Файл: База ДМиОК ч-2.doc

При проектных расчетах принимают пониженные значения допускаемых напряжений [] с тем, чтобы учесть возникающие напряжения изгиба, которые на этой стадии расчета чаще всего не известны. Для редукторных валов обычно принимают [] = 15 – 20 МПа. Если вал редуктора соединяется с валом приводного электродвигателя, то его диаметр обычно принимают равным d = (0,8…1)·d_эл.дв..

С целью повышения технологичности изготовления и облегчения установки деталей валы выполняют ступенчатыми с разницей диаметров на каждой ступени, равной 3...5 мм. При этом диаметры стараются выбирать из стандартного ряда.

При расчетах вал рассматривают как балку с приложенными к ней нагрузками и шарнирно закрепленную в опорах. Для выбранной схемы определяют реакции в опорах и строят эпюры изгибающих и крутящих моментов. Если действующие на вал нагрузки расположены не в одной плоскости, то их необходимо разложить по двум взаимно перпендикулярным плоскостям и определить опорные реакции и изгибающие моменты в каждой плоскости, а затем найти их геометрическую сумму:

где F_x, F_y, M_x, M_y – опорные реакции и изгибающие моменты во взаимно перпендикулярных плоскостях.

Эквивалентный момент при совместном действии изгибающего и крутящего моментов вычисляют по третьей теории прочности

В данном случае проверочный расчет вала на проч-ность выполняют по эквивалентным напряжениям

При проектировочных расчетах диаметр вала находят из соотношения .

Найденное значение d согласовывают со стандарт-ным рядом. При наличии шпоночной канавки величина W найдется из соотношения W = ( π d/ 32) –b t (d – t)/ 2d

Расчет валов на сопротивление усталости.

Расчет выполняется как проверочной, так как основным видом разрушения валов являются усталостные повреждения, возникающие вследствие переменности напряжений. Напряжение изгиба во вращающихся валах при постоянной по величине и направлению нагрузке изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения пропорциональны изменению нагрузки исполнительного механизма. Расчет валов на сопротивление усталости обычно выполняют условно по номинальной нагрузке, принимая симметричным закон изменения напряжений при изгибе и отнулевым – для напряжений кручения. Расчет на сопротивление усталости заключается в определении коэффициентов запаса прочности S в опасных сечениях вала от изгиба и кручения и сравнение его с допускаемым значением [S].

Суммарный коэффициент запаса прочности для сечения вала, в котором возникают напряжения изгиба и кручения, определяют из соотношения:

где S_, S_ – коэффициенты запаса прочности при изгибе и кручении.

Величина суммарного коэффициента запаса равна S = 1,5...2,5.

Значения коэффициентов запаса прочности S_, S_ равны ,

В этих формулах _-1 и _-1 пределы выносливости при изгибе и кручении при симметричном цикле, _а и _а – амплитудные значения напряжений при изгибе и кручении, _mи _m – средние значения напряжений цикла. Величины напряжений изгиба для вращающегося вала сплошного поперечного сечения диаметром d находят из соотношений ,

Так как напряжения кручения изменяются пропорционально действующей нагрузке, то в большинстве случаев трудно установить действительный цикл нагрузки машины в конкретных условиях эксплуатации. Поэтому расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, а для напряжений кручения цикл принимают отнулевым .

Пределы выносливости можно определить по приближенным соотношениям: _-1 = (0,4…0,5)_b, _-1 = (0,25…0,3)_b,

где _b – предел прочности материала вала.

Величины коэффициентов чувствительности к асимметрии цикла напряжений _ и _ и значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений при изгибе и кручении k_ и k_ принимают из таблиц.

Коэффициент масштабного эффекта k_d дает сравнение прочности при испытаниях стандартного образца и реальной детали. Коэффициент состояния поверхности k_F зависит от вида обработки поверхности и шероховатости.

Контрольные вопросы

1. В чем состоит конструктивное различие между валом и осью?

2. Каковы основные критерии работоспособности валов и осей и какими параметрами они оцениваются?

3. В чем заключаются проектный и проверочный расчеты валов?

4. В каких сечениях вала проводится проверочный расчет и что при этом определяют?

5. В чем заключается расчет валов на прочность и жесткость?

6. Каковы конструктивные и технологические способы повышения выносливости валов?

Глава 4.2. Подшипники качения

Цель  изучение конструкций опор вращающихся валов, области применения подшипников качения, их классификация по форме тел качения и воспринимаемой нагрузке, уяснение используемых материалов, способов термообработки, видов разрушения и посадках при монтаже в подшипниковые узлы, выполнение расчетов на статическую и динамическую грузоподъемность.

Конструкции опор вращающихся валов и осей обычно содержат подшипники качения или реже подшипники скольжения. Подшипники могут воспринимать радиальные, окружные и осевые нагрузки, приложение к валу.

Подшипник качения содержит наружное и внутреннее кольца, между которыми с одинаковым шагом расположены тела качения (шарики или ролики). Равномерность распределения тел качения обеспечивается сепаратором.

По форме тел качения подшипники бывают шариковые и роликовые. По направлению воспринимаемой нагрузки подшипники качения разделяют: на следующие типы: радиальные – воспринимающие нагрузку, перпендикулярную к оси; упорные  воспринимающие нагрузку, параллельную оси и радиально-упорные  воспринимающие радиальную и осевую нагрузку одновременно.

При одинаковом диаметре внутреннего кольца различают подшипники следующих серий: сверхлегкие, особо легкие, легкие, средние, тяжелые. По ширине наружного кольца – узкие, нормальные, широкие и особо широкие. Наибольшее распространение в машиностроении нашли подшипники качения легкой и средней серии нормальной ширины.

Подшипники изготовляют из высокоуглеродистых (1...1, 2 углерода) хромистых сталей марки ШХ. Тела качения делают из сталей ШХ6, ШХ9, ШХ15, а обоймы - из сталей ШХ15, ШХ15СГ. Число в обозначении марки указывает на среднее содержание хрома в десятых долях процента. Сепараторы подшипников качения выполняют из мягкой углеродистой стали, бронзы, латуни, пластмасс.

Смазка подшипников влияет на их работоспособность и долговечность. Для смазки применяют пластичные (густые) мази и жидкие масла. Подшипниковые узлы защищают от попадания в них пыли, воды, грязи, с помощью уплотнений. Конструкции подшипниковых узлов с различными типами уплотнений приведены на рис. 4.2.

Основными причинами выхода из строя подшипников являются следующие: усталостное выкрашивание и износ рабочих поверхностей колец и тел качения; образование вмятин на беговых дорожках колец от действия динамических и больших статических нагрузок; образование трещин и сколов в кольцах и телах качения от ударных и вибрационных перегрузок; разрушение сепараторов.