• Главная
• Юридпсихология
• Этика эстетика
• Электротехника
• Эктеория
• Физика
• Управление персоналом
• Уголовный процесс
• Уголовное право
• Схемотехника
• Стратегический менеджмент
• САПР
• Ресторанно-гостиничный бизнес бытовое обслуживан
• Реклама и PR
• Режущий инструмент
• Неопределено
• Метрология
• Матметоды в эк-ке
• Исторические личности
• Искусство и культура
• Информатика
• Иностранные языки
• Гражданское процессуальное право
• Гражданское право
• Государственное регулирование и налогообложение
• Сонник
• Карта сайта

Расчет валов
	любой	200	73.0	500	280	320	210	0.05
40Х	<80	270	900	750	450	410	240	0,05
40ХН	любой	240	820	650	390	360	210	0,05
40ХН	<200	270	900	750	450	420	250	0,05
20Х	<120	197	650	400	240	900	160	0
12ХНЗА	<l20	260	950	700	490	420	210	0,05

Валы подвергают токарной обработке и последующему шлифованию посадочных поверхностей.

Торцы валов для облегчения посадки деталей, во избежание обмятий повреждения рук рабочих, выполняют с фасками.

1. Расчётные схемы валов

Валы рассчитывают, как балки на шарнирных опорах. Для валов, вращающихся в подшипниках качения, установленных по одному на опоре, эта схема обеспечивает получение достаточно точных результатов. Силы на валы передаются через насаженные на них детали: зубчатые колеса, звездочки, шкивы, муфты и т.д. При простых расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают сосредоточенные силы и моменты на средние своей ширины, и эти сечения вала принимают за расчетные. В действительности силы взаимодействия между ступицами и валами распре­делены по всей длине ступиц. Для большинства валов современных быстроходных машин ре­шающее значение имеет сопротивление усталости. Усталостные разрушения составляют до 40...50% случаев выхода из строя валов.

Для тихоходных валов из нормализованных, улучшенных и закален­ных с высоким отпуском сталей, ограничивающим критерием может быть статическая несущая способность при пиковых нагрузках. Для валов из хрупких и малопластичных материалов при ударных нагрузках и низких температурах ограни­чивающим критерием является сопротивление хрупкому разрушению.

1. Расчёты на прочность

Валы испытывают действие напряжений изгиба и кручения, оси - только напряжения изгиба. Постоянные по величине и направлению силы вызывают в неподвижных осях постоянные напряжения, а во вращающихся осях и валах - напряжения, изменяющиеся по симметричному знакопеременному циклу.

8.1             Основной (приближенный) расчет вала

Основной (приближенный) расчет вала заключается в вычислении изгибающих и крутящих моментов в характерных сечениях вала, строят эпюры этих моментов.

Для входного вала.

Дано:

Т=8,4 кНмм, d=32 мм, Ft=2T/d=2*8,4/26=0,525  кH. Fr=Fttg20/cos=525*0.36397/.936939=203 H.

Материалы вала: ст. 45 улучш.

 МПа,  МПа,  МПа.

Решение.

При действии нагрузок на вал в разных плоскостях их раскладывают на две взаимно перпендикулярные плоскости, за одну из которых прини­мается плоскость действия одной из сил.

Вертикальная плоскость.

          ;

реакции определены, верно

Определяются изгибающие моменты в вертикальной плоскости

 кНмм, кНмм   кНмм

 кНмм

 кНмм.

Строится эпюра .

Горизонтальная плоскость.

                            ;

 Н.

Определяются изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

  кНмм,  кНмм.

Строится эпюра .

Для определения суммарного изгибающего момента складывают гео­метрически изгибающие моменты МВ и МГ во взаимно перпендикулярных плоскостях по формуле

Максимальный суммарный изгибающий момент

 кНмм.

 кНмм.

Строится эпюра .

Опасное сечение определяется эпюрами моментов, размерами сечений вала и концентрацией напряжений. По размеру сечения вала опасное сечение выбирается возле шестерни. По эпюре суммарного момента определяется момент в опасном сечении, h=14 мм:        

 кНмм.

Окончательно диаметр вала в опасном сечении определяется по экви­валентному моменту, который равен геометрической сумме суммарного из­гибающего и крутящего момента по третьей теории прочности.

  кНмм.

 кНмм.

Строим эпюру эквивалентного момента.

 МПа

[би]ш, Мпа- допускаемое напряжение изгиба по симметричному циклу нагружения,

бв - временное сопротивление материала(табл. 1).

Полученный диаметр вала нужно округлить в большую сторону до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

Выбирается d=17 мм.

Для выходного вала.

Дано:

 Т=26 кНмм,  d=105,35 мм, Ft=2T/d=2*26/105,35=0,494  кH.

Fr=Ft*tg20/сщы=0,514*036394/0,93969=0,191 кH.

 кH.

Материалы вала: ст.45 улучш.:

 МПа,  МПа, 

МПа,

Решение.

Вертикальная плоскость.

    ,

 кНмм,

 Н, 

                      , следовательно, реакции определены правильно.

Определяются изгибающие моменты в вертикальной плоскости

 кНмм.    кНмм,

 кНмм.

Строится эпюра .

Горизонтальная плоскость

,

 Н.

 кНмм.

 кНмм.

Строится эпюра .

Для определения суммарного изгибающего момента складывают гео­метрически изгибающие моменты МВ и МГ во взаимно перпендикулярных плоскостях по формуле

          Максимальный суммарный изгибающий момент

 кНмм.

Строится эпюра .

Выбирается опасное сечение там, где действует максимальный изгибающий момент.

Окончательно диаметр вала в опасном сечении определяется по экви­валентному моменту, который равен геометрической сумме суммарного из­гибающего и крутящего момента по третьей теории прочности.

 кНмм.

Строим эпюру эквивалентного момента.

 МПа.

 [би]ш, Мпа- допускаемое напряжение изгиба по симметричному циклу нагружения,  бв - временное сопротивление материала(табл. 1).

Полученный диаметр вала нужно округлить в большую сторону до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

Окончательно принимаем d=20 мм.

8.2            Уточненный расчет вала на выносливость

Расчеты вала на выносливость являются проверочными и выполняют­ся

после определения формы и размеров вала в результате предварительно­го расчета и разработки эскизной компоновки.  

Уточненный расчет заключается в определении коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях, в соответствии с эпюрами моментов, с учетом концентраторов напряжений. Размеры вала, полученные при проектном расчете, могут быть изме­нены в результате проведенного уточненного расчета.

Размеры вала считаются выбранными оптимально, если действитель­ные коэффициенты запаса прочности по сечениям соответствуют рекомен­дуемым пределам (n = 1,5....3.0). Увеличение запаса прочности против ре­комендуемого может быть связано либо с требованиями жесткости вала, ли­бо с необходимостью увеличения диаметра вала под подшипники. При расчете на выносливость полагают, что постоянные по величине и направлению силы передач вызывают во вращающихся валах перемен­ные напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу.

Для входного вала.

Проверку на усталостную прочность производят по величине коэффи­циента запаса прочности:              

где  - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно.

При симметричном цикле нагруження

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, если привод работает без остановок длительное время, определяют

по формуле                  

где   - предел текучести материала вала, МПа (в та6л2.1).

Если привод работает с частыми остановками (то нулевой цикл), то 

    пределы выносливости стандартных об­разцов соответственно при изгибе и кручении. МПа.

 напряжения изгиба и кручения в опасных сечениях вала, МПа ;

эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

 коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала,  - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла

Напряжения в опасных сечениях определяют по формулам:

;                    ;  где  - результирующий изгибающий момент, Н.мм;

Т -крутящий момент, Н.мм;

Wнетто, W рнетто - осевой и полярный моменты сопротивления сечений вала без учета шпоночной канавки.

где d - диаметр вала в опасном сечении, мм;

 МПа;

   МПа;

Тогда коэф. Запаса прочности равен

Диаметр вала оставляем =17 мм., не уменьшаем.

Для выходного вал

По диаметру вала выбирается призматическая шпонка вхh=6х6.

где d - диаметр вала в опасном сечении, мм;

Ь и t - размеры шпоночной канавки, мм.

 МПа;

   МПа;

  Из табл. находятся 

Тогда коэф. Запаса прочности равен

Так как  запас прочности больше трех, можно диаметр вала уменьшить до 15 мм., но диаметр вала уменьшать не будем, оставим под подшипник и тогда диаметр вала оставляем d = 20 мм.

По диаметру вала выбирается призматическая шпонка вхh=6х6.

Тогда коэф. Запаса прочности равен

Следовательно оставляем диаметр вала в опасном сечении d=20 мм.

Таблица 6

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов в месте шпоночной канавки при изгибе и кручении

Бв, МПа

Кб

К,

500

1.6

1.4

600

1.76

1.54

700

1.9

1.7

800

2.01

1.88

900

2.15

2.05

1000

2.26

2.22