Оси и валы. расчеты на прочность и жесткость

Оси и валы. расчеты на прочность и жесткость

• Ось и вал. Расчеты прочности и жесткости В механической передаче различные механические узлы предназначены для поддержки вращающихся элементов машины-шкивов, звездочек, зубчатых и червячных передач и др. По конструкции оси и прямые валы мало отличаются друг от друга, но характер их работы существенно отличается: оси поддерживают деталь и воспринимают только изгибающую нагрузку. Нагрузка, воспринимаемая осью и осью, передается на корпус, раму или раму машины через опорное устройство-подшипник. Части вала и оси носят общее название цапфы, непосредственно контактирующей с подшипником (рис. 11.1). Цапфа, расположенная на конце вала, называется шипом, а в центральной части вала-шейкой (рис. 11.1, а). Цапфы, передающие осевые нагрузки на опору, называются каблуками(рис. 11.1, 6). Ось

может быть неподвижной(рис. 11.2, а) или вращать с проколотыми на них деталями(рис. 11.2, б). В современном машиностроении роторные подшипники используются чаще, потому что их подшипники более доступны для обслуживания, ремонта и замены. 275(2.Пфф! Рис 11.1 Я ) Рис 11.2 Для риса. 11.2, и блок 1 шестерни можно вращать, опираясь на через неподвижную ось 2, подшипник 3, закрепленный на корпусе 4. Для риса. 11.2, B зубчатый блок 1 может быть закреплен на подвижной оси 2 винтом и вращаться с осью. Опорным устройством оси в корпусе является подшипник 3. Вал всегда вращается при включении механизма(рис. 11.2, б). Зубчатое колесо закреплено на валу 2 с помощью ключа / поворота от вала

2 через шестерню 3.To быть посланным. Вал вращается вместе с шестернями, Людмила Фирмаль

опирающимися на корпус через 4 подшипника. Признаками для классификации осей и осей являются их назначение, геометрия геометрических осей (только осей), их конструктивные особенности. По назначению различают вал трансмиссии (т. е. зубчатый, ременной, цепной и Т. Д.) и коренной вал машины, подшипник, трансмиссию кроме деталей, примером основного вала является вал турбины, насаженный на диск турбины; Ротор вала электродвигателя каретки. В курсе «механические детали» мы рассматриваем в основном трансмиссионные валы, примеры которых раскрывают общие характеристики всех валов. 276 стр. 11.3 В зависимости от геометрии геометрической оси, вал делится на прямой, коленчатый и гибкий. Коленчатые валы используются в двигателях машин и

станков, особенно в автомобильных двигателях и ковочно-штамповочных машинах. Их использование связано с преобразованием вращательных движений в возвратно-поступательные или наоборот. Гибкий вал используется в форме геометрической оси, механизированного привода инструмента, пульта дистанционного управления и др. Коленчатый вал и гибкий вал являются специальными частями, этот курс соответствует только прямой оси можно рассматривать. По форме и конструктивным особенностям различают оси и валы определенного поперечного сечения, например трансмиссионные валы (рис. 11.3, о); шаг

• переменного сечения (эта форма имеет большинство валов) (рис. 11.3, b); оси и валы (рис. 11.3, б). Существуют оси и оси переменного сечения, некоторые из которых имеют коническую форму(рис. 11.3, г). Особая группа состоит из вала зубчатого и вала червячного(зубчатого или червячного, выполненного одновременно с валом) (см. 11.3, г, д, е). Оси и валы могут быть сплошными или полыми(см. рис. 11.3, б). В большинстве случаев форма их поперечного сечения-круг или круговое кольцо, но на некоторых участках может иметь и другое поперечное сечение. Например, профиль широкой оси сплайна области сплайна определяется полученным профилем паза (§N. см. S). 2774/2 £ 77,7771 Один. Рис 11.4 Форма оси и оси по длине определяется характером изгибающего и крутильного (только по оси) момента и стремятся получить профиль оси или продольное направление оси

11.4); по конструкторским соображениям, особенно легкости сборки узла (возможность свободного перемещения детали в валу до места его посадки), необходимости в его установке на валу. При проектировании диаметра посадочной поверхности (на посадочной площадке-шестерни, звездочки, шкивы и др.).) Выберите стандарт (см. таблицу). 1.2) на поверхности седла под подшипником качения, а диаметр-по стандартному диаметру внутреннего кольца подшипника…。 Переходная область между осью и ступенью вала имеет различные конструктивные формы, обусловленные необходимыми конструктивными, техническими и прочностными факторами.

Например, шлифование часто используется для получения требуемой точности изготовления и шероховатости Людмила Фирмаль

поверхности процесса, а для выхода шлифовального круга в вал делают стандартизированную канавку, где диаметр постоянен, а переменный радиус закруглен(с мякотью). Разница в диаметре ступеней является достаточной опорой для распознавания осевой силы радиуса с размерами кромок и небольших пазов и условий сборки осевая нагрузка от прокалываемой детали, определяемая поверхностью воспринимается валом или валом через различные соединения: полки, упоры, гайки, конические штифты, винты, шурупы, саморезы. Для обеспечения необходимого поворота детали вместе с осью или осью используйте шпонку, ПАЗ, штифт, профильное сечение вала. Все это вызывает конструктивное изменение формы оси и самой оси.,, 278 создают концентрацию напряжений, уменьшают сопротивление усталости. Посадка на

растяжение (давление) приводит к появлению на посадочной поверхности радиального давления, которое распределяется неравномерно по длине ступицы-в конце, по расчетной зависимости 11.5 а). При изгибе вала или оси рабочая фаза и сопряженная поверхность ступицы взаимно смещаются подобно граничной поверхности композитной балки(рис. 11.5, б). В условиях вращения это вызывает непрерывное возвратно-поступательное движение посадочных поверхностей относительно друг друга. Их сила трения достаточно велика, поэтому в результате происходит повреждение посадочной поверхности-фреттинг-коррозия. Относительное движение является самым большим на краю ступицы, где величина и скорость являются самыми большими. Скругление уменьшает концентрацию напряжений, создаваемую зазубренным диаметром капли(рис. 11.6). Расчет предполагает, что концентрация происходи

т в терминах разницы в диаметре. Источником концентрации напряжений является шпоночная канавка(рис.). 11.7). Таким образом, опасная часть вала и оси расположена в плоскости конца ступицы или в разнице диаметров. В середине ступицы это возможно только в исключительных случаях и с сопряжениями со значительным зазором. Влияние концентрации напряжений можно уменьшить как конструктивно, так и технически Логические меры: применение эллиптических галтелей, Подрезов, прокатных канавок, дробеструйной обработки, различных видов термической и термохимической обработки позволяет наносить на поверхность за счет упрочнения роликом. В современном машиностроении оси и оси в основном изготавливаются с двумя опорами. В большем количестве опор неточность изготовления отверстий для неточностей опор и узлов вызывает отклонения от линейки опор, а это вызывает

переменное дополнительное изгибающее давление при вращении, которое вызывает эти прогибы или значительно снижает усталостную прочность осей и валов. Поэтому, если вам нужно использовать многоопорные оси и валы, вся опора может быть использована для одновременного растачивания и жесткости всех отверстий для опоры. Материал оси и вала, как правило, сталь. При отсутствии термической обработки в основном используются стали СТ5 и СТБ. Для термообработки валов используют среднеуглеродистые и легированные стали, особенно марки 45 и 40х, тяжелонагруженные валы из стали марок 40ХН, 40ХН2МА, 25ХГТ и др. Калькулятор силы. Ось учитывается ТОЛЬКО при изгибе. Давление»о»для некурящих вращения оси изменение нулевого цикла. На оси вращения напряжение изгиба изменяется в симметричном цикле. В зависимости от цикла изменения рабочего напряжения устанавливается допустимое напряжение. Подсчет вала с изгибом и кручением. Достаточно точный расчет вала или вала может быть осуществлен в качестве испытания только в соответствии с данны

ми, полученными из чертежа детали. В процессе проектирования осевой размер узла между опорами вала или оси и деталями (шестернями и др.) насажен на them.It невозможно создать схему изгибающего момента и опоры, так как она неизвестна )- 2 » 0 распределяет значение нормального напряжения на изгиб. Кроме того, значение расчетного коэффициента, влияющего на усталость, может быть установлено только на основе полностью разработанной конструкции вала или вала. Поэтому невозможно провести точные проектные расчеты. Поэтому процесс проектирования вала состоит из трех этапов. Конечно, по результатам тестовых расчетов, возможно, придется внести определенные изменения в разработанную

конструкцию. Приблизительное определение диаметра вала рассчитывается только для скручивания: m * io » 0.2 (TC] (11-1) » Здесь d-мм; M-N-М; [TC]-МПа. Чтобы компенсировать пренебрежение изгибом, допустимое напряжение кручения понижается—[TC]=(12…50) МПа. По мере увеличения скорости вращения вала возрастает роль неизмеряемых изгибающих напряжений, следовательно, увеличивается погрешность определения диаметра последнего. Поэтому давление кручения, которое допускалось для высокоскоростного вала, меньше. Также поставляется с повышенными требованиями к жесткости вала. В соответствии с

формулой (11.1)определяется минимальный диаметр части вала, передающей полный крутящий момент. Определите диаметр вала и составьте конструкцию с учетом размеров насаженных на него деталей. Расчет оси является частным случаем расчета вала с крутящим моментом M K=0. Для осей, приблизительное определение диаметра сделано для раздела подвергнутого действию к максимальному изгибающему моменту, посредством д Ми-10 » 0,1 [AI]’, где D-в мм; MI-В Н-м; [si] — МПа. Допустимое напряжение изгиба составляет[oi1=(60…90) МПа. Проверка отсчета вала сделана для статической прочности и усталости. Для его осуществления:- 281º для того чтобы сделать Вал и действующую схему конструкции силы. Сила действия — это действие, под действием которого рабочая

поверхность закрепляется в пространстве (это сила в зубчатых колесах, ремнях, цепях и других шестернях, сила тяжести валов и деталей и др.).); Вращение, при котором вектор синхронно изменяет вращение и направление вала. К ним относятся центробежная сила неуравновешенной массы, нагрузка на конце вала от муфты сцепления и др. Невращающиеся силы вызывают изгибающее напряжение, вращательное изгибающее напряжение постоянного знака и величины, которое изменяется в симметричном цикле. Чтобы определить опасную (наиболее подверженную разрушению) часть вала, нужно составить диаграмму изгиба и крутящего момента.

Рассматривается шарнирная опора при составлении расчетной схемы подшипника. Все силы момента переносятся на ось фокуса. Проверка вала на статическую прочность при максимальной кратковременной перегрузке является опасным участком, где эквивалентное напряжение будет максимальным. При проверке вала на усталость выбирается опасный участок в зависимости от величины изгиба и крутящего момента, изменения поперечного сечения вала, наличия редуктора напряжений. Произведение Kai^W здесь будет представлять собой опасное (расчетное) сечение-максимум;где kad-коэффициент концентрации напряжений детали;Ош V-эквивалентное напряжение в сечении. При посадке на растяжение необходимо проверить краевую часть, которая находится не посередине, а с большей концентрацией напряжений. Испытание на статическую прочность и усталость можно проводить двумя способами Расчет допустимого напряжения для статической

прочности осуществляется по формуле^EQ max=^SP^EQ=K n Y4-3Tk^O t/[it], (11.2) Где K » — коэффициент перегрузки. Величина перегрузки при одной и той же причине ее возникновения может быть разной. Это зависит от конструкции трансмиссии. Перед предохранителем коробки передач- Величина перегрузки 282 зарядного устройства зависит от момента срабатывания устройства. Если в трансмиссии нет предохранительного устройства, то перегрузка может определяться прочностью деталей, связанных с валом, которая менее прочна, чем вал, а если нет достоверной информации о величине возможной перегрузки, то максимальным крутящим моментом двигателя, т. е. моментом перегрузки двигателя Mtah UIN.: СР=^тах/

■л^ням- Расчет допустимого усталостного напряжения проводится по зависимости OEC » =Kstn+ZT^<здесь эффективное напряжение изгиба OI определяется одновременно от вращательной нагрузки и от невращательной нагрузки. Первое направление становится наиболее неблагоприятным, когда его действие суммируется с действием невращающихся нагрузок. Недостатком способа расчета допустимого напряжения является то, что он не учитывает различный характер действия нагрузки, а также колебания напряжения, обусловленные колебаниями режима работы машины. Кроме того, величина допустимого напряжения определяется приближенной

зависимостью. Поэтому применение этого метода расчета оправдано только при расчете «безответственного состава». Расчет запаса прочности сводится к оценке величины фактического запаса прочности. В этом методе расчета невращение (L4I. N1OI n) и вращение(M » V, OI#V) для нагрузки, изгибающий момент и напряжение изгиба определяются отдельно. Этот метод учитывает колебания рабочего напряжения. При расчете усталости необходимо знать компоненты напряжений постоянного (среднего) и переменного (амплитудного) ОА и та и коэффициенты концентрации напряжений деталей КАД и КТД. Коэффициент запаса для регулирования давления Па и тангенса рН определяется по формуле ___T-1 ^X D^a » B » Где a! А t_1-при изгибе и кручении соответственно

предел выносливости, f[n_1], Где [n_j-допустимый запас прочности для пределов выносливости. Пример 11.1. Рассчитайте выходной вал конического цилиндрического редуктора по исходным данным в Примере 4.1 (§4.10): крутящий момент вала M K=500N-m;угловая скорость валаm- Реакция поддержки. Вертикальной плоскости уох. =2^=0;/?А? =4=^-2,510 н. 285горизонтальная плоскость zOx: 2^=0; RG- Ф* * * * * * * , 7560-147 — 7 3 -1 0 «-1 8 4 0 — 50 ft, n» — ———————-100———————- 9 4 7 0 Н ; E^=o;^= — n- — ^ 8— = 7560 — 47+1840 — 50 —73-10» „ ————————- ТСЖ.=———————= около 7Б и Н. Сто. Проверка: F^+R^ — F^R^ — 9470N=9470N. График изгиба и крутящего момента вертикальной плоскости MC£=/? 4j> / a= 2510 — 50- 10″»=125 Н-м. Горизонтальная поверхность MD^=G C * 1x=7560 • 47 • 10~»=360 Н*м. L1S d e V=I V^3 4-L1=3750-5 0.10 — » +73=260N-m;M — =явл= 3750 • 50 • 10-«= 190 Н-м. Подбор опасных участков. Наиболее опасным участком является/—/I-II.в этом участке есть важный изгиб и крутящий момент, который падает на самую тонкую часть вала/ -/. Кроме того, плоскость этого сечения

имеет три концентратора напряжений: скругление, прорезь и переходную посадку. В разделе I-II, также значительно гнуть и вращающий момент, и 2 концентратора давления, galtel и плотная пригонка. Краевой участок под посадочной ступицей считается опасным, так как он имеет наибольшие напряжения по сравнению с центральным. При изгибе опасных участков и напорных участков I-I, Mu=F^t=7560-20-KG » =150N-m. Момент сопротивления[18, табл. 8.24] включая слот: ось W= * 5480MM8; полярный Wp=11880MM8. 150 * 10® О напряжении на изгиб= — = ^ = — — = 2 8 МПа. Давление кручения T MK500-10 » 11880 42 мега паскалей Вертикальная плоскость UOH=i d L=2510-22″8=55N-m, горизонтальная плоскость Goh: =3750(100 -22) 10-«-1840(50 -22) 10-«+73= 315 Н-м. Суммарный изгибающий момент MI=UL1 «+ L1» = /5 5 «+ 3 1 5 » = 3 2 0 Н-м. Напряжение изгиба MI320 ■ 10» О °.ld «0,1-45» =3,5 МПА. 286 напряжение кручения Проверки на

статическую прочность проводятся в соответствии с допустимым напряжением. Коэффициент перегрузки 200% при 7sp=2, перегрузка. Вал изготовлен из легированной стали 40x: HB-200; ov=730MPa;ot=500MPa;TT=280MPa;O j=320MPa;T j=200MPa; F0=0.1; ft=0.05. Отношение aJ<J3=0,68. В этих отношениях[l?] = 1,3,,,1,5 [16, с. 370[. Проверить сечение вала/ -/, где имеется максимальное касательное напряжение, и в наибольшем нормальном напряжении по формуле (11.2) раздела II-II. Допустимое напряжение^=Y — ^=3 для статической прочности 3 0 м н а-эквивалентное напряжение участка максимума/ -/. aaSB m ax= / c «Y o » +3T»= = 2 /2 8 2 + 3 ■ 422= 156 МПа<[а»]=330мпа. Раздел// -//. AB и t A^=p/B* + 3 ^ = = = 2 /3 5 «+ 3 -2 7 » = 117 MPa<] OST]=330MPa. Статическая прочность вала обеспечена.

Проверка усталостной проверки проводится по зависимости n= — [n]. Допустимый запас прочности в пределах U n долговечности[n]= = 1.5…2.5. Запас прочности при нормальном давлении PA= = t?——- T-g тангенциального давления——、—— + — , нормальное напряжение изменяется в симметричном цикле(AA=OI и at=0), касательное-нулевое(t t=T K). Коэффициент концентрации напряжений в компонентах Где K0 (t)-коэффициент концентрации напряжений;Kj-коэффициент влияния абсолютных размеров; Kr-коэффициент,учитывающий шероховатость поверхности;при фрезеровании(Ra=1,25 мкм)/su,=1,1;CD-коэффициент влияния

поверхностного упрочнения;=1-коэффициент шероховатости поверхности. Значение коэффициента принимается согласно работе[18], которая в таблице приведена ниже. 11.1. Этот расчет учитывает значение наибольшей концентрации напряжений. Сопротивление усталости вала обеспечено. 28711.1 расчетные значения коэффициентов Раздел параметров / — / Раздел 11-и AA, MPa28 35=MPa21 13,5 КРФ 0.79 0.77 Керр. Гантели слот посадки Гартен посадки W7 / s6 1,7 1,6 2,5 1,7 3,6 Кз1. 45 2.45 1.95 1.45 2.5 K<3D3. 2х4. Семьдесят восемь КЗД 3.2 3.35 п а 3.51 Из 1.91 ПХ 2.93 4.36 п 2.25 1.75 Расчет жесткости. Критерием жесткости являются следующие величины: а) угол закрутки;б)максимальный прогиб и прогиб в шасси;в) угол поворота опоры и сечения, совпадающий с центром шестерни. Расчет жесткости кручения вала на угол закрутки, угол смещения очень важен для точной резки и зуборезного станка, что

приводит к снижению точности обрабатываемой детали. Жесткость на кручение большинства других валов не так важна, и никаких специальных расчетов не производится. Условие жесткости<P0[CP0], где F0 и [F0] — допустимые и допустимые углы кручения rad. Величина допустимого угла кручения вала 288 сильно варьируется в зависимости от требований механизма. Так, в механизме деления допустимый угол кручения ограничен секундами и минутами на длину 1 м, а в приводном валу автомобиля можно терпеть несколько градусов на метр. Расчет осей и осей на изгибную жесткость необходим для обеспечения правильной работы шестерен и подшипников. Максимальное отклонение (отклонение стрелы) y, т. е. [g/]является допустимым условием жесткости отклонения y[y], а также угол поворота опорной части (перекоса) принимается за эталон для жесткости изгиба. Условие жесткости в этом случае равно 0[0], где 10) — допустимый угол поворота. Отклонение и угол поворота вала

определяются методами, изученными в процессе»сопротивления материала». Их допустимые значения устанавливаются исходя из условий эксплуатации и типа детали или подшипника, который соответствует данной ступени вала или вала. Для валов цилиндрических шестерен и червячных передач прогиб[</]=0,01 т;для конических и глобоидных шестерен[y]=0,005 т…0.0003) L, где L-расстояние между опорами. Осевой угол поворота в подшипнике скольжения[0]—0.001 рад, [0] в радиальном шарикоподшипнике:== = 0.005 рад. Расчет жесткости, как правило, выверен природой. В результате периодических изменений передаваемой нагрузки возникает дисбаланс вращающейся массы, неравномерное распределение нагрузки на границе раздела с другими частями вала, колебания. Расчет вибрации производится для высокоскоростных валов турбин, осей железнодорожных транспортных средств,

трансмиссионных валов самолетов и автомобилей и так далее. Расчет сводится к определению частоты собственных и вынужденных колебаний, которая определяет критическую скорость вращения для исключения возможных резонансных колебаний вала в процессе эксплуатации.

Смотрите также:

Решение задач по деталям машин

Мотор-редукторы	Шпоночные соединения
Вариаторы	Шлицевые соединения

Если вам потребуется помощь по деталям машин вы всегда можете написать мне в whatsapp.