- •42.Основные типы и конструкции приводных цепей.Основы выбора и расчёта цепных передач
- •43.Причины выхода из строя и меры повышения долговечности цепей в процессе эксплуатации цепных передач
- •44.Особенности работы цепной передачи:влияние величины шага цепи на неравноменость хода,происхождение удара
- •45.Волновые зубчатые передачи:конструкция,особенности работы,характеристики.
- •47.Корпусные детали:конструкции,основные параметры и элементы
- •48.Характеристика напряжённого состояния и критерии работоспособности валов
- •49.Расчёт валов на усталостную прочность
- •50.Расчёт вала на статическую прочность и жёсткость
49.Расчёт валов на усталостную прочность
Проверку статической прочности производят в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок (например, пусковых и т. п.). При это& определяют эквивалентное напряжение по формуле
50.Расчёт вала на статическую прочность и жёсткость
На практике установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное. Статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Расчет на статическую прочность выполняют как проверочный.
При расчете на сопротивление усталости необходимо прежде всего установить характер цикла напряжений. Вследствие вращения вала напряжения изгиба в различных точках его поперечного сечения изменяются по симметричному циклу, даже при постоянной нагрузке (исключение составляют случаи, когда нагрузка вращается вместе с валом).
Напряжения кручения изменяются пропорционально изменению нагрузки. В большинстве случаев трудно установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации. Тогда расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимают — симметричным для напряжений изгиба (рис. 15.4, а) и отнулевым для напряжений кручения (рис. 15.4, б). Выбор от- нулевого цикла для напряжений кручения обосновывают тем, что большинство машин работает с переменным вращающим момен-
том, а знак момента изменяется только у реверсивных машин. Неточность такого приближенного расчета компенсируют при выборе запасов почности.
Приступая к расчету, предположительно намечают опасные сечения вала, которые подлежат проверке (сечения I — / и II — II; рис. 15.3). При этом учитывают характер эпюр изгибающих и вращающих моментов, ступенчатую форму вала и места концентрации напряжений (см. рис. 15.1). Для опасных сечений определяют запасы сопротивления усталости и сравнивают их с допускаемыми. При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле
Отметим, что приведенные выше табличные данные, а таю» эмпирические (корреляционные) формулы, позволяющие опреде лить коэффициенты K<,D и К,в, получены в результате обширны: экспериментальных исследований [19, 22]. Их анализ показывает что с увеличением предела прочности <хв стали повышается ее чувст вительность к резким изменениям формы, влиянию шероховатост] поверхности и размеров детали. Это означает, что при разработка конструкции валов из высокопрочных сталей следует уделять осо бое внимание уменьшению концентрации напряжений и шерохова тости поверхности.
Сопротивление усталости можно значительно повысить, при менив тот или иной метод поверхностного упрочнения: азотиро вание, поверхностную закалку ТВЧ, дробеструйный наклеп, обкат ку роликами и т. д. При этом можно получить увеличение преде ла выносливости до 50% и более. Чувствительность деталей к по верхностному упрочнению уменьшается с увеличением ее разме ров.
Формулы (15.4) относятся к расчету вала на длительный cpoi службы.
Ограниченность срока службы и переменность режима нагрузи учитывают [при невыполнении условия (15.3)] по методике, изло женной в гл. 8.
Расчет на жесткость. Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей: подшипников, зубчатых колес, катков фрикционных передач и т. п. От прогиба вала (рис.
в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба (см. рис. 8.13). При больших углах поворота в в подшипнике может произойти защемление вала (см. правую опору на рис.
. В металлорежущих станках перемещения валов (в особенности шпинделей) снижают точность обработки и качество поверхности деталей. В делительных и отсчетных механизмах упругие перемещения снижают точность измерений и т. д.
Допускаемые упругие перемещения зависят от конкретных требований к конструкции и определяются в каждом отдельном случае. Введение общих норм едва ли возможно и целесообразно. Некоторые из приближенных рекомендаций указаны ниже.
Для вала зубчатых передач стрела прогиба под колесом [у] «0,01т — передачи цилиндрические; [у]»0,05т — конические, гипоидные, глобоидные передачи, где т — модуль зацепления.
Угол взаимного наклона валов под шестернями <0,001 рад.
В станкостроении для валов общего назначения [у] = (0,0002...0,0003)/, где I — расстояние между опорами.
Угол поворота вала в подшипнике скольжения [0]=0,001 рад; в радиальном шарикоподшипнике [01=0,005 рад.
Малые величины допускаемых перемещений иногда приводят к тому, что размеры вала определяет не прочность, а жесткость. В этих случаях нецелесообразно изготовлять вал из дорогих высокопрочных сталей (если это не диктуется какими-либо другими условиями, например износостойкостью цапф).
Перемещения при изгибе в общем случае целесообразно определять, используя интеграл Мора и способ Верещагина (см. курс «Сопротивление материалов»). Для простых расчетных случаев можно использовать готовые решения, приведенные в табл. 15.5. При этом вал рассматривают как имеющий постоянное сечение некоторого приведенного диаметра.
Перемещение при кручении валов постоянного диаметра определяют по формуле
где (р — угол закручивания вала, рад; Т — вращающий момент; G — модуль упру