курсовая работа. курсовая работа ДМ Сапронов. Разработка механического привода ленточного транспортера пз08
 Скачать 0.95 Mb.
|
8.4 Материалы валов и осейМатериалы валов и осей должны быть прочными, хорошо обрабатываться и иметь высокий модуль упругости. Прямые валы и оси изготовляют преимущественно из углеродистых и легированных сталей. Для валов и осей без термообработки применяют стали Ст.5, Ст.6, 35, 40; для валов с термообработкой — стали 45, 40Х (см, табл. 6.5). Быстроходные валы, работающие в подшипниках скольжения, изготовляют из сталей 20, 20Х, 12XHЗA. Цапфы этих валов цементуют для повышения износостойкости. Валы и оси обрабатывают на токарных станках с последующим шлифованием цапф и посадочных поверхностей. 8.5 Критерии работоспособностиВалы и вращающиеся оси при работе испытывают циклически - изменяющиеся напряжения. Основными критериями работоспособности являются усталостная прочность (выносливость) и жесткость. Усталостная прочность валов и осей оценивается коэффициентом запаса прочности, а жесткость — прогибом в местах посадок деталей и углами наклона или закручивания сечений. Практикой установлено, что разрушение валов и осей быстроходных машин в большинстве случаев носит усталостный характер, поэтому основным является расчет на усталостную прочность. 9. Расчет валовОсновными расчетными силовыми факторами являются крутящие Мк и изгибающие Ми моменты. Влияние растягивающих и сжимающих сил, как, правило, невелико и в большинстве случаев не учитывается. Различают проектный и проверочный расчеты валов. 9.1. Проектный расчет валовПроектный расчет валов производится на статическую прочность для ориентировочного определения диаметров. В начале расчета известен только крутящий момент Мк. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь после разработки конструкции вала, когда согласно чертежу выявится его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определятся места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т. п. Поэтому проектный расчет вала производится условно только на одно кручение. При этом расчете влияние изгиба, концентрации напряжений и характера нагрузки на прочность вала компенсируются понижением допускаемых напряжений на кручение [τ]к. При проектном расчете обычно определяют диаметр выходного конца вала, который в большинстве случаев испытывает лишь одно кручение. Промежуточный вал не имеет выходного конца, поэтому для него расчетом определяют диаметр под шестерней. Остальные диаметры вала назначаются при разработке конструкции с учетом технологии изготовления и сборки. Диаметр расчетного сечения вала определяют по формуле, известной из курса сопротивления материалов:  , (11.1)где Мк— крутящий момент в н·мм, возникающий в расчетном сечении вала и обычно численно равный передаваемому вращающему моменту М, т. е. Мк=М; [τ]к — допускаемое напряжение на кручение в н/мм2. Для валов из сталей Ст. 5, Ст. 6, 35, 40, 45 принимают: при определении диаметра выходного конца [τ]к =20…25 н/мм2, при определении диаметра промежуточного вала под шестерней [τ]к = 10…20 н/мм2. Полученное значение диаметра округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ 6636 — 69. Нормальные линейные размеры в мм (извлечение из ГОСТ 6636 — 69): 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100. При проектировании редукторов диаметр выходного конца быстроходного вала часто принимают равным (или почти равным) диаметру вала электродвигателя, с которым он будет соединен муфтой. 9.2. Последовательность проектного расчета валов(см. решение примера 40) Исходные данные: 1. Передаваемый момент М. 2. Условия работы. Последовательность расчета: 1. В зависимости от условий работы выбирают материал вала и задаются допускаемым напряжением [τ]к (см. выше). 2. Определяют диаметр выходного конца вала из расчета только на кручение [формула (11.1)]. Для промежуточных валов определяют диаметр под шестерней. 3. Разрабатывают конструкцию вала и по чертежу оценивают его размеры. Окончательно форму и размеры вала определяют после подбора подшипников, когда выявятся необходимые размеры цапф. Для первого вала d1 ≥  =  = 18,6 ммd2 ≥  =  = 29 ммПо ГОСТ 6636 — 69 принимаем d=30 мм Диаметр вала в месте посадки звездочки d=30 мм получен расчетом. Диаметр в месте посадки подшипников принимаем d1=32 мм, чтобы внутреннее кольцо подшипника прошло свободно через посадочное место для шестеренки. Диаметр в месте посадки колеса берем d2 = 36 мм по тем же соображениям. Радиусы галтелей принимаем равными r =1,5 мм (см. [1]). Конструктивно назначаем l1 = 70 мм; l2 =l3 = 60 мм Для второго вала d1 ≥  =  = 31,3 ммd2 ≥ =  = 45 ммПо ГОСТ 6636 — 69 принимаем d=45 мм Диаметр вала в месте посадки звездочки d=45 мм получен расчетом. Диаметр в месте посадки подшипников принимаем d1=47 мм, чтобы внутреннее кольцо подшипника прошло свободно через посадочное место для звездочки. Диаметр в месте посадки колеса берем d2 = 50 мм по тем же соображениям. Радиусы галтелей принимаем равными r =1,5 мм (см. [1]). Конструктивно назначаемl1 = 80 мм; l2 =l3 = 70 мм Для третьего вала d1 ≥ =  = 48,9 ммd2 ≥ =  = 69,02 ммПо ГОСТ 6636 — 69 принимаем d=70 мм Диаметр вала в месте посадки звездочки d=70 мм получен расчетом. Диаметр в месте посадки подшипников принимаем d1=72 мм, чтобы внутреннее кольцо подшипника прошло свободно через посадочное место для звездочки. Диаметр в месте посадки колеса берем d2 = 75 мм по тем же соображениям. Радиусы галтелей принимаем равными r =1,5 мм (см. [1]). Конструктивно назначаемl1 = 70 мм; l2 =l3 = 60 мм Для четвертого вала d2 ≥ = = 69,02 ммПо ГОСТ 6636 — 69 принимаем d=70 мм Диаметр вала в месте посадки звездочки d=70 мм получен расчетом. Диаметр в месте посадки подшипников принимаем d1=72 мм, чтобы внутреннее кольцо подшипника прошло свободно через посадочное место для звездочки. Диаметр в месте посадки колеса берем d2 = 75 мм по тем же соображениям. Радиусы галтелей принимаем равными r =1,5 мм (см. [1]). Конструктивно назначаемl1 = 170 мм; l2 =l3 = 160 мм |