- •Глава 6
- •Пределы выносливости
- •Концентрация напряжений
- •Размерный фактор
- •Предел выносливости детали
- •Повышение циклической прочности
- •Технологические способы повышения циклической прочности.
- •Конструирование циклически нагруженных деталей
- •6.2 Валы и оси
- •Материалы и термообработка валов и осей
- •1. Предварительно оценивают средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:
- •Проверочный расчет валов
- •Расчет на прочность.
- •Проверка на статическую прочность
- •Расчет валов на жесткость
- •Расчет на колебания.
Проверка на статическую прочность
Расчет на статическую прочность производится после разработки конструкции вала с целью предупреждения его пластической деформации или поломки при действии кратковременных перегрузок, например при пуске, торможении, время действия которых не может привести к усталостному разрушению. Эквивалентное напряжение в опасном сечении определяется на основе гипотезы энергии формоизменения: , (6.11)
где σи = Mmax / Wи; τ = Tmax /Wp; (6.12)
Mmax , Tmax - изгибающий и крутящий моменты при перегрузке; Wи =0,1d3,
Wp=0.2d3.
Допускаемое напряжение . Опасным считается сечение с максимальным σv.
Расчет валов на жесткость
Критериями жесткости являются: прогибы валов (в том числе прогибы под зубчатыми колесами), углы поворота, углы закручивания. Роль жесткости как критерия работоспособности постоянно растет в связи с необходимостью повышения точности работы машин и их надёжности.
От прогиба вала (рис. 6.18) в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки, связанная с перекосом линии контакта зубьев. При значительных углах поворота вала может произойти защемление в подшипнике. В металлорежущих станках упругие 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.
Рис. 6.18
Допускаемые упругие перемещения зависят от конкретных требований к конструкции и определяются в каждом отдельном случае. Введение общих норм едва ли возможно и целесообразно.
Приведём некоторые из приближенных рекомендаций прогиба и угла перекоса вала: -для валов зубчатых передач стрела прогиба под колесом [y] ( передачи цилиндрические); [у] (передачи конические, гипоидные, глобоидные), где т — модуль зацепления;
- угол взаимного наклона валов под шестернями у < 0,001 рад;
- в станкостроении для валов общего назначения [у]= (0,0002...0,0003)l,
где l — расстояние между опорами;
- угол поворота вала в подшипнике скольжения [θ] = 0,001 рад,
в радиальном шарикоподшипнике [θ] = 0,003 рад.
Малое значение допускаемых перемещений иногда приводит к тому, что размеры вала определяет не прочность, а жесткость (см. гл. 5). В этих случаях не целесообразно изготовлять вал из дорогих высокопрочных сталей (если это не диктуется какими-либо другими условиями, например износостойкостью цапф).
Формулы для определения прогибов и углов поворота двухопорных валов в зависимости от конкретной расчётной схемы приведены в табл. 5.7.
Перемещение при кручении валов постоянного диаметра определяют по формуле : , (6.13)
где φ — угол закручивания вала, рад; Т — крутящий момент; G — модуль упругости при сдвиге; l — длина закручиваемого участка вала; Jр= d4/32 — полярный момент инерции сечения вала.
Если вал ступенчатый и нагружен несколькими Т, то угол φ определяют по участкам и затем суммируют.
Величина допускаемых углов закручивания валов колеблется в широких пределах в зависимости от требований, предъявляемых к механизму. Например, в приводах следящих систем, делительных механизмах и пр. допускаемые углы закручивания ограничивают секундами и минутами на 1 м длины, а в карданных валах автомобилей допускают несколько градусов на метр.