Учебник Леликов и Дунаев (997277), страница 29
Текст из файла (страница 29)
Промежуточные валы не имеют концевых участков. На рис, 10.8 показан промежуточный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора. На самом валу нарезаны зубья шестерни тихоходной ступени. Рядом расположено колесо быстроходной ступени. Диаметры ЫБп и 4к определяют по рекомендациям гл. 3. В зависимости от размеров шестерни конструкцию выполняют или по рис.
10.8, а (ф ~ с~Бк), или по рис. 10.8, б (ф < Ивк). Допустимо участок выхода фрезы распространять на торцы вала, контактирующие с колесом или внутренним кольцом подшипника (рис, 10.8, 6). Между подшипником и колесом на том же диаметре, чго и подшипник, располагают дистанционные кольца. Диаметральные размеры кольца определяют из условия контакта его торцов с колесом и с внутренним кольцом подшипника, Поэтому кольцо имеет чаще всего Г-образное сечение, Выходные (тихоходные) валы имеют концевой участок (см.
$10.1). В средней части вала между подшипниковыми опорами размещают зубчатое колесо. Наиболее простая конструкция вала показана на рис. 10.9. В сопряжении колеса с валом использована посадка с большим натягом. Подшипники установлены до упора в заплечики вала. Иногда между подшипниками и колесом располагают втулки (рис, 10.10). В этом случае вал может быть гладким одного номинального диаметра, разные участки которого выполняют с различными отклонениями для обеспечения нужного характера сопряжения с устанавливаемыми деталями. Валы следует конструировать гладкими, с минимальным числом уступов (рис. 162 Рис.
10.9 Рис. 10.10 / 10.9, 10.10). В этом случае достигают существенного сокращения расхода металла на изготовление вала, что особенно важно в условиях крупносерийного производства. Сборку колеса с гладким валом выполняют в сборочном приспособлении, определяющем осевое положение колеса, В индивидуальном и мелкосерийном производстве валы можно снабдить заплечиками для упора колес (рис, 10.11). Для повышения технологичности радиусы галтелей, размеры фасок и канавок для выхода инструмента на одном валу зкелательно принимать одинаковыми.
Б,ли на валу предусмотрено несколько шпоночных пазов, то для удобства 4резерования их располагают на одной образующей и выполняют одной ширины, выбранной по меньшему диаметру вала (рис. 10.11). Для уменьшения номенклатуры шлицевых фрез, сокращения времени на их перестановку размеры иенцев на разных участках вала принимают одинаковыми, После определения диаметров и длин участков вала, а также его конструктивных элементов производят расчет вала на сопротивление усталости (см. 5 10.3). Известно, что шпоночные пазы, резьбы под установочные гайки, отверстия под установочные винты, а также канавки и резкие изменения сечений вала вызывают концентрацию напряжений, уменьшающую его усгалостную прочность.
Поэтому, если вал имеет небольшой запас по сопротивлению усталости, следует избегать использования элементов, вызывающих концентрацию напряжений. В местах пониженной усталостной прочности нежелательно выполнение канавок для выхода инструмента (шлифовального камня, плашки и др.). Вместо канавок сопряжение соседних участков вала следует оформлять в виде гаятели (рис. 10.12, а), как можно более плавным. Где возможно, следует увеличить радиус галтели. В особых случаях галтели выполняют эллиптическими с размерами 16З Рис. 10.11 Рис.
10.12 а = (0,4...0„45)Ы и а = 0,4Ь (рис. 10.12, б) или двумя радиусами, Заметно снижают концентрацию напряжений галтели с поднутрением (рис. 10,12, в). Разгружающие канавки на валу (рис. 10.12, г) и в сопряженной детали (рис. 10.12, д) уменьшают концентрацию напряжений на поверхности вала от посадки деталей с натягом. Шпоночный паз, получаемый дисковой фрезой (рис.
10.12, е), вызывает меньшую концентрацию напряжений, чем обработанный концевой фрезой. Эвольвентные шлицы вызывают меньшую концентрацию напряжений по сравнению с прям об очными. Шлицевое соединение меньше снижает сопротивление усталости вала, чем шпоночное. 16.3. РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, шкивы, полумуфты. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.
1б4 Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали утабл. 10.2). Для большинства валов применяют термически обрабатываемые среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х; для высоконапряженных валов ответственных машин — легированные стали 40ХН, 20Х, 12ХНЗА; Таблина 10.2 Тай рдбсть НВ (не менее) Дианетр заготовки, ММ Механические хараххеристики, Мпа бг Ст5 45 о,об 0,09 0,10 0,09 0,10 0,10 0,07 0,10 0,12 Л робой < 120 < 80 ~ 200 ~ 120 ~ 200 < 120 < 120 ~60 190 240 270 240 270 270 197 260 330 230 540 650 640 750 750 400 700 950 150 290 390 380 450 450 240 490 660 220 360 410 370 410 420 310 430 500 130 200 230 210 240 230 170 240 280 520 780 900 790 900 920 650 950 1150 40ХН 20Х 12ХНЗА 13ХГТ ' с~ = 10 М /$К+ Р /А; т = 10~Мупах/$Рх, гас М =Х, УМ е нет — суммарный изгибмоиигй момент, Н м; М =Т „= Х,Т вЂ” крутящий момент, Н м; Р„; = Х'à — осевая сила, Н; 1Ки И~„'— моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; А— площ дь поперечного сечения, мм2, 165 Выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости.
Расчет проводят в такой последовательности: по чертежу сборочной единицы вала составляют расчетную схему, на которую наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендйкулярным плоскостям (горизонтальной Хи вертикальной Х).
Затем опреде.ииот реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскосгях строят эпюры иэгибающихмоментов М„и М', отдельно эпюру крутящего момента Мх, Предположительно устанавливают опасйые сечения исходя из эпюр моментов, размеров сечений вала и концентраторов напряжений (обычно сечения, в которых приложены внешние силы, моменты, реакции опор или места изменений сечения вала„нагруженные моментами). Лроверяют прочность вала в опасных сечениях. Расчет на стятическу10 прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). Величина перегрузки зависит от конструкции передачи (привода).
Так, при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает, При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. В расчете используют коэффициент перегрузки Хн= Т 3Т, где Т максимальный кратковременно действующий вращающий момент (момент йерегрузки); Т вЂ” номинальный (расчетный) вращающий момент, Для большинства асинхронных электродвигателей Я;, = 2,2.(см.
табл. 24.8), В расчете определяют нормальные о и касательные ~ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок: Рис. 10.13 'Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести о~ и т, материала см. табл.
10.2): 4 =о,/;4,=т,/. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормалыых и касательных напряжений ~- ~.и„( 4У„'~У„' Статическую прочность считают обеспеченной, если Я, 2. »1.Я, где 1,Я = 1,3...2 — минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрущения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). Моменты сопротивления И~' при изгибе, И~„' при кручении и площадь А вычисляют по нетто-сечению: для сплошного ~ууглого сечения диаметром Х1 И/'= кФ/32; И~„' = ДАХР/16; А = яХ~/4; для полого круглого сечения (рис. 10.13, а): И~= ЬВХР/32; И/„'= 1ящФ/16; А = я(Л2 Р)/4, где ф = 1 — (4/Х1)4 козффициент пересчета: 0,4 0,42 0,45 ' 0,48 0,5 0,53 0,56 0,974 0,969 0,959 0,947 0,938 0,921 0,901 0,6 0,63 0,67 0,71 0,87 0,842 0,8 0,747 для вала с прямобочными шлицами (рис.
10.13, б); Ю'= 1Ы'+ Ь~ГЮ вЂ” д)(ХИ+ а)21/(325). В' = 25". А = ~иг'/4+ Щд ф/2 йи вава с эвольвентныии шлицами и для вала-шестерни в сечении по зубьям геометрические характеристики приведены в табл. 10.3, 10.4; для вала с одним шпоночным пазом (рис. 10.13, в): И1= АР/32 — ЬЬ(2а Ь)г/(16а). В Ы8/16 ЬЬ(2а, Ь)2/(16а) А = ась/4 — ЬЬ/2. 166 'Габдица 10.3 Д1ииечание.
1. Длв косозубих валов-шес1ереи расчет по приведенным формулам идет в запас прачиооти. 2. Б — блокирующм линна нз условна отсутствие подрезапив зубзев (рис. 10. 141. 86 ю1,6 1,66 1,16 1,16 6 ОЯ 44 аа -аа Рис. 10.14 Значения моментов сопротивления приведены: для сечений с звольвентными шлицами по ГОСТ 6033 — 80 — в табл. 10.4; с прямобочными шлицами по ГОСТ 1139 — 80 — в табл. 10.5; с пазом для призматической шпонки по ГОСТ 23360 — 78 — в табл. 10.6.
1?ротутнжемие уна6л. 10.6 Расчет иа сопротивление усталости. Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента Я запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне ~ Я = 1,5 — 2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент Л где ъ и ъ, — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям 4~ = о-1я/(си+ ~ЬФ~т)з А=т-1ЛФа+ ЖВ%в) Здесь о, и с, — амплитуды напряжений цикла; о и, — средние напряжения цикла; чу,р и чу,в — коэффициенты чувствительности к аскиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: о, = сг„и а,„= О, а касательные напряжения — по отнулевому циклу: тц = ~я/2 и ~щ = 'с~/2. Тогда 4у=б Ыаа Напряжения в опасных сечениях вычисляют по формулам о„= а„= 1ОЗМ/И~ ~, = т„/2 = 10~М/2 И~~, где М= т' М,З Е М„З вЂ” результирующий нзнговющнтт момент, Н м; М, — крутящий момент (М, = 7), Н м; В'и 6' — моменты сопротивления сечейия вала при изгибе и кручении, ммз. Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: а т = за р т-1.р = ~-1/Х р, где ст у и т 1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл. 10.2); л„р и Х,р — коэффициенты снижения предела выносливости. Значения Я;,р и Х, р вычисляют по зависимостям: Х„= (К./К,.) + 1/ʄ— 1)/К,; Х,р =(К/Ка, + 1)/Ку,— 1)/Ку, Ю где Х,и Х, — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;,Ц, и Хр — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
