- •Особенности геометрии косозубых, шевронных и конических передач
- •1.3. Особенности геометрии конических колес
- •Усилия в зацеплении зубчатых передач
- •1. Расчет зубьев на прочность при изгибе
- •Тема 2. Червячные передачи
- •2.1. Общие сведения. Геометрические и кинематические особенности червячных передач
- •2.2. Усилия в зацеплении. Расчет зубьев колес. Тепловой расчет червячных передач
- •Тепловой расчет и охлаждение червячных передач
- •Общие сведения. Ремни. Шкивы
- •Конструкции ремней и шкивов
- •3.2. Скольжение ремня. Кинематические и геометрические параметры передачи
- •3.3. Усилия и напряжения в ремнях. Тяговая способность и кпд передачи
- •Главные критерии работоспособности передачи
- •Цепные передачи Усилия в элементах передачи. Расчет передачи
- •5.1. Валы и оси. Классификация. Расчет на прочность. Материалы
- •5.2. Опоры валов и осей.
- •5.3. Динамическая грузоподъемность подшипников качения.
- •5.4. Муфты механических приводов.
- •5.5. Муфты общего назначения. Особенности расчета
- •5.6. Предохранительные муфты
- •Тема 6. Соединения деталей и уздов машин
- •6.1. Сварные соединения.
- •6.2. Расчет на прочность и проектирование
- •6.3. Соединения пайкой и склеиванием
- •6.4. Соединения типа "вал - ступица":
- •6.4.1. Шпоночные соединения
- •6.4.2. Шлицевые соединения
- •6.4.3. Профильные соединения
- •6.4.4. Штифтовые соединения
- •6.5. Резьбовые соединения
- •6.5.1. Крепежные детали и стопорящие устройства
- •6.5.2. Резьба и ее параметры
- •6.5.3. Силовые зависимости в резьбовом соединении
- •6.5.5. Расчет резьбовых соединений на прочность
- •6.5.6. Расчет резьбовых соединений
Главные критерии работоспособности передачи
Расчет ременных передач на тяговую способность основан на показателях тяговой способности и долговечности.
Для расчета используют условие работоспособности передачи в форме
где – удельная окружная сила, называемая полезным напряжением; – допускаемое полезное напряжение; A – площадь поперечного сечения ремня (комплекта ремней).
Удельная окружная сила – параметр, характеризующий тяговую способность передачи.
Расчет тяговой способности передач с нормальными и узкими клиновыми ремнями сводится к определению требуемого числа ремней по соотношению, вытекающему из условия:
где A1 – площадь сечения одного ремня; CZ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями в комплекте (технологическое ограничение).
Расчет тяговой способности плоскоременной передачи сводится к определению ширины ремня:
где h – толщина ремня; Ср – коэффициент динамичности, учитывающий режим работы передачи.
Цепные передачи Усилия в элементах передачи. Расчет передачи
Натяжение от силы тяжести
где q – масса цепи длиной 1 м; a – межосевое расстояние; fц – стрела провисания.
Провисание обеспечивает более плавную работу передачи и меньшее изнашивание в шарнирах цепи.
В процессе работы под нагрузкой ведущая ветвь растягивается силой
где Ft – окружная сила; Fq – натяжение в ведомой ветви от силы тяжести; – натяжение цепи от действия центробежных сил; Fд – динамическая нагрузка в передаче от неравномерного хода цепи.
В расчетах цепных передач влияние Fд на работоспособность учитывают с помощью специальных коэффициентов.
Ведомая ветвь под нагрузкой растягивается силой
Окружная сила
здесь Р – мощность, передаваемая цепью; d1 - диаметр делительной окружности ведущей звездочки.
Нагрузка на валы цепной передачи при средних скоростях движения цепи
где Pu и [Pu] – соответственно расчетное и допускаемое по износостойкости давления (удельная нагрузка) в шарнире.
где – номинальное давление в шарнире; Kд – коэффициент динамичности; Km – коэффициент, учитывающий число рядов цепи; Aon – опорная поверхность шарнира.
5.1. Валы и оси. Классификация. Расчет на прочность. Материалы
Для поддержания вращающихся деталей и для передачи вращающего момента от одной детали к другой (в осевом направлении) в конструкциях используют прямые валы в форме тел вращения, устанавливаемые в подшипниковых опорах.
В зависимости от воспринимаемых сил различают простые валы, торсионные валы и оси.
Расчет на прочность. Этот расчет является основным для валов приводов, поэтому его выполняют в три этапа. На первом этапе (предварительный расчет) при отсутствии данных об изгибающих моментах диаметр вала (в миллиметрах) приближенно может быть найден по известному вращающему моменту Т из условия прочности по заниженным значениям допускаемых напряжений при кручении:
где Т - вращающий момент, Н.м; – допускаемое напряжение на кручение (12-20 МПа для стальных валов); Р – передаваемая мощность, кВт; n– частота вращения вала, мин-1.
На втором этапе разрабатывают конструкцию вала, обеспечивая условия технологичности изготовления и сборки.
На третьем этапе производят проверочный расчет – оценку статической прочности и сопротивления усталости. Здесь же выполняют расчеты на жесткость, устойчивость и колебания.
На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке (с учетом динамических и ударных воздействий), повторяемость которой мала и не может вызвать усталостного разрушения ( например, по нагрузке в момент пуска установки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, например, от неуравновешенности вращающихся деталей.
Так как валы работают в основном в условиях изгиба и кручения, а напряжения от осевых сил малы, то эквивалентное напряжение в точке наружного волокна по энергетической теории прочности оп-
ределяют по формуле
где и – соответственно наибольшее напряжение в расчетном сечении вала от изгиба моментом Mu и кручения моментом Mk.
Напряжения
где Wx и Wp – соответственно осевой и полярный момента сопротивления сечения вала (табл. 5.1),
Таблица 5.1
Моменты сопротивления сечений валов
Так как , то можно записать
где d – диаметр вала.
Обычно крутящий момент MZ (внутренний силовой фактор) в расчетном сечении вала равен вращающему моменту T (внешней нагрузке на вал).
Запас прочности по пределу текучести
Обычно принимают = 1.2-1.8.
Сечение (сечения), в котором следует определить запас nT, находят после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов. Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проектируют на координатные оси и строят эпюры моментов в координатных плоскостях. Далее производят геометрическое суммирование изгибающих моментов.
Если угол между плоскостями действия сил не более 30º, то для простоты считают, что все силы действуют в одной плоскости.
Технические условия на изготовление валов зависят от требований к конструкции. Обработку валов производят обычно в центрах.
Наиболее жесткие требования по точности и шероховатости поверхности предъявляются к шейкам валов, на которые устанавливают подшипники качения. Шероховатость Ra шеек назначают равной 0.32-1.25 мкм. Овальность и конусность мест посадки определяются допуском на диаметр шейки.
Для изготовления валов используют углеродистые стали марок 20, 30, 40, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, I8X2H4A, 40XH2MA и др., титановые сплавы BT3-1, ВТ6 и ВТ9.
Выбор материала, термической и химико-термической обработки определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации. Так, например, быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф (посадочных хвостовиков валов), поэтому такие валы изготовляют из цементуемых сталей I2X2H4A, 18ХГТ или азотируемых сталей 38Х2МЮА и др. Валы-шестерни
по этой же причине выполняют из цементуемых сталей I2XH3A, I2X2H4A и т.п. Валы под насадные зубчатые колеса серийных редукторов изготовляют из улучшенной стали 45 (255-285 НВ) и 40Х (269-302 НВ). Участки валов, контактирующие с уплотнительными манжетами, должны иметь твердость поверхности не менее 30 HRC.
Длинные полые валы иногда выполняют (намоткой) из композиционных материалов.