страница - 98
определяют при расчете на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [т] = 20...35 МПа:
dK = V 77(0,2[т]) ,(14.7)
где Т — вращающий момент на валу, Н-мм.
Как правило, диаметр быстроходных валов, полученный из расчета на прочность, часто приходится увеличивать, чтобы насадить стандартную муфту или чтобы уравнять с диаметром вала электродвигателя (см. рис. 5.1 и 5.2, в).
Иногда подшипником, подобранным в зависимости от диаметра вала, не обеспечивается требуемая динамическая грузоподъемность. В этих случаях можно увеличить цапфы вала под подшипник, что влечет за собой увеличение остальных диаметров вала, в том числе и диаметра dK.
Определение диаметра средних участков вала. Под средними участками вала следует понимать те, на которых находятся шестерни (см. рис. 14.15), шестерни и зубчатые колеса (см. рис. 14.16 и 14.18), червячные колеса (см. рис. 14.19), а иногда и подшипники качения (см. ведущий вал на рис. 14.17).
Диаметр d в месте посадки шестерни на промежуточном валу определяют по формуле (14.7), принимая допускаемое напряжение [т]=10...20 МПа.
После определения диаметров dK или d по формуле (14.7) конструируют вал. При конструировании следует учесть удобство посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес, шкивов, звездочек и необходимость фиксации этих деталей на валу в осевом направлении. Конструировать вал можно, зная только диаметр dKt d будет получен при его проектировании.
Определение коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала. Этот расчет, называемый уточненным, выполняют как проверочный. Часто разрушение валов носит усталостный характер, поэтому расчет валов на усталость является основным. Он сводится к определению расчетных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.
Условие прочности:
s= Vt = >fs],(14.8)
v 4 + 4
где s — расчетный коэффициент запаса прочности; [si = 1,3... 1,5 — требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности, s] = = 2,5...4 — требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости; sa — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; sT — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
sa= ka a-f-;(14.9)
"f- oa + %am
sx= k T~-;(14.10).
a i и т- ! — пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения; оа, та и от, т,„ — амплитуда и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений; ka и kx —- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл. 14.2); еп и ех — коэффициенты, учитывающие снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок (табл. 14.3); tya и tyx — коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала (табл. 14.4).
Существуют эмпирические зависимости для вычисления предела выносливости o-i по известному пределу прочности ов: для углеродистых сталей
о ,~0,43(Тв;(14.11)
для легированных сталей
а ,~0,35ав+(70...120) МПа.(14.12)
Предел выносливости при кручении связан с пределом выносливости при изгибе:
t i»(0,5...0,58)a i.(14.13)
Можно считать, что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу:
oa = o»=M/W,(14.14)
а Gm=0.
Так как момент, передаваемый валом, является переменным, при расчете принимают для касательных напряжений наиболее неблагоприятный знакопостоянный цикл — отнулевой:
Та = Тт = Ттах/2=77(2№к).(14.15)
В формулах (14.14) и (14.15) М и Т — изгибающий и вращающий моменты в проверяемом сечении; W и WK — моменты сопротивлений проверяемых сечений при изгибе и кручении.
14.4. Посадки основных деталей передач на валы
по стандартам СЭВ
Размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям, называют номинальным. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров. Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, необходимо, чтобы его размеры выдерживались между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска.
Рис. 14.20. Схема полей допусков отверстия и вала: а—отверстие и вал, их поля допусков; б — упрощенная схема полей допусков; maxM D min""~ наибольший и наименьший предельные размеры отверстия; тах и т1п"~" Т0 же> для вала; Тр и Тдопуски отверстия и вала; 00 — нулевая линия, положение которой
соответствует номинальному размеру; ES и es — верхние отклонения отверстия и вала;
El и ei — нижние отклонения отверстия и вала
Рис. 14.21. Схема полей допусков:
а — в системе отверстия; б — в системе вала
На рис. 14.20 поле допуска отверстия заштриховано в клетку, а поле допуска вала — точками.
К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому стандартная система допусков содержит 19 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3, ... ,17 {в порядке убывания
содержание:
[стр.Введение] [стр.1] [стр.2] [стр.3] [стр.4] [стр.5] [стр.6] [стр.7] [стр.8] [стр.9] [стр.10] [стр.11] [стр.12] [стр.13] [стр.14] [стр.15] [стр.16] [стр.17] [стр.18] [стр.19] [стр.20] [стр.21] [стр.22] [стр.23] [стр.24] [стр.25] [стр.26] [стр.27] [стр.28] [стр.29] [стр.30] [стр.31] [стр.32] [стр.33] [стр.34] [стр.35] [стр.36] [стр.37] [стр.38] [стр.39] [стр.40] [стр.41] [стр.42] [стр.43] [стр.44] [стр.45] [стр.46] [стр.47] [стр.48] [стр.49] [стр.50] [стр.51] [стр.52] [стр.53] [стр.54] [стр.55] [стр.56] [стр.57] [стр.58] [стр.59] [стр.60] [стр.61] [стр.62] [стр.63] [стр.64] [стр.65] [стр.66] [стр.67] [стр.68] [стр.69] [стр.70] [стр.71] [стр.72] [стр.73] [стр.74] [стр.75] [стр.76] [стр.77] [стр.78] [стр.79] [стр.80] [стр.81] [стр.82] [стр.83] [стр.84] [стр.85] [стр.86] [стр.87] [стр.88] [стр.89] [стр.90] [стр.91] [стр.92] [стр.93] [стр.94] [стр.95] [стр.96] [стр.97] [стр.98] [стр.99] [стр.100] [стр.101] [стр.102] [стр.103] [стр.104] [стр.105] [стр.106] [стр.107] [стр.108] [стр.109] [стр.110] [стр.111] [стр.112] [стр.113] [стр.114] [стр.115] [стр.116] [стр.117] [стр.118] [стр.119] [стр.120] [стр.121] [стр.122] [стр.123] [стр.124] [стр.125] [стр.126] [стр.127] [стр.128] [стр.129] [стр.130] [стр.131] [стр.132] [стр.133] [стр.134]