- •Т.М. Кокина, п.Д. Павленко, а.П. Павленко, в.Н. Никишин детали машин в примерах и задачах Учебное пособие
- •Содержание
- •Глава I. Основы выбора допускаемых напряжений и коэффициентов безопасности
- •1.1. Общие сведения
- •1.2. Допускаемые напряжения
- •Допускаемые напряжения для углеродистых сталей обыкновенного качества в горячекатаном состоянии
- •Механические свойства и допускаемые напряжения углеродистых качественных конструкционных сталей
- •1.3. Коэффициент безопасности
- •2.Соединения
- •2.1. Сварные соединения. Основные расчетные формулы
- •2.1.1 Расчет сварных соединений, выполненных стыковым швом.
- •2.1.2 Расчет сварных нахлесточных соединений.
- •2.1.3 Расчет пробочных и проплавных соединений.
- •2.1.4 Расчет тавровых соединений.
- •2.1.5 Расчет соединений, выполненных контактной сваркой.
- •2.2 Расчет соединений, включающих группу болтов
- •Глава 3 Расчет передач
- •3.1. Подбор клиноремённой передачи (алгоритм подбора)
- •Проверка ремня на долговечность.
- •3.2. Кинематические и силовые расчёты. Выбор электродвигателя.
- •Выбор электродвигателя
- •Пример кинематического и силового расчетов
- •Глава 4. Расчет на прочность зубчатых передач
- •4,1 Расчёт зубьев на контактную прочность (основные расчётные зависимости).
- •Основные расчетные зависимости при расчёте зубьев на прочность при изгибе
- •2.4. Нагрузочная способность зуба при изгибе. Нагрузочная способность зуба при изгибе при выполнении условий любого критерия.
- •4,2.1 Проектировочный расчёт на контактную выносливость
- •4.2.2. Расчёт на выносливость зубьев при изгибе
- •4.2.4 Расчёт на прочность при изгибе
- •Глава 5. Примеры расчета цилиндрических зубчатых передач
- •5.1 Расчет косозубой зубчатой передачи.
- •5.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
- •5.1. Выбор материала, определение допускаемых напряжений.
- •5.2. Проектировочный расчет на контактную выносливость.
- •5.2.1 Геометрический расчет.
- •5.2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость
- •5.3 Подбор чисел зубьев в планетарной передаче.
- •Глава 6. Расчет червячных передач
- •6.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
- •6.2. Проектировочный расчет передачи
- •6.3 Проверочный расчет передачи на прочность.
- •6.4. Тепловой расчет.
- •Глава 7 расчет цепных передач
- •7.1 Критерий работоспособности цепных передач. Подбор цепей по несущей способности, особенности эксплуатации
- •7.2. Расчет приводных втулочных и роликовых цепей
- •7.3. Порядок расчета приводных втулочных и роликовых цепей
- •7.4 Пример расчета цепной передачи
- •Глава 8. Подбор подшипников качения
- •8.1 Подбор подшипников по статической грузоподъемности
- •8.2. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
- •8.3 Определение эквивалентной динамической нагрузки
- •8.4 Особенности выбора радиальных подшипников
- •8.5. Особенности выбора радиально-упорных подшипников
- •Определение осевых составляющих от действия радиальных нагрузок радиально-упорных шариковых подшипников
- •8.6. Пример подбора подшипников на заданный ресурс для двухступенчатого зубчатого редуктора
- •9.Расчет валов на выносливость
- •9.1 Проверочный расчет валов на выносливость на примере червячно-цилиндрического редуктора
- •9.1.1 Расчет промежуточного вала
- •3. Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных точках сечения а, b, с1, с2, d.
- •9.1.2 Расчет промежуточного вала
- •Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях а, b, с, d.
- •Крутящий момент в сечениях вала.
- •Проверочный расчет валов на прочность.
- •Глава10. Расчет и выбор муфт
- •10.1 Классификация муфт, их назначение
- •Предохранительная кулачковая муфта
- •Муфта с предохранителем
- •10.2 Подбор муфты
- •Расчёт предохранительного устройства
- •Глава11. Расчет коробки скоростей:
- •11.1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя
- •1.2. Уточнение передаточных чисел привода
- •1.3. Определение вращающих моментов на валах коробки (1-я скорость)
- •11.2. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная ступень, 1-я скорость)
- •11.2.1. Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
- •2.2. Определение допускаемых контактных напряжений и
- •11.2.3. Проектный расчёт
- •11.2.4. Проверочный расчёт
- •11.3. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная ступень, 2-я скорость)
- •11.3.1. Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
- •3.2. Определение допускаемых контактных напряжений и
- •3.3. Проектный расчёт
- •11.3.4. Проверочный расчёт
- •11.4. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (тихоходная ступень) Пример расчета. Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
- •Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса
- •Проектный расчёт
- •Проверочный расчёт
- •Литература
1.3. Коэффициент безопасности
Коэффициентом безопасности называют отношение предельных напряжений к максимальным напряжениям, возникающим при работе детали.
1. Коэффициент безопасности при статических нагрузках можно определять по формулам:
для пластичных материалов
(1.10)
для хрупких материалов
(1.11)
2. Коэффициент безопасности при переменных (циклических) нагрузках с учетом основных факторов, влияющих на предел выносливости, для любого материала определяют [15; 35; 5] по формулам:
при симметричном цикле
(1.12)
при асимметричном цикле, когда с возрастанием нагрузки цикл остается подобным рабочему [14; 5], т. е. возрастание напряжений происходит по направлению ОМN (рис. 1.3):
Рис. 1.7. Диаграмма предельных напряжений
(1.13)
при асимметричном цикле, когда среднее напряжение не меняется, а амплитуда растет, т. е. по линии МР (рис. 1.3):
(1.14)
При совместном действии нормального σа и касательного τа напряжений (изгиб, кручение), изменяющихся синфазно,
(1.15)
где sσ; sτ – коэффициент безопасности по нормальным и касательным напряжениям (1.24. . .1.26) с заменой σ на τ.
Допустимое значение коэффициента безопасности [s] назначают на основании опыта проектирования и эксплуатации машин или рассчитывают с учетом требуемой надежности деталей. При отсутствии необходимых данных допустимый коэффициент безопасности приближенно можно определить на основе так называемого дифференциального метода как произведение частных коэффициентов [14; 38]:
(1.16)
где s1 – коэффициент, учитывающий степень точности расчета. Расчет приводить к завышенным напряжениям и степень завышения определить трудно: s1 = 1, расчет приводит к заведомо заниженным напряжениям; s1 = 1,2...1,3; s2 – коэффициент, учитывающий однородность механических свойств материала. Для деталей, изготовленных из углеродистых и легированных сталей при высокой температуре отпуска, s2 = 1,2...1,3; для деталей, изготовленных из высокопрочных сталей с пониженными пластическими свойствами (с низкой температурой отпуска) и высокопрочных чугунов, s2 = 1,3...1,5; для деталей из стального литья s2 = 1,5...2; для чугунных деталей s2 = 2...2,5; для деталей из цветных сплавов (кованых и катаных) s2 = 1,5...2; s3 – коэффициент, учитывающий степень ответственности детали. Поломка детали не вызывает остановки машины: s3 = 1; поломка детали вызывает остановку машины: s3 = 1,1...1,2; поломка детали вызывает аварию: s3 = 1,2…1,3.
Коэффициент безопасности по пределу прочности выбирается довольно большим. Например, для высокопрочных сталей – около 2...2,5, для серого чугуна 3...3,5, для стального и цветного литья 2,5...3, для особо хрупких материалов 4...6.
Коэффициент безопасности по пределу текучести для пластичных материалов (сталей) при достаточно точных расчетах выбирают 1,2...1,5 и выше. Коэффициент безопасности при контактных нагружениях можно принять 1,1...1,2. Коэффициент безопасности по пределу выносливости – 1,3...2,5. Например, при недостаточно полном объеме экспериментальных данных о нагрузках и характеристиках материала или ограниченном числе натурных испытаний [s] = 1,5...2; при малом объеме или отсутствии экспериментальных испытаний и пониженной однородности материала (литые и сварные детали) [s] = 2...3.
Пример. Определить коэффициент безопасности для вала d = 60 мм с одной шпоночной канавкой, который нагружен в опасном сечении изгибающим моментом М = 1,5 · 106 Н · мм и крутящим моментом Т = 4 · 106 Н · мм. Материал вала – сталь 40ХН (табл. 1.2, σb = 1000 Н/мм2; σ-1F = 530 Н/мм2). Поверхность вала шлифованная. Напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, кручения – по пульсирующему. Срок службы NLE > N0
Решение.
При сложном напряженном состоянии (изгиб и кручение) коэффициент безопасности определяется по выражению (1.15)
где sσ, sτ– коэффициент безопасности по изгибу и кручению.
2. По формуле определяем коэффициент безопасности по нормальным напряжениям при симметричном цикле изгиба:
Здесь амплитудное и наибольшее напряжения цикла равны и определяются по формуле:
где W = 18 760 мм3 – момент сопротивления изгибу вала d = 60 мм, ослабленного шпоночным пазом.
3. Находим эффективный коэффициент концентрации напряжений для валов с одной шпоночной канавкой при изгибе (σb = 1000 Н/мм ) Кσ = 2,3; масштабный фактор ε = 0,77; коэффициент состояния поверхности β = 0,88.
Тогда
4. Коэффициент безопасности по касательным напряжениям при пульсирующем цикле нагружения по формуле:
5. По выражению определим амплитудное и среднее напряжения:
где Wр = 4 · 104 мм3 — момент сопротивления кручению вала ослабленного шпоночным пазом.
6. Находим масштабный фактор ε = 0,77; коэффициент состояния поверхности β = 0,88; коэффициент чувствительности материала к асимметрии ψτ = 0,09.
Эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении Kτ = 2,2.
7. Используя приближенное соотношение
Определяем τ-1 = 0,55 · 530 = 290 Н/мм2.
Тогда
8. Определяем коэффициент безопасности
Для выяснения прочности вала установим минимально допустимый коэффициент безопасности по выражению (1.16):
где s1 = 1; s 2 = 1,2; s3 = 1,2 (с. 16).
Таким образом,s<[s] и, следовательно, прочность вала недостаточна. Необходимо принять решение к повышению s.
Рис. 1.8. Эскиз к примеру 1