Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


Часть I ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН



Часть I ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

Глава 1. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ

Общие сведения

Целью курса является изучение основ расчета и конструирования деталей и узлов общего назначения.

Требования к машинам и деталям

В соответствии с современными тенденциями к большинству проектируемых машин предъявляют следующие общие требования:

• высокая производительность;

• экономичность;

• надежность и долговечность;

• удобство и безопасность обслуживания;

• транспортабельность.

При расчетах, конструировании и изготовлении машин должны строго соблюдаться стандарты: государственные (ГОСТы), отраслевые (ОСТы), предприятий (СТП). Стандарты в максимально возможной степени приближены к стандартам Международной организации по стандартизации (ISO). Применение в машине стандартных деталей и узлов уменьшает количество типоразмеров, обеспечивает взаимозаменяемость, позволяет быстро и дешево изготовлять новые машины, а в период эксплуатации облегчает ремонт.

Критерии работоспособности и расчета деталей машин

Работоспособность деталей машин оценивают поодному или нескольким критериям, выбор которых обусловлен условиямиработы и характером возможного разрушения. Такими критериями являются: прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

Прочность. Важнейшим критерием работоспособности всех деталей является прочность, т.е. способность детали сопротивляться разрушению или возникновению пластических деформаций под действием приложенных к ней нагрузок. Методы расчетов на прочность изучают в курсе сопротивления материалов. В расчетах на прочность большое значение имеет правильное определение расчетных нагрузок и допускаемых напряжений. Повысить прочность можно путем выбора рациональной формы поперечного сечения детали, устранения концентраторов напряжений, введения поверхностного упрочнения.

Жесткость. Жесткостью называют способность детали сопротивляться изменению формы и размеров под нагрузкой.

Износостойкость. Износостойкостью называют свойство материала оказывать сопротивление изнашиванию. Под изнашиванием понимают процесс разрушения и отделения материала с поверхности твердого тела при трении, проявляющемся в постепенном изменении размеров или формы. Износ (результат изнашивания) снижает прочность деталей, изменяет характер сопряжения, увеличивает зазоры в подвижных соединениях, вызывает шум.

Теплостойкость. Теплостойкостью называют способность конструкции работать в пределах заданных температур в течение установленного срока службы. Перегрев деталей во время работы — явление вредное и опасное, так как при этом снижается их прочность, ухудшаются свойства смазочного материала, а уменьшение зазоров в подвижных соединениях приводит к заклиниванию и поломке. Для обеспечения нормального теплового режима работы проводят тепловые расчеты (расчеты червячных и волновых передач).

 

Часть II СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

При изготовлении машины некоторые ее детали или узлы соединяют между собой с помощью неразъемных или разъемных соединений.

Неразъемными называют соединения, которые невозможно разобрать без разрушения или повреждения деталей. К ним относят клепаные, сварные, паяные, клееные соединения, а также соединения с натягом.

Разъемными называют соединения, которые можно разбирать и вновь собирать без повреждения деталей. К разъемным относят резьбовые, шпоночные, шлицевые соединения.

 

Глава 2. СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Общие сведения

Сварные соединения — наиболее распространенный тип неразъемных соединений. Они образуются путем местного нагрева деталей в зоне их соединения. Применяют различные виды сварки. Наибольшее распространение получилиэлектрические, основными из которых являются дуговая иконтактная сварка.

При дуговой сваркеметалл в зоне соединения доводится дорасплавления. Соединение образуется после отвердения металла. Различают следующие разновидности дуговой сварки:

1) автоматическая сварка под флюсом — высокопроизводительна и экономична, с хорошим качеством шва, применю в крупносерийном и массовом производстве для конструкций с длинными швами;

2) полуавтоматическая шлаковая сварка, применяют для конструкций с короткими прерывистыми швами;

3) ручная сварка — малопроизводительна, с невысоким качеством шва, применяю при малом объеме сварочных работ и в том случае, когда другие виды дуговой сварки нерациональны.

Для дуговой сварки применяют электроды с различной обмазкой. Для сварки конструкционных сталей применяют электроды: Э42, Э42А, Э46, Э46А, Э50, Э50А и др. Число после буквы Э, умноженное на 10, обозначает минимальное значение временного сопротивления металла шва. Буква А обозначает повышенное качество электрода, обеспечивающее получение более высоких пластических свойств металла шва.

При контактной сваркеметалл в зоне соединения и доводится не до жидкого, а только до пластичного состояния. Соединение образуется путем сдавливания деталей. Контактную сварку применяют в серийном и массовом производстве для нахлесточных соединений тонкого листового металла (точечная, шовная сварка) или для стыковых соединений круглого и полосового металла (стыковая сварка).

Далее рассмотрим соединения дуговой сваркой.

Достоинства сварных соединений.

1. Невысокая стоимость соединения вследствие малой трудоемкости сварки и простоты конструкции сварного шва.

2. Сравнительно небольшая масса конструкции.

3. Герметичность и плотность соединения.

4. Возможность автоматизации процесса сварки.

5. Возможность сварки толстых профилей.

Недостатки.

1. Невысокое качество сварного шва. Применение автоматической сварки в значительной мере устраняет этот недостаток.

2. Трудность контроля качества сварного шва.

3. Коробление деталей из-за неравномерности нагрева в процессе сварки.

4. Невысокая прочность при переменных режимах нагружения. Сварной шов является сильным концентратором напряжений.

Достоинства резьбовых соединений.

1. Простота конструкции.

2. Удобство сборки, разборки, возможность применения

для регулировки взаимного положения деталей.

3. Высокая нагрузочная способность.

4. Малая стоимость.

Недостатком резьбовых соединений является высокая концентрация напряжений вследствие наличия резьбы на поверхности деталей, что снижает их прочность при переменных напряжениях.

Основные типы резьб

Метрическая резьба (см. рис. 3.3) — наиболее распространенная из крепежных резьб. Имеет профиль в виде равностороннего треугольника: α = 60°, γ = 30°. Вершины витков и впадин притупляются по прямой или дуге, что предохраняет резьбу от повреждений, уменьшает концентрацию напряжений, удовлетворяет нормам техники безопасности. Радиальный и осевой зазоры в резьбе делают ее негерметичной. В соединениях, требующих герметичности, резьбу выполняют без зазора. Метрическую резьбу изготовляют по стандарту с крупным и мелким шагом. Наклон боковой стороны профиля обеспечивает возможность создания больших осевых сил, а также самоторможение.

В качестве основной крепежной применяют резьбу с крупным шагом, так как она прочнее, менее чувствительна к изнашиванию и неточностям изготовления.

Дюймовая резьба имеет профиль в виде равнобедренного треугольника с углом при вершине α = 55°. Вместо шага задают число витков на дюйм (1 дюйм = 25, 4 мм).

Трубная резьба (рис. 3.4). Профиль — равнобедренный треугольник. Резьба имеет закругленные выступы и впадины. Отсутствие радиальных и осевых зазоров делает резьбовое соединение герметичным. Резьба является крепежно-уплотняющей. Применяют для соединения труб. Изготовляют по стандарту. Еще более высокую плотность соединения дает трубная коническая резьба.

Трапецеидальная резьба (рис. 3.5). Это основная резьба в передаче винт-гайка. Ее профиль — равнобочная трапеция, угол профиля α = 30°, угол наклона боковой стороны профи- ля γ = 15°. Шаг может быть крупным, средним и мелким. Характеризуется малыми потерями на трение, технологичностью. КПД выше, чем у резьб с треугольным профилем. Применяют для передачи реверсивного движения под нагрузкой (ходовые винты станков, прессов, домкратов и т.п.).

Упорная резьба (рис. 3.6). Профиль — неравнобочная трапеция. Рабочая сторона профиля имеет угол наклона γ = 3°, что обеспечивает возможность изготовления резьбы фрезерованием. КПД выше, чем у трапецеидальной резьбы. Закругление впадин повышает сопротивление усталости винта. Применяют в передаче винт-гайка при больших односторонних осевых нагрузках (грузовые винты прессов, домкратов, толкателей и т. п.). Изготовляют по стандарту, шаг может быть крупным, средним, мелким.

Прямоугольная резьба (рис. 3.7). Профиль резьбы — квадрат, γ = 0°. Обеспечивает наивысший КПД, но неудобна в изготовлении (невозможно нарезать объемным инструментом — фрезой). Впадины без закруглений понижают сопротивление усталости винта. При изнашивании появляются осевые зазоры, которые трудно устранить. Не стандартизована. Применяют ограниченно в малонагруженных передачах винт-гайка.

Круглая резьба (рис. 3.8). Профиль резьбы состоит из дуг, сопряженных короткими отрезками прямых линий. Угол профиля α = 30°. Винты с круглой резьбой характеризуются высоким сопротивлением усталости. Изготовляют по стандарту. Применяют ограниченно при тяжелых условиях эксплуатации в загрязненной среде, а также при частых завинчиваниях и отвинчиваиниях.

Конические резьбы (см. рис. 6.3) обеспечивают герметичность без специальных уплотнений, позволяют затяжкой компенсировать износ, обеспечивают более равномерное распределение нагрузки по виткам. Стандартизованы резьбы с конусностью 1: 16 (угол наклона образующей конуса к оси резьбы — 1° 47' 24" ). Применяют для соединения труб, установки пробок, масленок, штуцеров и т. п.

Общие сведения

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка иступица колеса (шкива, звездочки и др.). Шпонка представляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента междувалом и ступицей. Основные типы шпонок стандартизованы.Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием дисковыми или концевыми фрезами, в ступицах — протягиванием.

Достоинства шпоночных соединений — простота конструкции и сравнительная легкость монтажа и демонтажа, вследствие чего их широко применяют во всех отрасляхмашиностроения.

Недостаток — шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но главное, значительной концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом. Шпоночное соединениетрудоемко в изготовлении: при изготовлении паза концевойфрезой требуется ручная пригонка шпонки по пазу; при изготовлении паза дисковой фрезой — крепление шпонки впазу винтами (от возможных осевых смещений).

Расчет шпоночных соединений

Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является прочность. Шпонки выбираютпо таблицам ГОСТов в зависимости от диаметра вала, а затем соединения проверяют на прочность. Размеры шпонок ипазов подобраны так, что прочность их на срез и изгиб обеспечивается, если выполняется условие прочности на смятие, поэтому основной расчет шпоночных соединений — расчетна смятие. Проверку шпонок на срез в большинстве случаевне проводят.

Соединения призматическими шпонками (рис. 4.5 и 4.1)проверяют по условию прочности на смятие:

Сила, передаваемая шпонкой, Ft = 2·103Т/d. На смятие рассчитывают выступающую из вала часть шпонки. При высоте фаски шпонки площадь смятия

следовательно,

где T — передаваемый момент, Нм; d — диаметр вала, мм; h, t1 — высота шпонки и глубина паза на валу, мм (таблица величин); [σ ]см — допускаемые напряжения смятия (см. ниже); lp — рабочая длина шпонки; для шпонок с плоскими торцами lp = l, со скругленными lp = l – b.

При проектировочных расчетах после выбора размеров поперечного сечения шпонки b и h по таблице определяют расчетную рабочую длину l шпонки по формуле (4.1).

Длину шпонки со скругленными торцами lp = l+b или плоскими торцами lp = l назначают из стандартного ряда.

Длину ступицы lст принимают на 8...10 мм больше длины шпонки. Если длина ступицы больше величины 1, 5d, то шпоночное соединение целесообразно заменить на шлицевое или соединение с натягом.

Соединения сегментными шпонками (см. рис. 4.1) проверяют на смятие:

где lp l — рабочая длина шпонки; (h – t) — рабочая глубина в ступице.

Сегментная шпонка узкая, поэтому в отличие от призматической ее проверяют на срез.

Условие прочности на срез

где b — ширина шпонки; [τ ]ср — допускаемое напряжение на срез шпонки (см. ниже).

Стандартные шпонки изготовляют из специального сортамента среднеуглеродистой чистотянутой стали с σ в ≥ 600 Н/мм2 — чаще всего из сталей 45, Ст6.

Допускаемые напряжения смятия для шпоночных соединений:

при стальной ступице [σ ]см = 130...200 Н/мм2;

при чугунной — [σ ]см= 80... 110 Н/мм2.

Бó льшие значения принимают при постоянной нагрузке, меньшие — при переменной и работе с ударами.

При реверсивной нагрузке [σ ]см снижают в 1, 5 раза.

Допускаемое напряжение на срез шпонок [τ ]ср — 70...100 Н/мм2.

Большее значение принимают при постоянной нагрузке.

Классификация передач.

В зависимости от принципа действия все механические передачи делят на две группы:

1) передачи зацеплением — зубчатые, червячные, цепные;

2) передачи трением — фрикционные, ременные. Передачи трением имеют повышенную изнашиваемость рабочих поверхностей, так как в них неизбежно проскальзывание одного звена относительно другого.

В зависимости от способа соединения ведущего и ведомого звеньев различают:

а) передачи непосредственного контакта — зубчатые, червячные, фрикционные;

б) передачи гибкой связью — цепные, ременные. Передачи гибкой связью допускают значительные расстояния между ведущим и ведомым валами.

Глава 6. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧАХ

Общие сведения

В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес (рис. 6.1, а–в).Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» относят какк шестерне, так и к колесу. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, колеса — индекс 2.

Недостатки.

1. Относительно высокие требования к точности изготовления и монтажа.

2. Шум при больших скоростях.

Классификация.

В зависимости от взаимного расположения геометрических осей валов зубчатые передачи бывают: цилиндрические — при параллельных осях (рис. 6.1, а–в); конические — при пересекающихся осях (рис. 6.2, а, б); винтовые — при скрещивающихся осях (рис. 6.3). Винтовые зубчатые передачи отличают повышенное скольжение в зацеплении и низкая нагрузочная способность, поэтому они имеют ограниченное применение.

Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяют реечную передачу (рис. 6.4), которая является частным случаем цилиндрической зубчатой передачи. Рейку рассматривают как зубчатое

колесо, диаметр которого увеличен до бесконечности.

В зависимости от расположения зубьев на ободе колес различают (см. рис. 6.1) передачи: прямозубые (а), косозубые б), шевронные (в) и с круговыми зубьями (см. рис, 6.2, б).

В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: эвольвентные, с зацеплением Новикова, циклоидальные. преимущественное применение имеет эвольвентное зацепление, которое было предложено Л. Эйлером в 1760 г.

В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают внешнего (см. рис.6.1) и внутреннего (рис. 6.5) зацепления. Ниже рассмотрены передачивнешнего зацепления, как наиболеераспространенные.

В зависимости от конструктивного исполнения различают закрытые и открытые зубчатые передачи. Закрытые передачи помещены впыле- и влагонепроницаемые корпуса и работают в масляной ванне (зубчатое колесо погружают в масло на глубину до 1/3 радиуса). В открытых передачах зубья колес работают всухую или при периодическомсмазывании пластичным смазочнымматериалом и не защищены от влияния внешней среды.

В зависимости от числа ступеней зубчатые передачи бывают одно- и многоступенчатые.

Глава. 7. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПРЯМОЗУБЫЕ ПЕРЕДАЧИ ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Материалы зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи и условий ее работы. Чаще всего применяют стали, реже — чугуны и пластмассы.

Стали. Основными материалами для изготовления зубчатых колес силовых передач служат термически обрабатываемые стали.

В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условноразделить на две группы.

Первая группа — зубчатые колеса с твердостью поверхностей зубьев H≤ 350HB. Материалами для колес этой группыслужат углеродистые стали 40, 45, 50Г, легированные стали40Х, 45Х, 40ХН и др. Термообработку улучшение производят до нарезания зубьев. Твердость сердцевины зуба и егорабочей поверхности для улучшенных колес одинакова. Колеса при твердости поверхностей зубьев H≤ 350HB хорошоприрабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.Применяют в слабо- и средненагруженных передачах. Область применения улучшенных зубчатых колес сокращается.

Твердость шестерни прямозубой передачи рекомендуютпринимать на (25...50)НВ больше твердости колеса. Этоспособствует прирабатываемости, сближению долговечности шестерни и колеса, повышению сопротивления заеданиюзубчатых колес.

Вторая группа — колеса с твердостью рабочих поверхностей H> 350HB (H> 45HRC). При HB H 350 > твердость материала измеряется по шкале HRC3. Высокая твердость поверхностных слоев материала при сохранении вязкой сердцевины достигается применением поверхностноготермического или химико-термического упрочнения: поверхностной закалки, цементации и нитроцементации с закалкой, азотирования.

Передаче окружная сила

 

Радиальная сила

где Т1 и Т2 — вращающие моменты на шестерне и колесе, Н.м; d1, d2 и аw — делительные диаметры шестерни, колеса и межосевое расстояние соответственно, мм; α w = 20° — угол зацепления.

На ведомом колесе направление окружной силы Ft совпадает с направлением вращения, на ведущем — противоположно ему.

Ширина венца колеса

Ширину венца шестерни b1 задают на 2...4 мм больше ширины колеса для компенсации возможного осевого смещения зубчатых колес из-за неточности сборки. Это условие важно при приработке зубьев, когда более твердая шестерня перекрывает по ширине менее твердое колесо.

Контактная прочность зубьев колес зависит от материала и габаритных размеров передачи и не зависит от модуля и числа зубьев в отдельности. По условиям контактной прочности при данном аw модуль зубьев и число зубьев могут иметь различные значения, но с соблюдением условия: 0, 5m(z1+z2) = aw.

Расчет на изгиб

Вторым из двух основных критериев работоспособности зубчатых передач является прочность зубьев на изгиб [см. формулу (8.7)]. При выводе расчетной зависимости принимают допущения:

1. В зацеплении находится одна пара зубьев.

2. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой Fn, приложенной к зубу в его вершине (рис. 8.3). Эта сила действует под углом (90°–α ′ ) к оси зуба и вызывает в его сечениях напряжения изгиба и сжатия. Угол α ′ несколько больше угла зацепления α w, т.к. при расположении вершины зуба на линии зацепления NN ось зуба не совпадает с линией центров О1О2 (см. рис. 7.2). Точки А и В определяют положение опасного сечения зуба на изгиб. Зуб в этом сечении нагружен изгибающим моментом М = Fn h cos α ′.

3. Сила трения в зацеплении и сжимающее действие силы Fr мало влияют на суммарное напряжение и поэтому не учитываются. Выразим силу Fn через Ft: ; с учетом коэффициента нагрузки KF, получим формулу для определения направления изгиба в опасном сечении АВ ножка зуба:

где  — момент сопротивления; as  — коэффициент концентрации напряжений; h и s выразим черезмодуль m: h=m: m; s=n·m, где m и n  — коэффициенты, учитывающие форму зуба.

Обозначив, получим формулу для проверочного расчета зубчатых передач по напряжениям изгиба:

где YFS — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (табл. величина); KF — коэффициент нагрузки; [σ ]F — допускаемое напряжение изгиба; Yβ — коэффициент, учитывающий угол наклона зуба β, и Yε — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; m — модуль.

Для прямозубых зубчатых колес: Yβ =1; Yε = 0, 8.

Для проектных расчетов

где Кm = 3, 4.103 для прямозубых передач и Кm = 2, 8·103 для косозубых передач; T1 — в Нм; b2, aw — в мм; [σ ]F — в Н/мм2.

Вместо [σ ]F в формулу (7.8) подставляют меньшее из значений [σ ]F1 и [σ ]F2.

 

Глава 8. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ КОСОЗУБЫЕ

ПЕРЕДАЧИ

Общие сведения

Цилиндрические колеса, у которых зубья расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре, называют косозубыми (см. рис. 8.1).

Чем больше угол наклона линиизуба β (рис. 8.1), тем выше плавностьзацепления. У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплениемуглы β равны, но противоположны понаправлению.

Эквивалентное колесо

Как уже отмечалось, профиль косого зуба в нормальном сечении А-А (рис. 8.2) соответствует исходномуконтуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямозубого колеса. Расчет косозубыхколес ведут, используя параметры эквивалентного прямозубого колеса.

Делительная окружность косозубого колеса в нормальном сечении А-А (см. рис. 8.2) образует эллипс, радиус кривизны которого в полюсе зацепления (см. курс аналитической геометрии)

ρ v= d/(cos2β ).

Профиль зуба в этом сечении совпадает с профилем условного прямозубого колеса, называемого эквивалентным, делительный диаметр которого

dv = v= d cos2β =

=mtz/cos2β = mz / cos3β = mzv

откуда эквивалентное число зубьев

zv = z / cos3β , (8.1)

где z — действительное число зубьев косозубого колеса.

Из формулы (8.1) следует, что с увеличением β возрастает zv.

Силы в зацеплении

В косозубой передаче нормальная сила Fn составляет угол β с торцом колеса (рис. 8.3). Разложив Fn на составляющие, получим:

Радиальную силу

где Ft = 2·103T1/d1 окружная сила, Н; T1 — в Нм; d1 — в мм;

Осевую силу

При определении направлений сил учитывают направление вращения колес и направление наклона зуба (правое или левое).

Осевая сила Fа дополнительно нагружает подшипники, возрастая с увеличением β. По этой причине для косозубых колес принимают β = 8...200. Наличие в зацеплении осевых сил является недостатком косозубой передачи.

Расчеты на прочность

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находятся несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб и снижает динамические нагрузки. Расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов, учитывающих особенности работы. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых.

Проектировочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи [см. формулу (7.6)] определяют межосевое расстояние для стальной косозубой передачи.

Проверочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи [см. формулу (7.7)] находят контактные напряжения в поверхностном слое косых зубьев. Выполнение условия прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса косозубой передачи проверяют аналогично расчету прямозубой передачи [см. формулу (7.8)]. Коэффициент YFS формы зуба и концентрации напряжений, выбирают по эквивалентному числу зубьев zv . Коэффициент Yβ , учитывающий

наклон зуба в косозубой передаче, вычисляют по формуле:

Коэффициент Yε , учитывающий перекрытие зубьев в косозубой передаче: Yε = 0, 65.

 

Глава 15. ВАЛЫ И ОСИ

Общие сведения

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другиевращающиеся детали машин устанавливают на валах илиосях.

Вал предназначен для передачи вращающего моментавдоль своей оси, для поддержания расположенных на немдеталей и восприятия действующих на них сил. При работевал испытывает изгиб и кручение, а в некоторых случаях — дополнительно растяжение или сжатие.

Ось только поддерживает установленные на ней детали и воспринимает действующие на них силы. В отличие отвала ось не передает вращающего момента и, следовательно, не испытывает кручения. Оси могут быть неподвижными или могут вращаться вместе с насаженными на них деталями.

По форме геометрической оси валы делят на прямые (рис. 15.2) и непрямые — коленчатые и эксцентриковые.Непрямые валы относят к специальным деталям и здесь нерассматриваются.Ступенчатая форма способствует равной напряженности отдельных участков, упрощает изготовление и установку деталей на валу.

По форме поперечного сечения валы и оси бывают сплошные и полые (с осевым отверстием). Полые валы применяют для уменьшения массы или для размещения внутридругой детали.

По внешнему очертанию поперечного сечения валы разделяют на шлицевые и шпоночные, имеющие на некоторойдлине шлицевой профиль или профиль со шпоночным пазом.

Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов производят на сопротивление усталости и на жесткость. Его выполняют после полного конструктивного оформления вала на основе проектировочного расчета, подбора подшипников, расчета соединений, участвующих в передаче вращающего момента, разработки различных конструктивных элементов, связанных с фиксацией и регулировкой установленных на валу деталей, назначения вида механической обработки и качества поверхностей отдельных участков.

Проверочный расчет вала выполняют по его расчетной схеме. При составлении расчетной схемы валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах.

Расчет на сопротивление усталости выполняют как проверочный. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасных сечениях, предварительно намеченных в соответствии с эпюрами моментов и расположением зон концентрации напряжений.

При расчете принимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по отнулевому циклу. Выбор отнулевого цикла для напряжений кручения основан на том, что валы передают переменные по значению, но постоянные по направлению вращающие моменты.

Проверку на сопротивление усталости производят по коэффициенту запаса прочности s.

Амплитуда симметричного цикла напряжений при изгибе вала

амплитуда отнулевого цикла напряжений при кручении вала

где  — результирующий изгибающий момент (МВ и МГ — изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях); Мк — крутящий момент; Wм и Wк — моменты сопротивления изгибу и кручению сечения вала: Wм = 0, 1d3; Wк = 0, 2d3.

Проверочный расчет на сопротивление усталости ведут по максимальной длительно действующей нагрузке без учета кратковременных пиковых нагрузок, число циклов нагружения от которых невелико и не влияет на сопротивление усталости. Минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности [s] = 1, 6...2, 5. Если в результате расчета получают s < [s] и увеличение сечения вала невозможно или нецелесообразно, то наиболее эффективным способом повышения сопротивления усталости является применение упрочняющей обработки.

Расчет валов на жесткость выполняют в тех случаях, когда их деформации (линейные или угловые) существенно влияют на работу сопряженных с валом деталей. Так, наклон упругой линии 1 вала под зубчатым колесом от прогиба (рис. 15.6) вызывает перекос колес, концентрацию нагрузки по длине зубьев, повышенный местный износ или даже излом, а угол наклона цапф — защемление тел качения в подшипниках, повышенное сопротивление вращению и нагрев опоры.

Различают изгибную и крутильную жесткость вала.

Изгибную жесткость валов оценивают углом θ наклона, оторый определяют методами сопротивления материалов. ребуемую изгибную жесткость обеспечивают соблюдением условия θ  < [θ ]. Значение допускаемых углов наклона [θ ] зависит от назначения вала или оси. Так, допускаемый угол наклона сечения вала под зубчатым колесом [θ ] = 2', угол наклона цапф радиальных шарикоподшипников [θ ] = 6', конических роликовых [θ ] = 2'.

Крутильную жесткость валов оценивают углом закручивания на единицу длины вала (см. курс «Сопротивление материалов»). Для многих валов передач крутильная жесткость не имеет существенного значения и такой расчет не производят.

Расчет осей

Проектировочный расчет. Оси работают как поддерживающие детали и поэтому нагружены только изгибающими нагрузками. Действием растягивающих и сжимающих сил пренебрегают. Проектировочный расчет осей на статическую прочность выполняют аналогично расчету балок с шарнирными опорами обычными методами сопротивления материалов, задаваясь при этом длинами участков осей в зависимости от конструкции узла.

Расчет неподвижных осей ведут в предположении изменения напряжений изгиба по отнулевому циклу — самому неблагоприятному из всех знакопостоянных циклов. Для осей, изготовленных из среднеуглеродистых сталей (Ст5, Ст6, 45 и др.), допускаемое напряжение изгиба [s0]И = 100...160 Н/мм2. Меньшие значения рекомендуют при значительных концентрациях напряжений. Напряжения во вращающихся осях изменяются по симметричному циклу, для них принимают [s–1]И = (0, 5...0, 6) [s0]И. Если ось в расчетном сечении имеет шпоночную канавку, то полученный диаметр увеличивают на 10% и округляют до ближайшего большего стандартного значения.

Проверочный расчет осей на сопротивление усталости и изгибную жесткость ведут аналогично расчету валов при Мк = 0.

 

Общие сведения

Подшипники качения (рис. 16.1) представляютсобой готовый узел, основными элементами которого являются тела качения — шарики 3 или ролики, установленныемежду кольцами 1 и 2 и удерживаемые на определенномрасстоянии друг от друга сепаратором 4. При работе подшипника тела качения катятся по желобам колец — дорожкам качения. Одно из колец подшипника (как правило наружное) в большинстве случаев неподвижно. Распределениерадиальной нагрузки между телами качения, находящимисяв нагруженной зоне (ограниченной дугой не более 180°), неравномерно (рис. 16.2) вследствие неодинаковых контактных деформаций колец и различных тел качения. На размер зоны нагружения и неравномерность распределения нагрузки оказывают влияние величина радиального зазора вподшипнике и жесткость корпуса.

В отдельных случаях для уменьшения радиальных размеров подшипника кольца отсутствуют и тела качения катятся по дорожкам качения, образованным непосредственнона цапфе и в корпусе (в блоке зубчатых колес). Твердость, точность и шероховатость поверхности дорожек качениядолжны быть такими же, как у подшипниковых колец. Подшипники качения стандартизованы и широко распространены во всех отраслях машиностроения. Их изготавливают в больших количествах на крупных специализированных заводах.

Достоинства подшипников качения. 1. Сравнительно малая стоимость вследствие массового производства. 2. Малые потери на трение и незначительный нагрев при работе (потери на трение при пуске и при установившемся режиме работы практически одинаковы). 3. Высокая степень взаимозаменяемости, что облегчает монтаж и ремонт машин. 4. Малый расход дефицитных цветных металлов при изготовлении и смазочного материала при эксплуатации. 5. Малые осевые размеры, простота монтажа и эксплуатации.


Поделиться:



Последнее изменение этой страницы: 2017-05-05; Просмотров: 727; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2024 год. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав! (0.123 с.)
Главная | Случайная страница | Обратная связь