Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Белорусский государственный технологический университет

Предмет:

Детали машин и основы конструирования

Файл:

Детали машин и основы конструирования

.pdf

Скачиваний:

1150

Добавлен:

26.03.2015

Размер:

21.69 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 1516 / 2416 17 18 19 20 21 22 23 24 > Следующая >>>

ники в соответствии с условиями нагружения (см. выше);

г) если Fх ≤ e , то коэффициенты радиальной и осевой нагру-

R V

зок равны X=1 и Y=0.

Если Fх > e , то коэффициенты радиальной X нагрузки X=0,4,

акоэффициент осевой нагрузки Y находят по каталогу или в соответствующей колонке приложения 1 табл. 3.

11.2.2. определяют по табл. 11.2 или 11.3 отношение C = γ в

зависимости от принятой долговечности и частоты вращения вала n для каждого из подшипников;

				Таблица 11.2
Величина отношения C/P для различных долговечностей
и частот вращения шариковых подшипников

Частота вра-		Долговечность Lh, ч
щения n, мин-1	5000	6300	8000	10000
1	2	3	4	5
10	1,45	1,56	1,68	1,82
16	1,68	1,82	1,96	2,12
25	1,96	2,12	2,29	2,47
40	2,29	2,47	2,67	2,88
63	2,67	2,88	3,11	3,36
100	3,11	3,36	3,63	3,91
125	3,36	3,63	3,91	4,23
160	3,63	3,91	4,23	4,56
200	3,91	4,23	4,56	4,93
250	4,28	4,56	4,93	5,32
320	4,56	4,93	5,32	5,75
400	4,93	5,32	5,75	6,20
500	5,32	5,75	6,20	6,70
630	5,75	6,20	6,70	7,23
800	6,20	6,70	7,23	7,81
1000	6,70	7,23	7,81	8,43
1250	7,23	7,81	8,43	9,11

Окончание табл. 11.2

1	2	3	4	5
1600	7,81	8,43	9,11	9,83
2000	8,43	9,11	9,83	10,60
2500	9,11	9,83	10,60	11,50
3200	9,83	10,60	11,50	12,40

					Таблица 11.3
Величина отношения C/P для различных долговечностей
	и частот вращения роликовых подшипников

Частота вра-			Долговечность Lh, ч
щения n, мин-1		5000	6300	8000	10000
10		1,39	1,49	1,60	1,71
16		1,60	1,71	1,83	1,97
25		1,83	1,97	2,11	2,26
40		2,11	2,26	2,42	2,59
63		2,42	2,59	2,78	2,97
100		2,78	2,97	3,19	3,42
125		2,97	3,19	3,42	3,66
160		3,19	3,42	3,66	3,92
200		3,42	3,66	3,92	4,20
250		3,66	3,92	4,20	4,50
320		3,92	4,20	4,50	4,82
400		4,20	4,58	4,82	5,17
500		4,50	4,82	5,17	5,54
630		4,82	5,17	5,54	5,94
800		5,17	5,54	5,94	6,36
1000		5,54	5,94	6,36	6,81
1250		5,94	6,36	6,81	7,30
1600		6,36	6,81	7,30	7,82
2000		6,81	7,30	7,82	8,38
2500		7,30	7,82	8,38	8,98
3200		7,82	8,38	8,98	9,62

в) Вычисляют требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле

C = Pγ ;

При применении сдвоенных радиально-упорных подшипников надо учитывать, что при Fx /(VFr ) ≤ e динамическая грузоподъемность

сдвоенного подшипника равна динамической грузоподъемности однорядного подшипника умноженной на 1,625 для шариковых и на 1,715 для роликовых подшипников. При Fх /(VFr ) > e в сдвоенных

подшипниках работает один ряд и значение динамической грузоподъемности надо принимать, как для однорядного подшипника. Отсюда следует, что при указанных значениях Fx /(VFr ) применение сдвоен-

ных подшипников нецелесообразно.

Полученные значения Cрасч сравнивают с табличными для предварительно выбранных подшипников (см. п. 9.2). При этом должно выполняться условие Стабл > Cрасч. Если условие не выполняется, то:

а) выбрать подшипник с большей динамической грузоподъемностью (изменить серию или тип подшипника).

б) При необходимости изменить посадочный диаметр d3 внутреннего кольца подшипника, выбрать другой типоразмер и произвести повторный проверочный расчет. При этом одновременно необходимо пересмотреть конструкцию вала.

Примечание: При получении в результате расчета в опорах вала подшипников разных типоразмеров необходимо по конструктивным и экономическим соображениям установить в опорах одинаковые подшипники более нагруженной опоры.

11.3. Проверочный расчет шпонок

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.

В редукторах общего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическими шпонками (табл. 11.4).

Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала по табл. 11.4. Длину шпонки по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной (см. примечание к табл. 11.4):

lш = lст − (3 − 7),

где lш – длина шпонки, мм; lст – длина ступицы, мм.

Таблица 11.4.

Шпоночные соединения с призматическими шпонками

Диаметр	Сечение		Глубина			Сечение		Глубина
Диаметр	шпонки			паза	Диаметр вала	шпонки		паза
вала	шпонки			паза	Диаметр вала	шпонки		паза
вала	b	h	t1	t2		b	h	t1	t2
	b	h	t1	t2		b	h	t1	t2
Св.10 до 12	4	4	2,5	1,8	Св.58 до 65	18	11	7,5	4,4
12 до 17	5	5	3,0	2,3	65 до 75	20	12	7,5	4,9
17 до 22	6	6	3,5	2,8	75 до 85	22	14	9,0	5,4
22 до 30	8	7	4,0	3,3	85 до 95	25	14	9,0	5,4
30 до 38	10	8	5,0	3,3	95 до 110	28	16	10,0	6,4
38 до 44	12	8	5,0	3,3	110 до 130	32	18	11,0	7,4
44 до 50	14	9	5,5	3,8	130 до 150	36	20	12,0	8,4
50 до 58	16	10	6,0	4,3

Примечание. Длины призматических шпонок выбираются из ряда (по ГОСТ 23360): 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 50, 56, 63, 70, 80, 90,

100, 110, 126, 150, 160, 180, 220.

После определения размеров шпонки производят проверочный расчет соединения по напряжениям смятия:

σсм =	2Т	≤ [σсм	],	(11.4)

	d l p (h − t1 ) Z

где Т	– крутящий момент на валу, Н·мм; d			– диаметр вала в

месте посадки шпонки, мм; lp – рабочая длина шпонки (для шпонки со скругленными торцами lp=l–b), мм; (h–t1) – сминаемая высота шпонки, мм (b, h, и t1 берутся из табл. 11.4); Z – количество шпонок; [σсм ] –

допускаемое напряжение смятия, Н/мм2: при стальной ступице [σсм ]=110-190 МПа, при чугунной 50-80 МПа. Если при проверке

шпонки σом окажется значительной ниже [σсм ], то можно взять

шпонку меньшего сечения – как для вала предыдущего диапазона с обязательной проверкой ее на смятие. Если σсм >[σсм ], то принимают

две шпонки под углом 1800 или три под углом 1200 или выполняют шлицевое соединение с последующей проверкой его на смятие.

11.4. Проверочный расчет валов

Проверочный расчет вала на прочность проводится при совместном действии изгиба и кручения путём определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях и сравнении их с допускаемыми. При этом должно выполняться условие: S≥[S].

Действительный коэффициент запаса прочности определяется в следующей последовательности:

1.Выбрать материал вала. При этом необходимо учесть, что при изготовлении вала-шестерни расчет ведут по материалу шестерни.

2.Выбрать опасные сечения на валах. В качества опасного сечения выбирается сечение, в котором действуют изгибающий и крутящий момент, при этом сечение вала минимально или/и имеется концентратор напряжения. Например, в месте посадки колеса или подшипника на вал.

Для выбранного опасного сечения определяется коэффициент запаса прочности:

S =	Sσ Sτ		≥ [S]	(11.5)

	S 2	+ S 2
	S 2	+ S 2
	σ	τ

где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям соответственно. Указанные коэффициенты определяются по формулам:

Sσ	=		σ−1						(11.6)
Sσ	=	KσD	σ		+ ψ	σ			(11.6)
		KσD
				a			m
		Kd KV		a	σ		m
		Kd KV
Sτ	=		τ	−1				(11.7)
Sτ	=	KτD						(11.7)
		KτD	τa		+ ψ τ	τm
		Kd KV	τa		+ ψ τ	τm
		Kd KV

где σ-1 и τ-1 – пределы выносливости для материала, вала при симметричном цикле изгиба (табл. 11.5);

Таблица 11.5

Механические характеристики основных материалов валов

	Диаметр	Твердость	σВ	σТ	σ-1	τ-1	Коэффициенты
Марка	заготовки,	Твердость
Марка	заготовки,	НВ (не
стали	мм (не бо-	НВ (не		МПа			ψσ	ψτ
стали	мм (не бо-	менее)		МПа			ψσ	ψτ
	лее)	менее)
	лее)
	Не ограни-	200	560	280	250	150	0	0
45	чен	200	560	280	250	150	0	0
45	чен
	80	270	900	650	380	230	0,1	0,05
	Не ограни-	200	730	500	320	200	0,1	0,05
40Х	чен	200	730	500	320	200	0,1	0,05
40Х	чен
	120	270	900	750	410	240	0,1	0,05
	Не ограни-	240	–	–	–	–	0,1	0,05
40ХН	чен	240	–	–	–	–	0,1	0,05
40ХН	чен
	200	270	920	750	420	250	0,1	0,05
35ХМ	200	–	920	790	430	260	0,1	0,05

KσD и KτD – эффективные коэффициенты концентрации напряжений; Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 11.6). KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 11.7); ψσ и ψτ – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений (см. табл. 11.5); [S] – допускаемое значение коэффициента запаса, зависит от надежности и достоверности многих факторов и обстоятельств учитывающих при его определении, обычно принимают равным 1,1–2,5; σa и τa – амплитудные напряжения; σm и τm – средние напряжения цикла.

При расчете принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: σa=σmax, σт=0; а касательные напряжения по отнулевому (пульсирующему) циклу: τa= τmax/2, τm= τmax/2 (подробнее см. [5]).

Коэффициенты KσD и KτD определяют в зависимости от формы детали (табл. 11.8–11.10) и шероховатости (табл. 11.11):

KσD = Kσ + K F − 1,

KτD = Kτ + K F − 1

где KF – коэффициент влияния шероховатости поверхности

(табл. 11.11).

Таблица 11.6

Значение коэффициента Kd

Напряженное состояние и материала

Диаметр вала d, мм

≥100

Изгиб для углеродистых сталей

0,88

0,85

0,81

0,76

0,71

Изгиб для легированных сталей

0,77

0,73

0,70

0,67

0,62

Кручение для всех сталей

Таблица 11.7

Значение коэффициента KV при различных видах

поверхностного упрочнения

σВ сердце-

Вид упрочнения

вины,

для гладких

при Kσ

МПа

валов

≤1,5

>1,5

Закалка с нагревом ТВЧ

600–800

1,5–1,7

1,6–

2,4–

(толщина слоя

0,9–1,5

1,7

2,8

мм)

800–1000

1,3–1,5

–

Азотирование

900–1000

1,1–1,25

1,5–

1,7–

1,7

2,1

Цементация

700–800

1,4–1,5

–

1000–1200

1,2–1,3

2,0

–

Дробеструйный

наклеп

600–1600

1,1–1,3

1,5–

1,7–

или накатка роликом

1,6

2,0

Таблица 11.8

Значения коэффициентов Kσ и Kτ для валов со шпоночными пазами

σВ, МПа

Kσ при выполнении паза фрезой

Kτ

концевой

дисковой

500

1,60

1,40

700

1,90

1,55

1,70

900

2,15

1,70

2,05

1200

2,50

1,90

2,40

При расчетах вала в местах установки деталей с гарантирован-

ным натягом H 7 , H 7 , H 7 подставляют формулы 11.6 и 11.7 отноше- p6 r6 s6

ния KσD и KτD (табл. 11.12).

Kd Kd

Максимальные напряжения в опасных сечениях определяются по формулам

σ		=	M и	и τ		=	M к
	max		W		max		Wр

где W – осевой момент сопротивления сечения; Wp – полярный момент сопротивления сечения вала. Значения W и Wp мм3, для наиболее характерных случаев определяют по формулам, приведенным в табл. 11.13.

															Таблица 11.9
						Значения коэффициентов Kσ и Kτ для шлицевых
							и резьбовых участков валов

σВ, МПа							Kσ для					Kτ для шлицов
σВ, МПа						шлицов			резьбы		прямобочных			эвольвентных
						шлицов			резьбы		прямобочных			эвольвентных
		500			1,45			1,80			2,25			1,45
		700			1,60			2,20			2,45			1,50
		900			1,70			2,45			2,65			1,55
1200					1,75			2,90			2,80			1,60
															Таблица 11.10
	Значения коэффициентов Kσ и Kτ для валов в месте перехода с галтелью

	h			r		Kσ при σВ, МПа						Kτ при σВ, МПа
	r			d		500	700		900	1200		500	700		900	1200
1			2			3	4		5	6		7	8		9	10
			0,01			1,35	1,40		1,45	1,50		1,30	1,30		1,30	1,30
			0,02			1,45	1,50		1,55	1,60		1,35	1,35		1,40	1,40
≤1			0,03			1,65	1,70		1,80	1,90		1,40	1,45		1,45	1,50
			0,05			1,60	1,70		1,80	1,90		1,45	1,45		1,55	1,55
			0,10			1,45	1,55		1,65	1,80		1,40	1,40		1,45	1,50

Окончание табл. 11.10

1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
	0,01	1,55	1,60	1,65	1,70	1,40	1,40	1,45	1,45
≤2	0,02	1,80	1,90	2,00	2,15	1,55	1,60	1,65	1,70
≤2	0,03	1,80	1,95	2,05	2,25	1,55	1,60	1,65	1,70
	0,03	1,80	1,95	2,05	2,25	1,55	1,60	1,65	1,70
	0,05	1,75	1,90	2,00	2,20	1,60	1,60	1,65	1,75
	0,01	1,90	2,00	2,10	2,20	1,55	1,60	1,65	1,75
≤3	0,02	1,95	2,10	2,20	2,40	1,60	1,70	1,75	1,85
	0,03	1,95	2,10	2,25	2,45	1,65	1,70	1,75	1,90
≤5	0,01	2,10	2,25	2,35	2,50	2,20	2,30	2,40	2,60
≤5	0,02	2,15	2,30	2,45	2,65	2,10	2,15	2,25	2,40
	0,02	2,15	2,30	2,45	2,65	2,10	2,15	2,25	2,40

							Таблица 11.11
		Значения коэффициента KF
Класс ше-	Обозначение на чертежах					σВ, МПа
роховато-	Обозначение на чертежах				500	700	900	1200
сти					500	700	900	1200
сти
3; 4; 5	Rz80;	Rz40;		Rz20	1,20	1,25	1,35	1,50
6; 7; 8	Ra2,5;	Ra1,25;		Ra0,63	1,05	1,10	1,15	1,25
9; 10	Ra0,32;		Ra0,16		1,00	1,00	1,00	1,00
							Таблица 11.12

Значения коэффициента KσD/K d и KτD/K d для валов в местах установки деталей с гарантированным натягом

Диаметр	KσD/K d при σВ, МПа				KτD/K d при σВ, МПа
вала d,	500	700	900	1200	500	700	900	1200
мм	500	700	900	1200	500	700	900	1200
мм
30	2,50	3,00	3,50	4,25	1,90	2,20	2,50	3,00
50	3,05	3,65	4,30	5,20	2,25	2,60	3,10	3,60
≥100	3,30	3,95	4,60	5,60	2,40	2,80	3,20	3,80

3. Полученное действительное значение коэффициента запаса прочности сравнивают с допускаемым. Если не выполняется условие

S≥[S] необходимо внести изменения в технологию изготовления, конструкцию или выбрать другой материал вала.

Таблица 11.13

Формулы для определения осевого W и полярного Wp, мм3,

моментов сопротивления

Сечение вала

W, мм3

Wp, мм3

Сплошное

0,1d3

0,2d3

Полое

0,1d3(1-c4)

0,2d3(1-c4)

Со шпоночной канавкой

0,1d 3 −

bt(d − t)2

0,2d 3 −

bt(d − t)2

Со шлицами

(da − d f )3

0,1

0,2d f

Вал шестерня (червяк)

πd 3

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 1516 / 2416 17 18 19 20 21 22 23 24 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете Детали машин и основы конструирования

#
26.03.201521.69 Mб1150Детали машин и основы конструирования.pdf
#
09.03.20162.97 Mб167Дулевич А.Ф. Сурус А.И. Методичка для заочников, Детали машин.pdf
#
26.03.2015969.95 Кб142Курсовой «Детали машин и основы конструирования» Тема: «Привод от электродвигателя».pdf
#
09.03.201611.62 Кб62Курсовой по деталям машин Приложение А.docx
#
09.03.2016226.36 Кб141Курсовой по деталям машин Раздел 1-4.docx
#
09.03.2016108.15 Кб48Курсовой по деталям машин Раздел 10.docx