Проектировочный и проверочный расчеты.

Требования к конструкции деталей машин. Критерии работоспособности и методы ее оценки.

Совершенство конструкции оценивают по след пар-рам: высоты производительности и экономичность, надежность, простота управления и обслуживания, ремонтопригодность, удобство транспортировки.

Степень соответствия требованиям характеризует критерии качества. Это некие конкретные пар-ры измеряемые или вычисляемые величины.

Производительность – объем работы выполняемый в единицу времени.

Основные требования: надежность, экономичность.

Экономичность – минимальная стоимость производства и эксплуатации. Экономичность оценивается тремя факторами: 1.затраты на производство;2.затраты на материал;3. затраты на эксплуатацию.

Надежность – свойство объекта выполнять заданные функции, сохраняя во времени значение установленных эксплуатационных показаний в заданных пределах.

Надежность яв-ся комплексным свойством, которое в зависимости от назначения объекта и условию его применения может включать или сочетать след критерии:1.безотказность; 2. долговечность;3.ремонтопригодность;4.сохраняемость.

Безотказность – способность сохр свои эксплуатационные показатели в течении заданной наработки без вынужденных перерывов.

Долговечность – свойство объекта выполнять задание функционирования до предельного состояния с необходимыми перерывами для ремонта и технического обслуживания.

Ремонтопригодность – приспособленность изделия к предупреждению и устранению отказов и неисправности.

Сохраняемость – способность сохранить требуемые эксплуатационные показатели после установления срока хранения и транспортирования.

Отказ-нарушение работоспособности объекта вследствие внештатных ситуаций. Отказы бывают: полные, частичные, внезапные, постепенные, опасные для жизни, тяжелые и мягкие, устранимые и не устранимые, приработочные, отказы по причине износа, усталости и старости материала.

Количественная характеристика надежности – величина, оценивающая вероятность безотказной работы на основании статистики эксплуатации группы идентичных машин.

P(t)=Nt/No=(No-Nt’)/No=1-F(t)

Nt’ – число образцов по которым были отказы в работе за время t.

No - число испытанных образцов машин.

Nt=No-Nt’ – количество образцов, прошедших испытание

F(t) - вероятность отказа=Nt’/No.

Надежность сложной системы равна произведению надежностей отдельных элементов входящих в систему.

Работоспособность – состояние объекта при котором он способен выполнять заданные функции с параметрами установленными нормативно-технической документацией. Она характеризуется след критериями: -прочность (способность детали сопротивл разрушению);-жесткость (способность сопротивл деформации);-теплостойкость;- виброустойчивость;-рабочий режим узла должен находиться до или после резонансной зоны.

Прочность яв-ся основным критерием для большинства деталей машин.

Разрушение чаще бывает из-за: потери статической прочности; вследствии потери сопротивления усталости.

Первый вид обычно бывает когда рабочек нагрузки или напряжение превышает предел прочности материала.

Обеспеч прочности достигается путем расчета деталей и сравнения с напряждопускаемыми.

При наличии концентраторов напряжения вводят в расчеты (для обеспечения необходимого запаса прочности)коэф-т концентра-ых напряжений Kд.

Прочность оценивается с помощью допускаемых напряжений или запаса прочности.

 

 

Расчет сварных соединений стыковыми швами

Стыковые соединения могут разрушаться по шву, месту сплавления и сечения самой детали в зоне термического влияния.

При качественно выполненной сварке зона стыка шва должна обладать такой же прочностью что и основной мет детали. Поэтому разрушение в основном происходит в зоне термического влияния.

Зона терм влияния – прилегающая ко шву зона детали, у которой при нагреве и сварке понижаются механические св-ва металла.

Поэтому соед стыковыми швами рассчитывается на прочность по размерам сечения детали выше указанной зоны в зав-ти от вида действия нагрузок по тем же факторам что и целые детали.

Возможные снижения прочности детали связанные со сваркой учитываются при назначении допусков напряжений.

Допуск напряжений при раст – сжатии материала шва определяется:

[s]= j[sр]

j=1,0 для косых швов

Варианты нагружений:

sр =F/b*L≤[sр]

 

 

sр=FsinB/b*L≤[sр]

sр=Mx(y)/Wx(y)= sM/b²*L≤[s’р]

sр=6M/b*L²≤[sр]

Тавровые соединения

Тавровое соединение(шов угловой, детали без раздела кромок. Расчет ведут только по касательным напряжениям

tF =F/n*L=F/0.7*k*L≤ [t’]

 

tF =M/W=4M/0.7*k* pd²≤ [t’]

 

 

tT =T/Wp=T*dmax/Ip=T(d/2)/h*p*d*(d²/4)=2T/0.7*k*p*d²≤ [t’]

 

в) при совместном действии силы F и моментов M и T.

t=tF+( ≤[t’]

9.Нахлесточное соединение
Угловые швы рассчитываются только по касательным напряжениямв опасной плоскости.
а)Лобовой шов про действии осевой силы F:

б)При действии изгибающего момента М:

Фланговые швы
На конце шва они больше чем в середине.Неравномерность возрастает с увеличением длины шва и разности податливастидеталей.Расче выполняют по среднему напряжению.

При нессиметричномфланг.расположении швов силы действующие в сварных швах F₁ и F₂ определяю по правилу статики.

1) F₁+F₂=F 2)F₁*a₁=F₂*a₂ 3) 4) 5) 6) =

При комбинированном соединении лобовым и фланговым швами:
Допускаемые напряжения
Прочность сварных соед контактным способом и зависит от: качества основного материала,технологии дефектов сварки(непровары,шлаковые и газовые включения и т.д.)
Если сварные соединения подвергаются переменным и знакопеременным нагрузкам,то следует допускаемые напряжения умножить на коэфф. γ (гамма).Для углерод. сталей γ вычисляют по фор-ле:

γ= -эф.коэф. концентрации напряжений. a,b-коэф. для углерод. сталей.
R-коэф.ассиметрии цикла напряжений.
Обазначениние сварных швов:ГОСТ2.3113.72г.

10.Шпоночное соединение.
Ш.с. служат для передачи крутящего момента от вала к зубчатому колесу или наоборот.
Существуют след. Типы шпоночныхсоед:
1)Клиновой 2)Тангенсальный 3)Призматический 4)Сигментный

Распрастранены с призматической и сегментной шпонкой.

 

Призматические шпонки стандартизованы.Различные стандарты шпонки выполнены таким образом,чтонайбольшая вероятность разрушения-это разрушение смятия.
Расчет на срез

Рачет сигментной шпонки

 

Сигментные шпонки используются: при коротких ступицах насаженых на вал.
Недостатки:значительное ослабление сечения вала где расположена шпонка,т.к. глубина врезания больше чем у призматической.

 

Шлицевые соединения.

Существуют 3 вида шлицевых соединений:
1)Прямобочными шлицами (рис.1)
2)Эвольвентными шлицами (рис.2)

3)Треугольными шлицами(рис.3)
Достоинства (+):1)Более выс. прочтность валов при переменных и ударных нагрузках и соответственно большая долговечность.2)Возможность передачи больших усилий из-за увеличения поверхности контакта.3)Саосность,лучшее центрирование при осевом перемещении.

Недостатки:1)Наличие в углах пазов месных напряжений хоть и меньше чем у шпоночных.2)Неравномерность распределения нагрузки между зубьями шлицов.3)Большая стоимость изготовления.

Способы центрирования шлицевыхсоедининий:

А)По наружному диаметру вала (D).

Б)По внутр-ме диаметру вала (d)

В)По боковым поверхностям

Выбор цетрирования зависит от режима нагрузки.При значительной нагрузке и пониженных значениях во фтулке применяют боковое центрирование,как обеспечивающее лучшее распределение нагрузки.

По степени подвижности шлицевые соединения бывают:

А)подвижные. Б)Неподвижные. В)Условнонеподвижные.
Расчеты шлицевых соединений:

Оновные критерии расчета- это смятие и расчет на износ.
G= G=

T – передаваемоесоединения,момент.

L-рабачая длина вала

S_F-удельный суммарн-й стат. момент площади рабочих поверхностей.

G=F_t/A=2T/(dср*h*l*z)

dср= 0.5*(D+d); h= 0.5*(D-d)-2f; S_f=0.5*dср*h*z

Для эвольвентных шлицевых соедdср=m*z (m- модуль шлиц соединений; h )

S_F= 0.5*m²*z²

Заклепочное соединение

Достоинства:

1.Высокая надежность соединения.

2.Удобство и надежность контроля качества шва.

3.Хорошая сопротивляемость вибрационным и ударным нагрузкам.

Недостатки:

1. Высокая стоимость, так как процесс получения заклепочного шва состоит из большого числа операций (разметка, продавливание или сверление отверстий, нагрев заклепок, их закладка, клепка) и требует применения дорогостоящего оборудования (станки, прессы, клепальные машины).

2. Большой расход материала, так как из-за ослабления деталей отверстиями под заклепки требуется увеличение площади сечений. Кроме того, необходимость применения накладок и прочих дополнительных элементов также приводит к увеличению расхода материала.

Применение. В настоящее время заклепочные соединения применяют:

1. В конструкциях, воспринимающих значительные вибрационные и ударные нагрузки при высоких требованиях к надежности соединения.

2. При изготовлении конструкций из не свариваемых материалов (дюралюминий, текстолит и др.).

3. В соединениях окончательно обработанных деталей, в которых применение сварки недопустимо из-за их коробления при нагреве.

В современном машиностроении область применения заклепочных соединений все более сокращается по мере совершенствования методов сварки.

Основные типы заклепок. Форму головки выбирают в зависимости от назначения заклепочного шва. Форма определяет тип заклепки. Наибольшее применение имеют заклепки с полукруглыми головками (рисунок 3.2, а). Заклепки с потайными головками (рисунок 3.2, б)применяют тогда, когда конструктивно недопустимы выступы головок.

Рисунок 3.2 – Основные типы заклепок:

а – с полукруглой головкой;

б – с потайной головкой;

в – с полу потайной головкой;

г – трубчатая

Расчеты заклепочных соединений

Расчет заклепок могут проводить:
- на срез
- на смятие
- на растяжение (отрыв головок)
Условия прочности на срез, смятие, растяжение:

, где F – сила, действующая на заклепку, [ _ср] - допускаемое напряжение заклепок на срез, k – число плоскостей среза в соединении, d – диаметр стержня заклепки, [ _см] - допускаемое напряжение заклепок на смятие, n – количество заклепок (в односрезных заклепках n = k), s – наименьшая толщина соединяемых частей, [ _р] - допускаемое напряжение на отрыв головок.

Резьбовые соединения

Резьба – выступы образованные на основной поверхности гаек и расположенные по винтовой линии

В зависимости от формы поверхности, на которой образована винтовая нарезка, Р. бывают цилиндрические и конические (наружные и внутренние), а в зависимости от направления винтового движения резьбового контура — правые и левые; по числу заходов (ниток нарезки) различают Р. однозаходные и многозаходные (двухзаходные, трёхзаходные и т. д.)

Методы изготовления: нарезка, фрезерование, накатка, литьё и выдавливание

профиль (контур выступа и канавки в осевом сечении);

номинальный диаметр (d, D);
шаг (P);

число заходов (n);

ход (P_h = P х n);

направление.

 

Расчет резьбовых соединений

– угол подъема (угол подъема развертки винтовой линии по среднему диаметру – рисунок 4.3), который определяется как

. (4.1)

 

, (4.2)

где F_t – движущая окружная сила; F – осевая сила на винте; – угол подъема винтовой линии резьбы.

Окружная сила трения в треугольной резьбе больше, чем в прямоугольной резьбе. Соотношение окружных сил трения в прямоугольной и треугольной резьбах удобно рассмотреть на моделях с кольцевыми витками, приняв угол подъема резьбы, равной нулю (рисунок 4.22, б).

Рисунок 4.22 – Силы взаимодействия между винтом и гайкой

Окружная сила трения для витка прямоугольного профиля Для витка треугольного профиля F₁=Nf

, (4.3)

где ; – угол профиля резьбы, откуда приведенный коэффициент трения

.

 

 

 

Клемовые соединения

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, колоннах, кронштейнах. По конструктивным признакам различают два типа клеммовых соединений: со ступицей, имеющей прорезь
(рис. 3.14, а) и с разъемной ступицей (рис. 3.14, б). Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом можно устанавливать клемму в любой части вала независимо от формы соседних участков и других деталей, расположенных на валу.

При соединении деталей с помощью клемм используются силы трения, которые возникают в результате затяжки крепежных деталей, поэтому данный вид соединения называют фрикционно-винтовым.

Силы трения позволяют нагружать соединения моментом Т и осевой силой .

Достоинства клеммовых соединений: простота монтажа и демонтажа, самопредохранение от перегрузок, возможность регулировки взаимного расположения деталей как в осевом, так и в окружном направлениях.

В зависимости от упругих свойств соединяемых деталей и характера сопряжения деталей при расчете можно рассмотреть два предельных случая (рис. 3.15).

3.3.5.1. Клемма обладает большой жесткостью, а посадка деталей выполнена с большим первоначальным зазором (рис. 3.15,а). В этом случае контакт деталей происходит по линии. Условия прочности соединения:

 

; , (3.48)

 

где – сила нормального давления (реакция) в месте контакта; – коэффициент трения; – касательная к поверхности вала сила, равная силе трения.

 

 

Соединения с натягом

Соединение двух деталей по круговой цилиндрической поверхности можно осуществить непосредственно без применения болтов, шпонок. Для этого достаточно при изготовлении деталей обеспечить натяг посадки, а при сборке запрессовать одну деталь в другую. Натягом называют положительную разность диаметров вала и отверстия. После сборки вследствие упругих и пластических деформаций диаметр посадочных поверхностей становится общим. При этом на поверхности посадки возникают силы трения, которые обеспечивают неподвижность соединения.

 

Из соединений деталей с натягом наибольшее распространение получили цилиндрические соединения, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности.

Расчет соединений с натягом

Запрессовка

Расчёт соединения с натягом втулки и вала. При этом втулка и вал (если в нём имеется отверстие) считается толстостенным цилиндром (то есть толщина стенки которых не более чем в пять раз меньше радиуса цилиндра).

Исходя из сил, действующих на соединение, находим контактное давление :

 

где — коэффициент запаса сцепления ; — осевая сила; — крутящий момент; — номинальный диаметр; — длина соединения; — коэффициент трения скольжения.

Далее находим расчётный натяг :

 

,

где — модуль упругости; — коэффициент Пуассона Так как имеются неровности профиля, которые деформируются и затрудняют продвижение запрессовки, полученное значение увеличиваем на величину поправки и получаем практический натяг:

где и — среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей

Если сборка производится температурным деформированием, то нет необходимости вводить поправку.

 

 

Механический привод

Мех. Передачи служит для преоб. Вращающего момента и изменение угловых скоростей при передачи от двигателя к рабочему органу.

Она состоит: 1.Двигатель 2.Муфта соединительня(МУВТ) 3.Механ. передача 4.Муфта компенсирующая(зубная,цепная) 5.Рабочий орган

M

N

Р.О

N2

Мп

М

МП выполн. След.фун.:

Увелич. Враща. Момент Т и умень. Углов. Скорость вращения---РЕДУКТОР

Умень Т и увел. Омегу-----Мультипликатор

Распеределяетвращ. Моменты между несколькими Р.О.----Диферицильный

Реверсировать вращ. Моменты-Реверс

Регулировать Р.О. вращении-коробка П- Ступенчатый

И бесступенчатый-вариатор

Фрикционные передачи

Передачи, в которых движение от одного вала к другому передается за счет трения между рабочими поверхностями враща­ющихся катков (дисков), называют фрикционными.

Фрикционная передача состоит из двух колес (катков) — ведущего и ве­домого, которые прижаты друг к другу с заданной силой. При вращении од­ного из катков, например, ведущего приходит в движение ведомый, благо­даря возникающей силе трения.

Условие работоспособности передачи Т_mp >= F,

где: F — передаточное окружное усилие;

Т_mp — сила трения в месте контакта.

Примечание. Окружное усилие — сила, которая вращает шкив, коленчатый вал, ма­ховик и т. д., направленная по касательной к окружности, по которой движется точка приложения этой силы. Определяют окружное усилие по формуле F = М/r,

где: М — вращающий момент;

r — расстояние от точки приложения окружного усилия до оси вращения.

Если это условие нарушается, то возникает буксование, то есть ведомый каток не вращается, а ведущий скользит по нему.

Передаточное число фрикционной передачи — отношение угло­вых скоростей ведущего и ведомого валов — не может быть строго постоян­ным, так как всегда существует относительное проскальзывание катков, изменяющееся в зависимости от нагрузки.

Различают фрикционные передачи с условно постоянным передаточным числом между валами с параллельными пересекающимися осями и переда­чи с переменным передаточным числом (вариаторы) без промежуточного звена и с промежуточным звеном.

В зависимости от условий работы фрикционные передачи подразделяют на открытые, работающие всухую, и закрытые, работающие в масле. Коэф­фициент трения в открытых фрикционных передачах выше, а прижимное усилие катков меньше. В закрытых фрикционных передачах масляная ван­на делает скольжение менее опасным, кроме того, обеспечивается отвод тепла и увеличивается долговечность передачи.

Достоинства:

1. Простота конструкции и обслуживания.

2. Равномерность и бесшумность работы.

3. Возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа, причем на ходу, без остановки передачи.

Недостатки:

1. Большой и неравномерный износ рабочих поверхностей катков при буксовании.

2. Большие нагрузки на валы и подшипники от прижимного усилия F_n, что увеличивает их размеры и делает передачу громоздкой. Этот недостаток ограничивает величину передаваемой мощности.

3. Непостоянство передаточного числа i из-за проскальзывания катков.

 

Ременные передачи

Ременные передачи – относятся к передачам фрикционного типа. Состоит из двух шкивов охваченных бесконечным ремнём.

Достоинство передачи:

1) Возможность передачи вращения между валами, на значительном расстоянии.

2) Плавность и бесшумность в работе

3) Возможность предохранения от перегрузок

Недостатки:

1) Большие геометрические размеры

2) Непостоянство передаточного отношения

3) Значительные нагрузки на валы.

Типы:

1) В зависимости от сечения ремня различают:

· Плоскоременные передачи

· Клиновидный ремень (Тяговая способность при прочих равных условиях прим. в 3 раза выше чем у плоскоременной)

· Поликлиновая передача Все преимущества плоско клиноременной

· Зубчатоременная Работает по принципу зацепления. Может использоваться в точных кинематических цепях. Обладает высокой тяговой способностью.

 

Кинематические и геометрические параметры ременных передач

 

; ;

Известные:

d₁, d₂, U, n₁, n₂

Определяемые:

β- угол между ветвями, α- угол обхвата на меньшем шкиве; а- межосевое расстояние; l- длина ремня.

 

Зубчатые передачи

- состоит из пары зубчатых колёс. Общее название зубчатое колесо. Если два- меньшее шестерня, большее колесо.

Классификация:

· В зависимости от окружной скорости зацепления

тихоходные

среднескоростные

быстроходные

· В зависимости от поверхности зуба

1) Эвольвентные

2) Зацепление новикова

3) Циклоидальное

· По типу зубьев

1) С прямым зубом

2) С косым зубом

3) С круговым зубом

· В зависимости от твёрдости поверхности зубьев

1) НВ<350

2) HB>=350

 

34. Геометрические параметры прямозубой цилиндрической передачи

Меньшее ЗК - шестерня. m– модуль =Р-шаг/П-число ПИ, aW – межосевое расстояние, Yd =bW(ширина)/dW – коэффициент ширины, a = 20° – угол профиля, U – передаточное число, делительный диаметр d, диаметры вершин dаи впадин df

aw=(d1+d2)/2. Ширина зубчатого колеса равна b2=Yb(коэф ширины)*aw. Ширину шестерни принимают в 1,12 раз больше, чем ширина колеса b1=1,12*b2.

 

 

Все параметры зубчатых передач и индексы которые используются стандартизованы.

Параметры с индексом омега относятся к начальной окружности. Параметры с индексом v относятся к основной окружности оси поверхн.

Индекс «а» окружности вершин

Индекс «b» к окружности впадин

Параметры без индекса относятся к делительной окружности.

 

35.Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач

Поломка зубьев. Наиболее опасный вид разрушения, при­водящий к выходу из строя передачи и часто к повреждению других деталей (валов, подшипников)

Поломка зубьев может вызываться большими перегрузками ударного или статического действия или усталостью материала от многократно повторяющихся нагрузок.

Поломки от перегрузок часто бывают связаны: а) с концен­трацией нагрузки по длине зубьев из-за погрешностей изготовле­ния или больших упругих деформаций валов; б) с износом зубьев, приводящим к их ослаблению и к росту динамических нагрузок; в) с вводом в зацепление на ходу передвижных шестерен.

Трещины обычно появляются у основания зубьев на стороне растянутых волокон.

При усталостном разрушении излом имеет вогнутую фор­му на теле колеса, при разрушении от перегрузки — выпук­лую. Зубья шевронных и широких косозубых колес обычно выламываются по косому сечению (от основания к вершине противоположного торца).

Стандарт предусмотр 12 степеней точности(1-самы точные)В машиностроении исп 6-8

Степ. Точности хар-ся 3-мя параметрами

1)Кинаматич точность (Нормой кинемат точности регламентируют наибольшую погрешность передаточного числа или угла поворта в пределах 1-го оборота зубч. Колеса

2)норма плавности работы (Нормой плавности регламентир. Многократно повтор циклич ошибки передвточного числа или угла поворота за 1 поворот

3)Норма пятна контакта зацепления (Нома контакта зубьев регламентируется очисткой изготов. и контакта влияющие на площадь контакта

 

36. Расчетная нагрузка при расчете ЗП

 

При работе передачи возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей, их деформаций, погреш­ностей при сборке и условий эксплуатации. Расчетная нагруз­ка определяется умножением номинальной нагрузки на коэф­фициент нагрузки К > 1.

Номин нагрузка опред ,

Gп распределяется неравномерно:

1) между одновременно работающими парами зубьев.

2) по длине зуба

3) возникает дополнительная внутренняя динамическая нагрузка.

4) внешняя динамическая нагрузка.

T_1H=T₁×K_H

T_1F=T₁×K_F

Коэффициент нагрузки:

K_H = K_HA×K_HV×K_Hb×K_{Hα -} Коэф нагрузки при расчете контактных напря­жений

K_F = K_FA×K_FV×K_Fb×K_Fα, - при расчете напряжений изгиба

K_A – коэффициент внешней динамической нагрузки;

K_HV, K_FV – коэффициенты, учитывающие внутренюю дин. нагр

K_Hb, K_Fb – коэффициенты концентрации нагрузки, учиты­вающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;.

K_H£, K_F£ – коэффициент, учитывающий характер рас­пределения нагрузки между зубьями. Для прямозубой передачи равен 1, для косозубой определяется по формуле.

 

 

Расчет по напряжению изгиба

Поломка зубьев связана с напряжениями изгиба, вследствие усталости материала от длительно действующих нагрузок. Расчет на изгиб сводится к проверке условия:

При выводе расчётной формулы для определения напряжений изгиба принимают следующие допущения:
1) вся нагрузка зацепления передаются одной парой зубьев, которая приложена к вершине зуба и направлена по нормали к его профилю (сила трения не учитываются); 2) зуб рассматривают как консольную балку прямоугольного сечения, что позволяет рассчитывать его методами сопротивления материалов. Фактически зуб представляет собой балку с изменяющейся формой. Это учитывается введением в расчётные формулы теоретического коэффициента концентрации напряжений Кт.

Распределённую по ширине венца зуба нагрузку заменяют сосредоточенной силой , которую переносят по линии действия на ось зуба и раскладывают на две составляющие: изгибающую зуб и сжимающую , где - угол направления нормальной силы Fn. Он несколько больше угла зацепления .

Напряжение изгиба в опасном сечении (вблизи хорды основной окружности), т.е. напряжение на растянутой стороне зуба, где возникают усталостные трещины.

Напряжения определяются отношением внешней силы к моменту сопротивления сечения.
Тогда после подстановки в исходную формулу, формула проверочного расчёта прямозубых передач:

где и - расчётное и допускаемое напряжения изгиба, Н/мм2.
Ft – окружная сила, H,
b и m – ширина и модуль зубчатого колеса или шестерни, мм,
YF – коэффициент формы зуба – величина безразмерная, зависящая от числа зубьев z или zv и коэффициента смещения х.

 

Валы. Оси

Вал-устройство передающее крутящий момент, ось не передает его а испытывает изгибающий момент.

В зависимомти от формы различают:

1)гладкие валы

2) ступенчатые валы

3) Гибкие валы

4) коленчатые валы

Сущ. 2 вида расчета валов.

1) Проектировачный расчет

2) Проверочные расчет

а) расчет на выносливость

б) расчет на колебания

в) расчет на жесткость

Часть вала или оси контактирующей с опорой наз.цапфой. Если цапфа воспринимает осевые нагрузки это пята.если цапфа расположена после средней части вала это шейка

Расчет вала на выносливость

Разрушение большинства валов происходит из-за потери усталости материала, производят расчет на выносливость.

Расчет на усталость заключается в определении коэф. запаса прочности в опасном сечении и сравнивает его с допустимым запасам коэф прочности.

Для расчета на усталость действительную схему вала заменяют условной схемой вала. При этом одну из опор заминяют шарнирно не подвижной, другую шарнирно подвижной опорой.

Строят эпюры на изгиб и крутящих моментов, за опасное сечение принимают сечение вала в катором действует минимальный изгибающий и крутящий момент

А) различные виды канавок: галтель, поднутрения.

Концентратором является посадка с гарантированным натягом на вал; участки валов где имеются резьбы шлецы.

Расчет вала на жесткость

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу деталей связанных с ним. Прогиб вала вызывает неравномерные нагрузки: поворот сечения под подшипниками вызывает перекос. Допустимые упругие перемещения зависят от условия эксплотации и определяется для каждого конкретного случая.

Стрела прогиба у не должна привышать:

y≤0.001m-дляцелендрических

у≤0.005м-для конических

Угол поворота сечения под подшипниками 0.001рад. для роликовых, 0.005рад шарико–подшипник.

Малое значение прогиба и углов поворота приводит к тому что в некоторых случаях работоспособность вала опред. Не расчетом на долговечность а расчетом на жескость. Величина перемещения и условия поворота опред. По методу Верещагина.

Расчет вала на колебания

Расчет на колебания проводят для того, что бы в процессе работы не возникали в механической системе резонансные колебания. вынужденные колебания системы с одной степенью свободы Описываются уровнением

У-амплитуда вынужденного колебания, Р₀-амплитуда возмущающей силы, m- масса, ρ-частота собственного колебания системы. ω-круговая частота возмущающей силы.

Полная амплитуда колебаний определяется:

Условие:

1) ρ>ω; амплитуда будет направлена против экцентрисистета.

2) ρ≥ω; центр тяжести не сбалансированной массы будет располагаться на оси вращения.

Подшипник

Классификация подшипников:

1.В зависимости от типа трения: качения, скольжения

2.В зависимости от формы тел качения: шариковые, роликовые

3.В зависимости от воспринимаемой нагрузки: радиальные, радиально-упорные, упорные, упорно-радиальные

4.В зависимости от числа тел качения: однородные

Подшипник состоит:1)Внутреннее кольцо, 2)наружное кольцо, 3)тело качения, 4)сепаратор

Виды серий:1-особо легкая серия, 2-легкая серия, 3-средняя серия, 4-тяжелая серия, 6-средняя широкая

Типы подшипников:0-радиальный-шариковый, 1-радиальный-шариковый сферический, 2-роликовый-радиальный с цилиндрич. Роликами, 3-роликовый радиальный со сферич.роликами, 6-шариковый радиально-упорный,

 

Динамика подшипника

В процессе работы подшипника качения под действием центростремительной силы каждое тело качения прижимается к дорожке наружного кольца с силой . Величину этой силы учитывают только для быстроходных подшипников. Основные причины выхода из строя:1)усталостное выкрашивание беговых дорожек колец и тел качения, 2)износ дорожек колец и тел качения, 3)разрушение сепараторов, 4)наличие следов пластической деформации. Подбор подшипников осуществляют по 2-ум критериям:1)расчет на статическую грузоподъемность, 2)расчет на