113 !23 133 143 154 165 177 !89 201 214 227 24! 254 269 284 2аз !314 Расчет лрочноснш, жеспкосуни и устойчивости валов )зз Если угол между плоскостями дей. стеня сил не превосходит 30', то для простоты считают, что все силы дей. ствуют в одной плоскости.
Тонкостенные валы могут выходить из строя вследствие потер« устойчивости (выпучивания) как от действия крутящих моментов, так и в результате изгиба, Проверка устойчив!жги тон«остенных валов является при кручении и изгибе необходимой (см. гл. 25). Упругие перемещения валов оказы. нают неблагоприятное влияние иа ра. боту связанных с ними соединений ьшлицевых, прессрвых к др,), подшипников, зубчатых колес и других деталеи: увеличивают концентрацию контактаых напра кений н износ деталей, снижают сопротивление усталости де.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
