54. Виды расчётов валов на прочность, порядок предварительного расчёта валов на кручение, допускаемые напряжения.

Виды расчётов валов на прочность:

1. Расчёт на усталостную прочность.

2. Расчёт на статическую прочность и выносливость.

3. Расчет валов на кручение и изгиб.

4. Расчёт валов на жесткость и колебания.

Порядок предварительного расчёта валов на кручение:

При этом расчете обычно определяют диаметр выходного конца вала или диаметр вала под подшипником (под опорой), который испытывает только кручение.

Исходя из условия прочности (1) выполняют проектировочный расчет

(4)

и проверочный расчет

(5)

где d — расчетный диаметр вала; Мк — крутящий момент в опасном сечении вала; и — расчетное и допускаемое напряжения кручения в опасном сечении вала (для сталей 45 и Ст5 = 25 ÷ 35 МПа).

Расчет валов на совместное действие кручения и изгиба.

Участок вала между опорами (под шестерней, колесом и т.п.) рассчитывают на совместное действие кручения и изгиба по эквивалентному моменту Мэкв.

Эквивалентный момент вычисляют обычно по формуле (при расчете по теории максимальных касательных напряжений):

(6)

где Ми и Мк — изгибающий и крутящий моменты.

проектировочный расчет

(7)

и проверочный расчет

(8)

где — эквивалентное напряжение для расчетного сечения вала.

Получив расчетным путем размеры, с учетом технологии изготовления проектируют конструктивную форму вала.

Приближенный расчет на совместное действие кручения и изгиба для неответственных конструкций валов можно считать основным. Уточненный расчет на выносливость можно не производить, если соблюдается условие

(8а)

где , — предел выносливости материала при изгибе (симметричный цикл); Kd — масштабный коэффициент; Кп — эффективный коэффициент концентрации напряжений в опасном сечении; [s] — допускаемый коэффициент запаса прочности по выносливости.

Методом оценки прочности осей и валов является сравнение расчетных напряжений с допускаемыми по следующим условиям прочности:

; , (1)

где , — возникающие (расчетные) напряжения изгиба и кручения в опасном сечении вала, оси; и — допускаемые напряжения на изгиб и на кручение.

55.Силы и напряжения в клиноременных передачах, критерии прочности и длговечности ремня передачи.

Для создания необходимого трения между ремнем и ободом шкива ре­мень должен иметь достаточную силу начального натяжения F_o.Начальную силу натяжения ремня определяют по формулеF_o = Аσ₀, где А — площадь поперечного сечения ремня; σ₀ — начальное напряжение в ремне.Приближенно можно считать, что в состоянии покоя и при холостом ходе каждая ветвь натянута одним и тем же усилием F_o

Рис. Усилия в ветвях ремня: а — на холостом ходу; б — при передаче нагрузки

С приложением момента T₁ ведущая ветвь натягивается до значения F₁, на­тяжение ведомой ветви уменьшается до F₂(рис. Б)). Силы натяжения F₁ и F₂, можно определить из условия равновесия шкива Отсюда С учетом того, что окружная сила на шкиве получим Так как сумма сил натяжения ветвей ремня постоянна (независимо от того, нагружена передача или нет), то

  следует, что        (1) Формулы (1) устанавливают связь сил натяжения ветвей работающей передачи с нагрузкой F_tи факторами трения f и . Они позволяют также определить минимально необходимое предварительное натяжение ремня F_o,при котором еще возможна передача заданной нагрузки F_t. Если , то начнется буксование ремня. В скоростных передачах имеют местоцентробежные силы F_v, ухудшающие сцепление ремня со шкивом: где  — плотность материала ремня, кг/м³; А = bδ — площадь сечения ремня, м²; и — окружная скорость, м/с.Нагрузка на валы и опоры F_s.

Силы натяжения ветвей ремня создают нагрузки на валы и опоры. Равнодействующая этих сил: где  — угол между ветвями ремня. Различают следующие виды напряжений в ремне.1.   Предварительное напряжение , определяемое в зависимости от силы начального натяжения:σ₀=F₀/A,гдеА— площадь поперечного сечения ремня.2.  Удельная окружная сила (полезное напряжение) К_п. Это напряжение зависит от передаваемой ремнем окружной силы F;.K_n=F_t/A. где  и  —  напряжения в ведущей и ведомой ветвях.3. Напряжение изгиба , возникающее в сечениях ремня при огибании шкивов (см. рис.13) и изменяющееся по пульсирующему циклу. гдеЕ — модуль продольной упругости материала ремня;  — толщина рем­ня; D₁ — диаметр огибаемого шкива.4. Напряжение от центробежных сил. Это напряжение зависит от силы F_v  5. Наибольшее суммарное напряжение  определяется как сумма по­лезного напряжения, напряжения изгиба в ведущей ветви ( и ) и на­пряжения от центробежных сил ( ):

Рабочий ресурс ремней в часах: , -базовое число циклов.