Учебный курс Детали машин и основы конструирования

Прямая доставка чая из Китая

Гуманитарные науки

Гуманитарные науки

Выполнение 
работ на заказ. Контрольные, курсовые и дипломные работы

Выполнение работ на заказ. Контрольные, курсовые и дипломные работы

Занимайтесь онлайн 
        с опытными репетиторами

Занимайтесь онлайн
с опытными репетиторами

Приглашаем к сотрудничеству преподователей

Приглашаем к сотрудничеству преподователей

Готовые шпаргалки, шпоры

Готовые шпаргалки, шпоры

Отчет по практике

Отчет по практике

Приглашаем авторов для работы

Авторам заработок

Решение задач по математике

Закажите реферат

Закажите реферат

СИЛЫ  И СВЯЗИ
Определить реакции в опорах вала
Статические испытания материалов
конструкционные материалы
РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ КРУГЛОГО
СПЛОШНОГО БРУСА
НОРМАЛЬНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ИЗГИБА
Методы изготовления резьбы
Теория винтовой пары
Расчет резьбовых соединений
Шпоночные соединения
Расчет шпоночных соединений
Механические передачи
цилиндрические передачи
Критерии работоспособности зубчатых колес
Расчет цилиндрических передач на прочность.
Конические зубчатые передачи
Червячная  передача
Силы в червячном зацеплении
Тепловой расчет и смазывание червячных передач
Плоскоременные передачи
Зубчато-ременные передачи
Цепная передача
валы и оси
Смазывание и расчет подшипников скольжения
Подшипники качения
Подбор подшипников качения
Конструирование подшипниковых узлов
Муфты
 

ВАЛЫ  И ОСИ

Если на выходных участках валов это условие невыполнимо, то шпоночный паз фрезеруют «на проход». При установке на валу нескольких шпонок их следует располагать в одной плоскости и предусматривать для них по возможности одинаковую ширину пазов при соблюдении условий прочности шпоночных соединений. Это позволяет обрабатывать пазы без изменения положения вала и одним инструментом.

Размеры зубьев шлицевых участков выбирают, учитывая диаметры соседних посадочных участков вала. Для выхода режущего инструмента внутренний диаметр d зубьев шлицевого участка, расположенного между подшипниками, должен быть больше посадочного диаметра подшипника. В противном случае для выхода фрезы предусматривают участок длиной lвых (рис. 4.9, табл. 4.5).

По такому же принципу конструируют резьбовые участки валов под круглые шлицевые гайки. На участках предусматривают канавки для выхода резьбонарезного инструмента (рис.4.10, табл.4.6) и под язычок стопорной многолапчатой шайбы.

Рис. 4.9. Шлицевые участки валов

Таблица 4.5. Диаметр фрезы для прямобочных шлицев (см. рис.4.9)

Таблица 4.6. Размеры канавок разных типов, мм (см. рис. 4.11.) 

Примечание. У канавок типа I радиус скоса r1 =0,5 мм.

При изготовлении вала за одно целое с шестерней (рис. 4.11) материал вала и способ термообработки выбирают по условиям прочности зубьев шестерни.

Для изготовления валов применяют углеродистые конструкционные стали 40, 45, 50 и легированную сталь 40Х твердостью НВ≤ 300. Легированные стали 40ХН, 30ХГСА, 30ХГТ и других марок с последующей закалкой ТВЧ применяют для высоконагруженных валов. Быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, для повышения износостойкости цапф изготовляют из цементуемых сталей 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ или азотируемой стали 38Х2МЮА. Если размеры вала определяются условиями жесткости, то можно

использовать стали Ст. 5, Ст. 6. Это допускается при отсутствии на валу изнашиваемых поверхностей (цапф, шлицев и др.), требующих прочных, термически обработанных сталей. Фасонные валы (например, коленчатые) изготовляют из высокопрочных и модифицированных чугунов.

Механические характеристики валов указаны в таблице 4.7.

На третьем этапе конструирования выполняют проверочный расчет вала, определяя эквивалентное напряжение или запас прочности в наиболее опасных сечениях.

Для валов, работающих в режиме кратковременных перегрузок, в целях предупреждения пластических деформаций выполняют проверочный  расчет н а статическую прочность. Эквивалентное напряжение в опасном сечении, МПа,

; (4.6)

где d — диаметр вала, мм; М — наибольший изгибающий момент, Н • м; Т — наибольший вращающий момент, Н • м.

Допустимое напряжение, МПа,

; (4.7)

где σт — предел текучести, МПа; ST — запас прочности по пределу текучести: ST = 1,2...1,8.

Проверочный расчет осей выполняют по формуле (4.6) при T = 0.

При длительно действующих нагрузках выполняют проверочный расчет н а сопротивление усталости. Коэффициент запаса усталостной прочности

; (4.8)

где Sσ ; Sτ— коэффициенты запаса прочности соответственно по напряжениям изгиба и кручения; [S]—допустимый коэффициент запаса прочности: [S] = 2...2,5.

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

; (4.9)

Рис. 4.11. Конструкция вала — шестерни.

Обозначения: da1 — диаметр шестерни; dB — диаметр вала;

dП — посадочный диаметр вала под подшипник

по напряжениям кручения

 ; (4.10)

 

где σ-1,-1 — пределы выносливости материала вала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом, МПа (см.табл. 4.7); КσD, KD— коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости; σа, D — переменные составляющие цикла изменения напряжений (амплитуды), МПа; ψσ ψ— коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (см. табл. 4.7); σm; m — постоянные составляющие цикла изменения напряжений, МПа.

Составляющие цикла изменения напряжений изгиба 

; (4.11)

, (4.12)

где MΣ — суммарный изгибающий момент, Н • м; Wo — момент сопротивления сечения вала изгибу) мм3; Fа — осевое усилие. Н; А — площадь сечения вала, мм2: А = nd2/4.

Момент сопротивления изгибу вала сплошного круглого сечения

; (4.13)

сечения со шпоночным пазом шириной b и глубиной t1

; (4.14)

шлицевого участка вала диаметрами d и D числом зубьев z и шириной b

; (4.15)

Составляющие цикла изменения напряжений кручения

, (4.16)

где WP — момент сопротивления вала кручению, мм3.

Для сплошного сечения

. (4.17)

Для сечения, ослабленного шпоночным пазом,

. (4.18)

Таблица 4.7. Механические характеристики некоторых сталей

Для шлицевого участка

 (4.19)

Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе

  (4.20) 

при кручении

  (4.21) 

где Кσ, К — эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении (табл. 4.8, 4.9, 4.10, 4.11); Kdσ; Kd — масштабные коэффициенты (табл. 4.12); KFσ ; KF — коэффициенты качества поверхности (табл. 4.13); Ку — коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 4.14).

Если в сечении действуют несколько концентраторов напряжений (например, посадка с натягом и переход галтелью) в расчет вводят большее из значений Кσ и K.

Упругие перемещения валов и осей влияют на работоспособность зубчатых передач, подшипников и различных соединений, вызывая концентрацию напряжений, интенсивное изнашивание и разрушение деталей.

 Таблица 4.8. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельными переходам

 Таблица 4.9


Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с выточкой

 Таблица 4.10

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов со шлицами, шпоночной канавкой и метрической резьбы

 Таблица 4.11 Отношения коэффициентов концентрации и для валов с насаженными деталями


Таблица 4.11 Продолжение

 П р и м е ч а н и е: I - посадка с гарантированным натягом; II –переходные посадки; III – посадки типа Н/h.

 Поэтому при необходимости выполняют расчет на  жесткость по условиям:

 (4.22)

 (4.23) 

где f — максимальный прогиб (стрела прогиба), мм; [f]— допустимый прогиб, мм; θ — угол поворота сечения, рад; [θ] — допустимый угол поворота, рад.

 Прогиб валов и углы поворота определяют известными методами, изложенными в курсе сопротивления материалов. С целью упрощения расчета можно использовать готовые формулы (табл. 4.15). 

Значения [f] и [θ] определяют, исходя из опыта эксплуатации. Для участков валов с зубчатыми цилиндрическими колесами [f] = (0,01....0,03)m , с коническими и гипоидными [f] = (0,005…0,007)m.

Таблица 4.15

Формулы для расчета углов поворота сечений и прогибов двухопорных балок

(здесь m — модуль зацепления, мм). В местах посадки зубчатых колес и в опорах скольжения [θ] = 0,001 (в радианах), в радиальных шарикоподшипниках — 0,005, в радиально-упорных роликовых — 0,0016, в шариковых сферических [θ] = 0,05 

Механические передачи Детали машин