- •9.2. Распределение напряжений по сечению. Положение нейтральной линии. Условие прочности
- •9.3. Определение перемещений
- •Решение
- •Вопросы для самопроверки
- •Содержание и порядок выполнения работы
- •Глава X. Внецентренное растяжение (сжатие)
- •10.1. Вычисление напряжений
- •10.2. Определение положения нейтральной линии
- •10.3. Ядро сечения
- •10.4. Примеры расчета Пример 1
- •Решение
- •Пример 2
- •Решение
- •Вопросы для самопроверки
- •Содержание и порядок выполнения работы
- •Глава XI. Изгиб с кручением круглых валов
- •11.1. Вычисление напряжений
- •11.2. Порядок расчета
- •11.2.1. Определение нагрузок, действующих на вал
- •11.2.2. Ориентировочный расчет вала
- •11.2.3. Конструирование вала
- •11.3. Пример расчета вала Пример
- •Решение
- •11.3.1. Определение нагрузок, действующих на вал
- •11.3.2. Построение эпюр внутренних силовых факторов
- •11.3.3. Ориентировочный расчет вала
- •Вопросы для самопроверки
- •Содержание и порядок выполнения работы
- •Глава XII. Усталость материалов и элементов конструкций
- •12.1. Явление усталости
- •12.2. Характеристики цикла
- •12.3. Механические характеристики сопротивления усталости
- •12.4. Диаграмма предельных амплитуд и ее схематизация
- •12.5. Влияние различных факторов на сопротивление усталости
- •12.5.1. Влияние конструкционных факторов
- •12.5.2. Влияние качества поверхности на сопротивление усталости
- •12.5.3. Влияние размеров детали на сопротивление усталости
- •12.6. Определение предела выносливости детали
- •12.7. Диаграмма предельных амплитуд для детали
- •12.8. Сопротивление усталости при асимметричных циклах нагружения
- •12.9. Сопротивление усталости при сложном напряженном состоянии
- •12.10. Сопротивление усталости при нестационарных условиях нагружения
- •12.11. Коррозионная усталость
- •12.12. Пример определения коэффициента запаса прочности вала
- •Вопросы для самопроверки
11.2. Порядок расчета
11.2.1. Определение нагрузок, действующих на вал
Величина скручивающего момента М в рассматриваемом сечении однозначно определяется мощностью N, передаваемой валу, и его угловой скоростью :
.
Основные нагрузки на вал – это силы от ременных, цепных и зубчатых передач.
Для ременной передачи скручивающий момент создается за счет разности натяжений ветвей ремня Т и t, называемой окружным усилием Fо = T t. Для нормальной работы передачи необходимо обеспечить предварительное натяжение ветвей R = T + t, которое принимается равным 3Fо. В этом случае Т = 2Fо, t = Fо. В цепной передаче предварительное натяжение принимается равным 1,5Fо, тогда Т = 1,25Fо, t = 0,25Fо.
В зубчатой передаче усилие направлено по линии зацепления (стандартный угол зацепления = 20°). При расчетах используются его составляющие: окружное усилие Fо и радиальное усилие Fp = Fоtg . Радиальное усилие направлено к центру колеса. Направление окружного усилия зависит от роли зубчатого колеса в передаче: у ведомого колеса его направление совпадает с направлением вращения, у ведущего – противоположно вращению.
Окружное усилие для всех видов передач вычисляется по формуле
,
где D – диаметр шкива, звездочки, зубчатого колеса соответственно.
Силы, действующие на вал, приводятся к оси вала с разложением главного вектора по двум взаимно перпендикулярным плоскостям. После этого строятся эпюры крутящих моментов Мк и изгибающих моментов Мх и Мy.
11.2.2. Ориентировочный расчет вала
Предварительные размеры вала устанавливаются путем расчета на статическую прочность по максимальному значению действующих нагрузок (без учета циклического характера действия напряжений), но с повышенным коэффициентом запаса прочности [n] = 4–5.
Величина допускаемых напряжений, используемых при ориентировочном расчете, определяется через соответствующие для заданного материала предельные напряжения:
, .
Для определения поперечных размеров вала строятся эпюры , эпюры суммарных изгибающих моментов, а также эпюра расчетных моментовили. Диаметры вала в сечениях, где расположены элементы передач и подшипниковые узлы, определяются из условия прочности по формуле
.
11.2.3. Конструирование вала
По конструкции валы обычно изготавливаются ступенчатыми. Назначение ступеней – фиксация деталей в осевом направлении, а также облегчение сборки деталей. При этом должно быть обеспечено свободное продвижение детали по валу до места ее посадки. Диаметры вала в месте посадки должны быть выровнены до стандартных значений.
Для фиксации деталей на валах в осевом направлении служат буртики, высота заплечников h которых ориентировочно может быть принята в зависимости от диаметра вала d. Значения h и d в их взаимной зависимости представлены ниже.
d, мм |
20–40 |
40–60 |
60–80 |
80–100 |
h, мм |
3–5 |
5–8 |
7–9 |
9–10 |
При посадке подшипника диаметр заплечника принимается равным наружному диаметру внутреннего кольца подшипника, а радиус галтели на 0,5 мм меньше внутренней фаски.
Радиус галтели r при переходе от диаметра d к большему диаметру D вала (кроме подшипниковых узлов) принимается в зависимости от высоты заплечников. Значения r и d приведены ниже.
(D – d), мм |
2–4 |
4–8 |
8–12 |
12–16 |
16–20 |
r, мм |
1–2 |
2–3 |
3–5 |
4–7 |
5–8 |
Концы валов следует заканчивать фасками. Для повышения технологичности конструкции радиусы галтели и размеры фасок на одном валу желательно принимать одинаковыми.
Для шкива и звездочки ширину ступицы можно принять равной примерно 1,5d, для шестерни – 1,2d. Посадочное место под подшипник определяется шириной радиального однорядного подшипника по ГОСТ 8338–75.