close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Raschet vala

код для вставкиСкачать
Министерство образования Российской Федерации
Южно-Российский государственный технический университет
(Новочеркасский политехнический институт) Р А С Ч Е Т В А Л А
Методические указания
к лабораторно-практическим занятиям для студентов,
изучающих дисциплины: "Механика", "Техническая
механика", "Детали машин и основы конструирования".
Новочеркасск
2003
УДК 621.824.001.24 (076.5)
ББК 34.44
Б. 68
Рецензенты: д-р техн. наук В.Т. Логинов
д-р техн. наук Б.Г. Гасанов
Благовестный А.С., Мусиенко С.С
Б 68 Расчет вала: Методические указания к лабораторно-практическим занятиям для студентов, изучающих дисциплины: "Механика", "Техническая механика", "Детали машин и основы конструирования" / Юж.- Рос. гос. техн. ун-т (НПИ).- Новочеркасск: ЮРГТУ, 2003. - 17с
Изложены основы расчета и конструирования валов с использованием большого количества справочного материала, приведен пример расчета. Предназначены для студентов специальностей 0718, 0720, 0804, 1012, 1013, 1108, 1201, 1206, 1211, 1502, 1509, 1705, 1706, 1709, 2103, 2301, 2404, 2814. Могут быть использованы при курсовом проектировании.
УДК 621.824.001.24 (076.5)
(c) Южно-Российский государственный
технический университет, 2003
(c) Благовестный А. С., Мусиенко С.С., 2003
Р А С Ч Е Т В А Л А
Цель занятия: Изучение методики расчета валов механизмов и машин различного назначения, ознакомление с действующей нормативно-технической документацией.
Оборудование и принадлежности: калькулятор для инженерных расчетов, лист миллиметровой бумаги формата А4, карандаш.
Исходные данные: передаваемая валом мощность Р, кВт;
угловая скорость вала ω, рад/с;
наименование и марка материала вала;
эскиз вала.
1. Общие положения
Обычно расчет вала выполняют в следующей последовательности:
1.1. Составляют эскиз вала, исходя из приложенных к нему внешних нагрузок (сил и моментов) и габаритов сборочной единицы, в которой проектируемый вал должен быть установлен. На эскизе указывают предварительно выбранные диаметры и длины отдельных участков, полную длину вала, уточняют вид и расположение опор, а также расстояние между ними [1, 2].
1.2. Составляют схему нагружения вала в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (горизонтальной X и вертикальной Y), представляя его как балку, шарнирно закрепленную в двух жестких опорах. При этом считают, что установленные на вал детали передают силы и моменты на середине своей ширины, а точки приложения реакций в опорах зависят от типа подшипников и схемы их установки [1, 3, 4].
1.3. По правилам, известным из курса "Сопротивление материалов", определяют реакции опор, строят эпюры изгибающих моментов в каждой плоскости, и отдельно - эпюру крутящего момента. На основании эпюр намечают положение опасных сечений, учитывая при этом диаметры вала и влияние концентраторов напряжений [1,3]. 1.4. Проверяют статическую прочность вала и выполняют расчет на сопротивление усталости [1,3].
1.5. В случае если запас прочности в опасном сечении получается близким к минимально допустимому, а также при применении подшипников и передач, чувствительных к деформациям, выполняют расчет вала на жесткость [3,4].
Внешние нагрузки передаются на валы через установленные на них детали, поэтому величины нагрузок определяют при расчете этих деталей. Нагрузку Fм, Н, от муфты на выходной конец вала предварительно (до уточнения типа муфты) можно принимать Fм = ,
где T - вращающий момент на валу, Н·м. Если тип устанавливаемого на выходном конце вала устройства неизвестен, для редукторов многоцелевого назначения рекомендуется принимать следующие величины консольных нагрузок Fк, Н:
быстроходные валы: Fк = ,
тихоходные валы
одноступенчатые редукторы Fк = ,
многоступенчатые редукторы Fк = ,
где ТБ и ТТ - соответственно вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах, Н·м.
Для радиальных подшипников качения точка приложения реакции расположена на середине ширины подшипника, для радиально-упорных подшипников расстояние a, мм, между точкой приложения реакции и торцом подшипника можно определить по формулам [1]:
подшипники шариковые радиально-упорные однорядные
a =;
подшипники роликовые конические однорядные
a = ,
где B - ширина кольца, мм;
d - внутренний диаметр подшипника, мм;
D - наружный диаметр подшипника, мм;
α - угол контакта, град;
T - монтажная высота подшипника, мм;
e - коэффициент осевого нагружения.
Расстояние lp, мм, между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников:
"враспор" lр = lп - 2a;
"врастяжку" lр = lп + 2a,
где lп - расстояние между торцами наружных колец подшипников, мм.
У валов, вращающихся в несамоустанавливающихся подшипниках скольжения, точку приложения реакции располагают на расстоянии (0,25...0,3) · lпод от внутреннего торца подшипника, где lпод - длина вкладыша подшипника скольжения [4, 5].
Основным расчетом для валов является расчет на сопротивление усталости. Кроме этого обычно проводят проверку статической прочности вала в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений при перегрузках (например, от воздействия пускового момента электродвигателя), при необходимости выполняют также расчет на жесткость.
2. Проверка статической прочности
При проверке статической прочности вала находят общий коэффициент ST запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений. Полученное значение сравнивают с минимально допустимым:
,
где STσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям, ;
STτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,
;
σT и τT - пределы текучести материалов (табл. 2.1), МПа;
σ и τ - соответственно нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом опасном сечении вала, МПа.
Минимально допустимое значение общего коэффициента запаса прочности по текучести [ST] зависит от ответственности конструкции и последствий разрушения, точности определения нагрузок и напряжений, технологии изготовления и контроля. Обычно принимают [ST] = 1,3...2,0.
Таблица 2.1
Марка сталиДиаметр заготовки, ммТвердость НВ (не менее)Механические характеристики, МПа
Коэффи-циент ψτσвσтτтσ-1τ-1Ст.5любой1905202801502201300,0645до 802709006503904102300,10св.80 до1202407805402903602000,0940Хдо 1202709007504504102400,10св.120до 2002407906403803702100,0940ХНдо 2002709207504504202300,1020Хдо 1201976504002403101700,0718ХГТдо 6033011509506605002800,12 Нормальные σ и касательные τ напряжения в опасных сечениях вала при действии максимальных нагрузок определяют по формулам:
; ,
где Mmax - наибольший суммарный изгибающий момент, Н·мм,
;
Fmax - наибольшая осевая сила, Н,
Fmax = Kп · Fa ;
Tк max - наибольший крутящий момент, Н·мм,
Tк max = 10 3 ·Tmax = 10 3 · Kп · T;
W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3;
А - площадь поперечного сечения вала, мм2;
Kп - коэффициент перегрузки,
Kп = ;
Tmax - наибольший кратковременно действующий вращающий момент, Н·м; T - номинальный вращающий момент, Н·м.
При использовании электродвигателя и отсутствии предохранительного устройства Kп выбирают по паспортным данным электродвигателя; если установлена предохранительная муфта, Kп определяют по отношению момента срабатывания муфты к номинальному моменту; если известен график нагрузки, Kп берут из этого графика.
Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении, мм3, и площадь A, мм2, вычисляют по нетто-сечению:
● для сплошного круглого сечения диаметром d
; ; ;
● для кольцевого сечения с наружным диаметром D и внутренним диаметром d
; ; ,
где - коэффициент пересчета (табл. 2.2):
Таблица 2.2
d / D0,400,420,450,480,500,530,560,600,630,670,71ξw0,9740,9690,9590,9470,9380,9210,9010,8700,8420,8000,747 ● для сплошного вала диаметром d с одним шпоночным пазом
; ; ,
где b - ширина шпонки, мм;
h - высота шпонки, мм;
● для вала с прямобочными шлицами
; ; ,
где d - внутренний диаметр, мм;
D - наружный диаметр, мм;
b - ширина зуба, мм;
z - число зубьев (шлицев);
● для вала-шестерни в сечении по зубьям
; ; , где J - осевой момент инерции, мм4:
;
δs и δJ - параметры, выбираемые в зависимости от коэффициента смещения x и числа зубьев z (табл. 2.3);
da - диаметр вершин зубьев, мм;
d - делительный диаметр, мм;
dо - диаметр центрального отверстия в ступице, мм.
Таблица 2.3
Число зубьев zПара-метрыЗначения параметров при коэффициенте смещения x- 0,4- 0,20+ 0,2+ 0,4+ 0,6+ 0,8+ 1,016δJ---1,071,161,261,351,45δs---1,011,051,111,151,1818δJ--0,961,061,141,241,311,40δs--0,951,011,051,101,141,1620δJ--0,961,051,121,221,271,36δs--0,961,051,041,101,131,1622δJ-0,860,971,051,111,201,261,34δs-0,920,971,011,041,081,121,1424δJ0,820,890,981,051,101,181,241,32δs0,890,940,971,011,041,071,111,1326δJ0,840,900,981,051,091,161,231,30δs0,900,940,981,001,031,071,101,1228δJ0,850,910,981,051,081,151,211,27δs0,910,950,981,001,031,061,091,1230δJ0,860,920,991,051,071,141,201,26δs0,920,950,981,001,031,061,081,1140δJ0,900,951,001,011,051,101,151,18δs0,940,950,980,991,041,051,061,07
Рекомендации по определению моментов сопротивления и площадей для других типов сечений приведены в учебной и справочной литературе [1,3].
3. Расчет вала на сопротивление усталости
Расчетом определяют коэффициент S запаса прочности для каждого предварительно намеченного опасного сечения и сравнивают его с минимально допустимым значением:
S ≥ [S],
где [S] - минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности, принимаемое в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, технологии изготовления и контроля. Обычно [S] = 1,5...2,5.
Коэффициент запаса прочности вычисляют по формуле
,
где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые в общем случае по соотношениям:
; ,
где σ-1D и τ-1D - пределы выносливости материала вала в рассматриваемом сечении, МПа;
σa и τa - амплитуды напряжений цикла, МПа;
σm и τm - средние напряжения цикла, МПа.
При расчете на сопротивление усталости считают, что нормальные напряжения (напряжения изгиба) изменяются по симметричному циклу, а касательные (напряжения кручения) - по отнулевому (рис. 3.1). В этом случае ; и . Тогда формулы для определения коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям можно записать в следующем виде: ; .
Рис. 3.1
Напряжения в опасных сечениях вычисляют по формулам:
; ,
где - результирующий изгибающий момент, Н·мм;
- крутящий момент, Н·мм;
W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм3, определяемые по рекомендациям п. 2.
Пределы выносливости вычисляют для каждого рассматриваемого опасного сечения:
; ,
где σ-1 и τ-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа, (табл. 2.1);
KσD и KτD - коэффициенты снижения предела выносливости, определяемые по зависимостям:
; .
Если в рассматриваемом расчетном сечении имеется несколько концентраторов напряжений, учитывают только наиболее опасный из них (для которого KσD и KτD имеют наибольшее значение).
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений Kσ и Kτ выбирают по таблицам в зависимости от типа концентратора: для ступенчатых переходов с галтелью (рис. 3.2) - по табл. 3.1; для шпоночного паза - по табл. 3.2; для шлицевых и резьбовых участков валов - по табл. 3.3.
Рис.3.2
Таблица 3.1
t/rr/dKσ при σв, МПаKτ при σв, МПа50070090012005007009001200
20,011,551,61,651,71,41,41,451,450,021,81,92,02,151,551,61,651,70,031,81,952,052,251,551,61,651,70,051,751,92,02,21,61,61,651,75
30,011,92,02,12,21,551,61,651,750,021,952,12,22,41,61,71,751,850,031,952,12,252,451,651,751,751,950,012,12,252,352,52,22,32,42,60,022,152,32,452,652,12,152,252,5 Примечание: Размеры галтели r и буртика t выбирают по рекомендациям в разделе "Разработка эскизного проекта" или по учебной и справочной литературе [1,2].
Таблица 3.2
σв, МПаKσ при выполнении паза фрезойKτконцевойдисковой5001,81,51,47002,01,551,79002,21,72,0512002,651,92,4 Таблица 3.3
σв, МПаKσKτ для шлицевKτ для резьбышлицырезьбапрямобочныхэвольвентных5001,451,82,251,431,357001,62,22,51,491,79001,72,452,651,552,112001,752,92,81,62,35
Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения Kdσ и Kdτ выбирают по табл. 3.4.
Таблица 3.4
Вид деформации, материал Коэффи-циентДиаметр d, мм2030405070100Изгиб, углеродистая сталь Kdσ0,920,880,850,810,760,71Изгиб, легированная сталь
Кручение, все стали
Kdσ и Kdτ
0,83
0,77
0,73
0,70
0,65
0,59 В местах установки деталей с натягом концентрацию напряжений оценивают непосредственно по отношениям и , выбираемым по табл. 3.5.
Таблица 3.5
Диаметр вала d, ммKσ /Kdσ при σв, МПаKτ/Kdτ при σв, МПа50070090012005007009001200302,63,34,05,11,52,02,43,05402,753,54,35,41,652,12,63,25502,93,74,55,71,752,22,73,4603,03,854,75,951,82,32,83,55703,14,04,856,151,852,42,93,7803,24,14,956,31,92,453,03,8903,34,25,16,451,952,53,053,91003,354,35,26,62,02,553,13,95Примечание: Для подшипников качения при установке колец с натягом табличное значение следует умножить на 0,9.
Коэффициенты влияния качества поверхности KFσ и KFτ принимают по табл. 3.6.
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения KV принимают по табл. 3.7.
Таблица 3.6
Вид механической обработкиПараметр шероховатости Rа, мкмKFσ при σв, МПаKFτ при σв, МПа≤ 700> 700≤ 700> 700Шлифование тонкоедо 0,21111Обтачивание тонкоесв.0,2 до 0,80,99...0,930,99...0,910,99...0,960,99...0,95Шлифование чистоесв.0,8 до 1,60,93...0,890,91...0,860,96...0,940,95...0,92Обтачивание чистоесв.1,6 до 3,20,89...0,860,86...0,820,94...0,920,92...0,89
Таблица 3.7
Вид упрочнения поверхности валаЗначения KV приKσ = 1,0Kσ = 1,1...1,5Kσ ≥ 1,8Без упрочнения1,01,01,0Закалка ТВЧ1,3...1,61,6...1,72,4...2,8Азотирование1,15...1,251,3...1,92,0...3,0Накатка роликом1,2...1,41,5...1,71,8...2,2Дробеструйный наклеп1,1...1,31,4...1,51,6...2,5 Коэффициент влияния асимметрии цикла ψτD вычисляют по формуле
,
где ψτ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (табл. 2.1).
4. Расчет на жесткость
Расчеты на жесткость выполняют по рекомендациям курса "Сопротивление материалов". В общем случае упругие деформации определяют, используя интеграл Мора и способ Верещагина. Расчетные формулы для простых случаев нагружения приведены в
Таблица 4.1 Углы наклона θ и прогибы y
θA θB θCθBθDθE-θH -yDyE-yH -yCθB ·cтабл. 4.1. При выводе этих формул вал рассматривался как брус постоянного сечения приведенного диаметра [3,5].
Для валов зубчатых передач стрела прогиба y под колесом не должна превышать следующих величин:
цилиндрические передачи [y] ≤ 0,01 m;
конические и гипоидные передачи [y] ≤ 0,005 m;
где m - модуль зацепления;
в станках [y] = (0,0002...0,0003) l,
где l - расстояние между опорами.
Угол θ наклона упругой линии вала: в подшипнике качения радиальном шариковом [θ] = 0,0005 рад; в подшипнике скольжения [θ] = 0,001 рад.
5. Пример расчета
Выполнить расчет ведущего вала одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора по следующим данным: передаваемая валом мощность Р1 = 9,5 кВт; угловая скорость 1 = 100 рад/с; материал вала - сталь 45, термическая обработка - улучшение; эскиз вала показан на рис. 5.1.а. На валу установлена шестерня с делительным диаметром d1 = 110 мм, ширина шестерни b1= lст = 100 мм, угол наклона зубьев  = 10. К выходному концу вала приложена дополнительная нагрузка Fм от муфты.
Примечания: 1) Обозначенные на рис. 5.1.а буквами размеры обычно определяют при выполнении эскизного проекта [1,2]. Если эскизный проект еще не разработан, ориентировочно размеры могут быть определены непосредственно при выполнении расчета, как показано ниже [3,5].
2) При использовании электронного калькулятора для инженерных расчетов линейные размеры, не подлежащие округлению до стандартных значений, вычисляют с точностью до сотых долей миллиметра, результаты вычислений остальных величин обычно округляют до трех значащих цифр.
5.1. Определяем передаваемый валом момент Т1:
Нм.
5.2. Внешние нагрузки, действующие на вал: а) Силы в зацеплении, определенные при расчете зубчатой передачи:
окружная Н; радиальная Н,
где α - угол зацепления, для зубчатых колес без смещения или равносмещенных α = 20
осевая Fа = Ft· tg  = 1730·tg 10 = 305 Н;
б) Нагрузка от муфты:
Fм = 50· = 50· = 487 Н.
5.3. По эскизу определяем расстояние l между точками приложения реакций в опорах:
l ≈ lст + a1 + а2 + В/2 + В/2 = 100 + 10 + 10 + 10 + 10 = 140 мм,
где a1 и а2 - расстояние между стенкой корпуса редуктора и торцом зубчатого ко- леса, для одноступенчатых редукторов a1 = а2= a = 5...10 мм; для двухступенчатых редукторов в размер а2 включают также ширину колеса второй ступени и расстояние между торцами колес первой и второй ступеней, обычно равное а/2; в рассматриваемом случае принимаем a = 10 мм;
В - ширина подшипника качения, принимаем ориентировочно В ≈ 20 мм; после выбора подшипников размер B следует уточнить и при необходимости внести соответствующие изменения в размеры вала. 5.4. Расстояние l3 от точки приложения силы Fм до левой опоры:
l3 = lм/2 + lп - В/2 = 60/2 + 50 - 10 = 70 мм,
где lм - длина посадочного участка под муфту, принимаем lм = 60 мм;
lп - длина участка вала под уплотнением и подшипником, принимаем lп = 50 мм.
5.5. Составляем схему нагружения вала в двух взаимно перпендикулярных плоскостях - вертикальной Y и горизонтальной X .
Схема нагружения вала в прямоугольной системе координат показана на рис. 5.1,б. Линии x, y, и z пересечения координатных плоскостей X, Y, и Z называются координатными осями. Начало координат находится в общей точке О пересечения трех координатных осей. Оси x и y лежат в плоскости Z, ось z перпендикулярна плоскости Z. При расчете валов принято показывать только положение координатных осей, координатные плоскости не показывают.
Обычно вал располагают так, что его геометрическая ось совпадает с осью z, а действующие на вал силы раскладывают по направлениям, параллельным осям x и y. В этом случае передаваемый валом крутящий момент действует относительно оси z и обозначается Mz, в рассматриваемом примере Mz = Мк = T1. Составляющие сил, действующие в плоскости X, создают изгибающие моменты относительно осей, параллельных координатной оси y, в обозначении этих изгибающих моментов принято ставить индекс y: My = МиГ; составляющие сил, действующие в плоскости Y, создают изгибающие моменты относительно осей, параллельных координатной оси x, соответственно в обозначение этих изгибающих моментов вводят индекс x: Mx = МиВ.
При составлении схемы нагружения вала направление силы Fм выбирают так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от силы Ft [3].
5.6. По правилам, известным из курса "Сопротивление материалов", определяем опорные реакции и изгибающие моменты:
а) опорные реакции Ay и By в вертикальной плоскости (рис. 5.1,в):
;
Н;
;
Н;
б) изгибающие моменты MxI и MxI в вертикальной плоскости:
Н·мм,
Н·мм;
в) опорные реакции Ax и Bx в горизонтальной плоскости (рис. 5.1,г):
;
Н;
;
Н;
г) изгибающие моменты MyI и MyII в горизонтальной плоскости:
Н·мм;
MyII = Fм·l3 = 487·70 = 34100 Н·мм. 5.7. Результирующий изгибающий момент M в сечении I-I:
Н·мм.
5.8. Реакции в опорах:
Н;
Н.
5.9. Если эскизный проект вала еще не выполнен, предварительно определяют средний диаметр dср вала из расчета только на кручение, приняв [τ]=12...15 МПа [3]:
мм.
Диаметр dш вала под шестерней получаем, округлив dср до ближайшего большего значения по ГОСТ 6636-69, окончательно принимаем dш= 36 мм.
5.10. Диаметр dп под подшипниками должен быть меньше dш= 36 мм и в диапазоне размеров от 20 до 495 мм кратным 5, следовательно, dп= 35 мм.
5.11. Диаметр участка вала под манжетным уплотнением принимаем равным dп .
5.12. Диаметр dв выходного конца вала должен быть меньше dп на две высоты буртика tц = 3,5 мм, т.е. dв= dп - 2 · tц = 35 - 2 · 3,5 = 28 мм, что соответствует ГОСТ 12080-66 "Концы валов цилиндрические" [1, 2] .
5.13. Диаметр dбш буртика должен быть больше диаметра dш на две высоты заплечиков t = 4,0 мм: dбш= dш + 2 · t = 36 + 2 · 4 = 44 мм.
5.14. Механические характеристики стали 45 улучшенной при диаметре заготовки до 80 мм (табл. 2.1):
предел прочности σв = 900 МПа;
предел текучести σт = 650 МПа;
предел текучести при кручении τт = 390 МПа;
предел выносливости гладких образцов
при симметричном цикле изгиба σ-1 = 410 МПа;
предел выносливости гладких образцов
при симметричном цикле кручения τ-1 = 230 МПа;
коэффициент ψτ = 0,1.
5.15. Момент сопротивления W при изгибе для сечения с одним шпоночным пазом:
мм3,
где b - ширина шпонки, мм; по ГОСТ 12080-66 для диапазона размеров св.30 до 38 мм b = 10 мм;
h - высота шпонки, мм; по ГОСТ 12080-66 для диапазона размеров св.30 до 38 мм h = 8 мм.
5.16. Момент сопротивления Wк при кручении для сечения с одним шпоночным пазом:
мм3.
5.17. Нормальные напряжения σи = σа в сечении I-I :
МПа.
5.18. Касательные напряжения τк в сечении I-I :
МПа.
5.19. Вычисляем коэффициент KσD снижения предела выносливости при изгибе:
,
где Кσ - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений (табл. 3.2), Кσ = 2,2;
Кdσ - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 3.4), Кdσ = 0,86;
КFσ - коэффициент влияния качества поверхности (табл. 3.6), при Ra = 0,8 мкм КFσ = 0,91;
КV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 3.7), КV = 1,0.
5.20. Вычисляем коэффициент КτD снижения предела выносливости при кручении:
,
где Кτ - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений (табл. 3.2), Кσ = 2,05;
Кdτ - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 3.4), Кdσ = 0,75;
КFτ - коэффициент влияния качества поверхности (табл. 3.6), при Ra = 0,8 мкм КFσ = 0,95.
5.21. Коэффициент влияния асимметрии цикла ψτD:
.
5.22. Пределы выносливости σ-1D и τ-1D для сечения I-I :
МПа;
МПа.
5.23. Коэффициент запаса прочности Sσ по нормальным напряжениям:
.
5.24. Коэффициент запаса прочности Sτ по касательным напряжениям:
.
5.25. Коэффициент S запаса прочности для сечения I-I :
.
5.26. Прочность вала в сечении I-I обеспечена, так как коэффициент S = 6,57 значительно превышает минимально допустимое значение [S] =1,5...2,5.
5.27. Определяем коэффициент S запаса прочности для сечения II-II (под левым подшипником качения): в этом сечении действует изгибающий момент MII = 34100 Н·мм; момент сопротивления сечения при изгибе W = 4210 мм3, при кручении Wк = 8420 мм3; нормальные напряжения МПа,
касательные напряжения МПа; коэффициенты снижения пределов выносливости
,
;
коэффициент влияния асимметрии цикла ;
пределы выносливости
МПа,
МПа;
коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
,
;
коэффициент запаса прочности
,
полученная величина также значительно превышает минимально допустимое значение [S] =1,5...2,5, следовательно, прочность вала в сечении II-II обеспечена.
5.28. Проверяем статическую прочность вала. Для двигателя АИР160S6 отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T = 2,5 [1,табл. 24.9], следовательно, Кп = 2,5.
Нормальные напряжения σ в сечении I-I :
МПа,
где Mmax - наибольший суммарный изгибающий момент
Н·мм;
Fmax - наибольшая осевая сила
Fmax = Kп·Fa = 2,5 · 305 =762 Н;
A - площадь поперечного сечения вала
мм2.
Касательные напряжения τ в сечении I-I :
МПа,
где Tкmax - наибольший крутящий момент,
Tкmax = 103 ·Kп · Т1 = 103 · 2,5 · 95 = 237500 Н·мм.
Коэффициент STσ запаса прочности по нормальным напряжениям:
.
Коэффициент STτ запаса прочности по касательным напряжениям:
.
Общий коэффициент SТ запаса прочности по пределу текучести:
;
полученное значение ST также превышает минимально допустимое значение [ST] = 1,3...2,0.
5.29. Коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях значительно превосходят минимально допустимые значения, следовательно, расчет на жесткость не требуется.
Библиографический список
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов - 5-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. шк., 1998. - 447 с., ил.
2. Благовестный А. С. Разработка эскизного проекта тихоходного вала редуктора: Методические указания к лабораторно - практич. занятиям для студентов, изучающих дисциплины: "Механика", "Техническая механика", "Детали машин и основы конструирования" / Юж. - Рос. гос. техн. ун-т (НПИ).- Новочеркасск: ЮРГТУ, 2003. - 11 с.
3. Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В. А. Финогенова.- 6-е изд., перераб.- М.: Высш. шк., 2000. - 383 с.: ил.
4. Иосилевич Г. Б. Детали машин: Учеб. для студентов машиностроит. спец. вузов.- М.: Машиностроение, 1988. - 368 с.: ил.
5. Решетов Д. Н. Детали машин: Учеб. для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.: ил.
Учебно-практическое издание
Александр Сергеевич Благовестный, Светлана Сергеевна Мусиенко Разработка эскизного проекта тихоходного вала редуктора
Редактор Н.А. Юшко
Темплан 2003. Подписано в печать 7.05.2003 г.
Формат 60 х 84 1/16. Бумага офсетная. Печать оперативная. Печ. л. 0,70. Уч.-изд. л. 0,75. Тираж 100. Заказ 914. .
Южно-Российский государственный технический университет
Редакционно-издательский отдел ЮРГТУ
Типография ЮРГТУ
Адрес университета и типографии:
346428, г. Новочеркасск, ул. Просвещения. 132.
2
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
122
Размер файла
567 Кб
Теги
vala, raschet
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа