- •В.А. Жулай детали машин
- •190600 «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
- •Рецензенты:
- •Основные условные обозначения
- •Общие сведения о деталях машин и истории их развития
- •Краткий исторический обзор
- •Основные понятия и задачи курса деталей машин. Основные направления развития конструкций машин
- •Классификация деталей машин
- •Контрольные вопросы
- •2.2. Последовательность и этапы проектирования
- •Контрольные вопросы
- •2.3. Виды нагрузок, действующих на детали машин
- •Контрольные вопросы
- •2.4. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин
- •2.4.1. Прочность
- •Выбор запаса прочности и допускаемых напряжений
- •В основу положено уравнение линейного суммирования повреждений
- •Жесткость
- •Износостойкость
- •2.4.4. Теплостойкость
- •2.4.5. Виброустойчивость
- •2.4.6. Надежность
- •Контрольные вопросы
- •3. Соединения
- •3.1. Неразъемные соединения
- •3.1.1. Сварные соединения
- •3.1.2. Паяные и клеевые соединения
- •3.1.3. Соединения с натягом
- •3.1.4. Заклепочные соединения
- •Расчет на прочность элементов заклепочного шва
- •Расстояние между рядами заклепок
- •Условие прочности на срез:
- •Условие прочности на смятие:
- •Контрольные вопросы
- •3.2. Разъемные соединения
- •3.2.1. Резьбовые соединения
- •Силовые соотношения и расчет на прочность резьбовых соединений.
- •С учетом (3.28) формула (3.27) примет вид
- •3.2.2. Шпоночные соединения
- •3.2.3. Шлицевые и профильные соединения
- •3.2.4. Штифтовые соединения
- •Для односрезного соединения
- •Условие прочности на смятие:
- •3.2.5 Клеммовые соединения
- •Контрольные вопросы
- •4. Механические передачи
- •4.1. Общие сведения. Основные кинематические и энергетические соотношения
- •Кинематические и энергетические соотношения в передаточных механизмах
- •Контрольные вопросы
- •4.2. Фрикционные передачи и вариаторы
- •Создаваемый момент трения
- •Расчет на прочность фрикционной передачи
- •Фрикционные вариаторы
- •Контрольные вопросы
- •4.3. Ременные передачи
- •Кроме того, натяжения в ветвях f1 и f2 связаны с передаваемой окружной силой Ft условием:
- •Напряжение от окружного усилия, передаваемого ремнем:
- •Напряжения от изгиба ремня
- •4.4. Зубчатые передачи
- •Классификация зубчатых передач
- •4.4.1. Геометрия и кинематика цилиндрических прямозубых передач
- •4.4.2. Основы расчета на контактную прочность и изгиб
- •4.4.3. Косозубые и шевронные колеса. Особенности их расчета
- •4.4.4. Конические зубчатые передачи
- •В соответствии со схемами (см. Рис. 4.27, 4.28)
- •Основы расчета на контактную прочность и изгиб конической передачи
- •4.4.5. Планетарные передачи
- •4.4.6. Волновые передачи
- •4.4.7. Передачи Новикова
- •4.5. Червячная передача
- •Области применения червячных передач
- •Расчет па прочность червячной передачи
- •4.6. Передача винт-гайка
- •4.7. Рычажные механизмы
- •4.8. Цепная передача
- •Силы в цепной передаче
- •5. Валы и оси. Подшипники.
- •5.1. Валы и оси
- •Материалы
- •5.2. Подшипники
- •5.2.1. Подшипники скольжения
- •Материалы
- •5.2.2. Подшипники качения
- •Условные обозначения подшипников качения
- •Смазывание подшипников
- •Поля допусков отверстий под подшипники
- •5.2.3. Уплотняющие устройства
- •5.3. Общие сведения о редукторах
- •Схемы редукторов
- •Смазывание редукторов
- •Муфты. Упругие элементы. Смазочные материалы. Сапр
- •6.1. Муфты
- •Классификация муфт Муфты подразделяют:
- •Подбор муфт и проверка па прочность основных элементов
- •Фрикционная муфта
- •6.2. Пружины и рессоры
- •6.2.1. Основные понятия
- •6.2.2. Конструирование и расчет цилиндрических витых пружин
- •Шаг пружины сжатия в ненагруженном состоянии
- •Длина пружины в ненагруженном состоянии
- •6.3. Смазочные материалы
- •6.3.1. Смазочные масла
- •Классификация трансмиссионных масел
- •Соответствие классов вязкости и групп трансмиссионных масел по гост 17479.2-85 классификациям sae j306с и арi
- •6.3.2. Пластичные смазки
- •6.3.3 Твердые смазочные материалы
- •6.3.4. Твердые смазочные покрытия
- •6.3.5. Ротапринтная смазка
- •6.3.6. Магнитные смазочные материалы
- •6.3.7. Антифрикционные самосмазывающиеся материалы
- •6.4. Автоматизация проектирования узлов и деталей машин
- •6.4.1. Структура и функционирование сапр
- •6.4.2. Типовые процедуры и маршруты сапр
- •Заключение
- •Библиографический список
- •Жулай владимир алексеевич
- •190600 «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
- •3 94006 Воронеж, ул. 20-летия Октября, 84
Материалы
Материалы валов и осей должны быть прочными, но в то же время хорошо обрабатываться. Обычно их изготавливают из качественных углеродистых и легированных сталей. Для валов и осей неответственных передач применяют стали обыкновенного качества (без термообработки). Чаще всего валы и оси изготовляются из углеродистых и легированных сталей 45, 40Х с термообработкой или Ст5, Ст6 без термообработки.
Валы и оси обрабатывают на токарных станках. Если цапфы валов находятся в подшипниках скольжения, то их цементируют и шлифуют.
Критерии работоспособности и виды разрушений валов и осей
Валы и вращающиеся оси при работе испытывают циклически изменяющиеся напряжения и чаще всего выходят из строя в результате усталостных разрушений.
Основными расчетными нагрузками являются крутящий момент Т (для валов) и изгибающий момент МИ.
Основными критериями работоспособности являются прочность и жесткость.
Расчет валов
Расчет валов проводится в два этапа: проектировочный только под действием крутящего момента и проверочный расчет с учетом крутящего и изгибающего моментов.
Проектировочный (предварительный) расчет вала проводят по формуле
, (5.1)
где Т – крутящий (вращающий) момент на валу;
d – диаметр вала;
[τк] – допускаемое напряжение при кручении ([τк] = 20 ... 30 МПа).
Полученное значение диаметра вала округляют до ближайшего большего стандартного размера. Форму и размеры вала уточняют при эскизной проработке после определения размеров колес, муфт и подшипников, по которым определяют длину шеек и цапф вала.
Проверочный расчет спроектированного вала проводят по сопротивлению усталости и на жесткость.
Предварительно определяют все конструктивные элементы вала, обработку и качество поверхности отдельных участков. Составляется расчетная схема вала и наносятся действующие нагрузки.
Проверочный уточненный расчет на сопротивление усталости заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях, выявленных по эпюрам моментов с учетом концентрации напряжений.
Принимают, что напряжение изгиба меняется по симметричному циклу (см. рис. 2.1, б), а напряжение кручения – по отнулевому (см. рис. 2.1, а).
Амплитуда цикла изменения напряжений изгиба вала
; (5.2)
амплитуда отнулевого цикла изменения напряжений кручения
, (5.3)
где Wос, Wp – момент сопротивления изгибу и кручению сечений вала соответственно.
Запас прочности вала:
по нормальным напряжениям
; (5.4)
по касательным напряжениям
, (5.5)
где σ-1 – предел выносливости при расчете на изгиб;
τ-1 – предел выносливости при расчете на кручение;
КσD, КτD – общий коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно:
; (5.6)
, (5.7)
где Kσ, Kτ – коэффициенты снижения предела выносливости за счет местных концентраторов – галтелей, выточек, поперечных отверстий, шпоночных пазов (эффективный коэффициент концентрации напряжений);
Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров;
KF – коэффициент влияния обработки поверхности;
– коэффициент упрочнения поверхности.
Расчетный коэффициент запаса выносливости в сечении при совместном действии изгиба и кручения
. (5.8)
Минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности S = 1,6 ... 2,5.
Расчет осей ведут только на изгиб: при расчете неподвижных осей принимают изменения напряжений по отнулевому циклу, при расчете подвижных – по симметричному.
Упрощенный проверочный расчет на усталость проводят в предположении, что нормальные напряжения (изгиба) и касательные напряжения (кручения) меняются по симметричному циклу. Одновременное действие крутящего и изгибающего моментов рассчитывается по гипотезе наибольших касательных напряжений
, (5.9)
где МИ – суммарный изгибающий момент, геометрическая сумма изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях:
. (5.10)
Условие сопротивления усталости
, (5.11)
где σэкв – эквивалентные напряжения в сечении;
Мэкв – эквивалентный момент в сечении;
d – диаметр вала в сечении;
[σ-1и] – допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений.
В большинстве случаев ограничиваются упрощенным проверочным расчетом.
Расчет валов на жесткость проводится тогда, когда упругие прогибы валов существенно влияют на работу связанных с ними деталей – червяков, зубчатых передач, подшипников и т.д. При расчете на жесткость обычно определяют значения стрелы прогиба y и угла поворота вала в подшипнике θ (рис. 5.4).
Рис. 5.4. Схема вала к расчету на жесткость
Допустимые значения [у] для валов зубчатых колес под колесом 0,01m – для цилиндрических колес и 0,005m – для конических и гипоидных. Угол взаимного наклона валов под зубчатыми колесами [y] ≤ 0,001 рад. Угол поворота вала в подшипнике скольжения [θ] ≤ 0,001 рад, в радиальном шарикоподшипнике [θ] ≤ 0,005 рад.
Значения y и θ приводятся в зависимости от схемы нагружения в справочниках конструктора и по сопротивлению материалов.
Угол закручивания, рад, валов постоянного диаметра определяют по формуле
, (5.12)
где Т – крутящий момент;
G – модуль сдвига;
l – длина закручиваемого участка вала;
Jp = π d 4 / 32 – полярный момент инерции сечения вала.
Проверку статической прочности проводят с целью предупреждения разрушений валов при кратковременных (пиковых) перегрузках. При этом определяют эквивалентное напряжение
; 5.13)
; , (5.14)
где MИП и ТП – изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении при пиковой нагрузке.
Допускаемое напряжение [σ] при этом принимают
[σ] ≈ 0,8σт, (5.15)
где σт – редел текучести материала.
Расчет валов на колебания в основном сводится к определению частоты собственных колебаний вала для предотвращения резонанса, когда частота собственных колебаний вала совпадает с возмущающей частотой при вращении, последнюю в этом случае называют критической.
Частота собственных изгибных колебаний
, (5.16)
где yст – статический прогиб вала от силы тяжести (собственного веса вала с расположенными на нем деталями);
g – ускорение свободного падения.
Критическую частоту вращения nкр, мин -1, можно определить по формуле
. (5.17)
Для достаточно жестких валов нежелателен переход в зарезонансную зону, поэтому рабочая частота вращения для них п < nкр. Для специальных гибких валов или валов на упругих опорах (например, в центрифугах, стиральных машинах и пр.), частота колебаний которых мала, рабочая частота вращения должна существенно превышать критическую: п > 1,3nкр.
Контрольные вопросы
Чем вал отличается от оси?
По каким напряжениям выполняют проектный расчет вала и почему при этом уменьшают допускаемые напряжения?
Как схематизируют реальные условия работы вала, его конструкцию, опоры и нагрузки при разработке расчетной схемы?
Какие факторы учитывают при определении запаса сопротивления усталости вала и по каким напряжениям его рассчитывают?
Зачем нужна проверка статической прочности вала и по каким напряжениям она проводится?
Для чего выполняют проверку жесткости вала и какие параметры при этом определяют?
Что может быть причиной колебаний валов?
Что такое собственная и вынужденная частота колебаний вала и какого их соотношения следует избегать?