|
|
|
содержание .. 11 12 13 14 ..
1
03
1
02
Посадочные
поверхности
валов
и
осей
под
ступицы
наса
-
живаемых
деталей
выполняют
цилиндрическими
и
коничес
-
кими
(
см
.
рис
.
1
5.2).
При
посадках
с
натягом
диаметр
этих
поверхностей
принимают
больше
диаметра
соседних
участ
-
ков
для
удобства
напрессовки
и
снижения
концентрации
напряжений
(
см
.
рис
.
1
5.2).
Диаметры
посадочных
поверхно
-
стей
и
диаметры
под
подшипники
скольжения
выбирают
из
ряда
нормальных
линейных
размеров
,
диаметры
под
под
-
шипники
качения
—
по
стандартам
на
подшипники
.
Конические
концы
валов
(
см
.
рис
.
1
5.2)
изготовляют
с
конусностью
1
:
1
0.
Их
применяют
для
облегчения
монтажа
устанавливаемых
на
вал
деталей
.
Переходные
участки
валов
и
осей
между
двумя
ступеня
-
ми
разных
диаметров
выполняют
:
а
)
с
канавкой
со
скруглением
для
выхода
шлифовального
круга
(
рис
.
1
5.4,
а
);
б
)
с
галтелью
постоянного
радиуса
,
рис
.
1
5.4,
б
(
гал
-
тель
—
поверхность
плавного
перехода
от
участка
меньше
-
го
сечения
к
большему
);
в
)
с
галтелью
переменного
радиуса
(
рис
.
1
5.4,
в
).
Переходные
участки
являются
концентраторами
напря
-
жений
.
Эффективным
средством
для
снижения
концентра
-
ции
напряжений
в
переходных
участках
является
повышение
их
податливости
путем
выполнения
раз
-
грузочных
канавок
(
рис
.
1
5.5,
а
),
увеличе
-
ния
радиусов
галтелей
,
выполнения
отвер
-
стий
в
ступенях
большего
диаметра
(
рис
.
1
5.5,
б
).
Деформационное
упрочнение
(
на
-
клеп
)
галтелей
повышает
несущую
спо
-
собность
валов
и
осей
.
Материалы
валов
и
осей
должны
хоро
-
шо
обрабатываться
,
быть
прочными
и
иметь
высокий
модуль
упругости
.
Этим
требованиям
наиболее
полно
удовлетво
-
ряют
углеродистые
и
легированные
ста
-
ли
,
из
которых
преимущественно
изготав
-
а
)
б
)
в
)
Рис
.
1
5.3.
Пяты
форме
бывают
сплошны
-
ми
(
рис
.
1
5.3,
а
),
кольце
-
выми
(
рис
.
1
5.3,
б
)
и
гре
-
бенчатыми
(
рис
.
1
5.3,
в
).
Гребенчатые
пяты
в
на
-
стоящее
время
применяют
редко
.
а
)
б
)
в
)
d
d
d
t
Г
Рис
.
1
5.4.
Переходные
участки
вала
а
)
б
)
Рис
.
1
5.5.
Способы
повышения
уставной
прочности
валов
ливают
валы
и
оси
.
Для
валов
и
осей
без у п р о ч н я ю щ е й
термообработки
применяют
стали
Ст
5,
Ст
6;
для
валов
с
термообработкой
—
стали
45,
40
Х
.
Быстроходные
валы
,
работающие
в
подшипниках
скольжения
,
изготовляют
из
сталей
20, 20
Х
,
1
2
ХНЗА
.
Цапфы
этих
валов
цементуют
для
повышения
износостойкости
.
Валы
и
оси
обрабатывают
на
токарных
станках
с
после
-
дующим
шлифованием
цапф
и
посадочных
поверхностей
.
15.3.
Критерии работоспособности валов
и осей
Основными
критериями
работоспособности
яв
-
ляются
прочность
и
жесткость
.
Валы
и
вращающиеся
оси
при
работе
испытывают
циклически
изменяющиеся
напря
-
жения
.
Прочность
оценивают
коэффициентом
запаса
проч
-
ности
при
расчете
валов
и
осей
на
сопротивление
устало
-
сти
,
а
жесткость
—
прогибом
,
углами
поворота
или
закру
-
чивания
сечений
в
местах
установки
деталей
.
Практикой
установлено
,
что
разрушение
валов
и
осей
быстроходных
машин
в
большинстве
случаев
носит
усталостный
харак
-
тер
,
поэтому
основным
является
расчет
на
сопротивление
усталости
.
1
05
1
04
Основными
расчетными
силовыми
факторами
являются
крутящие
М
к
и
изгибающие
М
моменты
.
Влияние
растяги
-
вающих
и
сжимающих
сил
на
прочность
мало
и
их
в
боль
-
шинстве
случаев
не
учитывают
.
15.4.
Проектировочный расчет валов
Проектировочный
расчет
валов
производят
на
статическую
прочность
с
целью
ориентировочного
опреде
-
ления
диаметров
.
В
начале
расчета
известен
только
крутя
-
щий
момент
М
к
.
Изгибающие
моменты
М
оказывается
воз
-
можным
определить
лишь
после
разработки
конструкции
вала
,
когда
согласно
общей
компоновке
выявляют
его
дли
-
ну
и
места
концентрации
напряжений
:
галтели
,
шпоночные
пазы
и
др
.
Поэтому
проектировочный
расчет
вала
произво
-
дят
условно
только
на
кручение
,
а
влияние
изгиба
,
концен
-
трации
напряжений
и
характера
нагрузки
на
прочность
вала
компенсируют
понижением
допускаемых
напряжений
на
кручение
[
τ
]
к
.
При
проектировочном
расчете
обычно
определяют
диа
-
метр
выходного
конца
,
а
для
промежуточного
вала
—
диа
-
метр
под
колесом
.
Диаметры
других
участков
вала
назна
-
чают
при
разработке
конструкции
с
учетом
технологии
изготовления
и
сборки
.
Диаметр
расчетного
сечения
вала
вычисляют
по
форму
-
ле
,
известной
из
курса
сопротивления
материалов
:
[ ]
3
)
2
,
0
/(
1
0
к
к
М
d
τ
≥
,
(
1
5.
1
)
где
М
к
—
крутящий
момент
,
действующий
в
расчетном
сечении
вала
и
численно
равный
передаваемому
вращающему
моменту
:
М
к
=
Т
,
Н
.
м
;
[
τ
]
к
—
допускаемое
напряжение
на
кручение
,
Н
/
мм
2
.
Для
валов
из
сталей
Ст
5,
Ст
6, 45
принимают
:
при
опреде
-
лении
диаметра
выходного
конца
[
τ
]
к
= 20...30
Н
/
мм
2
;
диа
-
метра
промежуточного
вала
под
колесом
[
τ
]
к
=
1
0...20
Н
/
мм
2
.
Полученный
диаметр
вала
округляют
до
ближайшего
значения
из
ряда
R40
нормальных
линейных
размеров
,
мм
:
22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36. 38, 40, 42, 45. 48, 50, 53, 56.
60, 63, 67, 7
1
, 75, 80. 85, 90, 95,
1
00,
1
05,
11
0,
1
20,
1
25,
1
30,
1
40.
1
50,
1
60,
1
70,
1
80,
1
90, 200, 2
1
0, 220, 240, 250, 260. 280.
Большие
(
меньшие
)
значения
размеров
получают
умножени
-
ем
(
делением
)
приведенных
на
1
0
или
1
00.
При
проектировании
редукторов
диаметр
d
выходного
конца
быстроходного
вала
принимают
равным
d
= (0,8...l)
d
э
,
где
d
э
—
диаметр
вала
электродвигателя
,
с
которым
редук
-
тор
соединяют
муфтой
.
Форму
и
размеры
вала
уточняют
после
подбора
подшип
-
ников
,
когда
определят
необходимые
размеры
цапф
.
15.5.
Проверочный
расчет
валов
Проверочный
расчет
валов
производят
на
сопро
-
тивление
усталости
и
на
жесткость
.
Его
выполняют
пос
-
ле
полного
конструктивного
оформления
вала
на
основе
проектировочного
расчета
,
подбора
подшипников
,
расчета
соединений
,
участвующих
в
передаче
вращающего
момен
-
та
,
разработки
различных
конструктивных
элементов
,
свя
-
занных
с
фиксацией
и
регулировкой
установленных
на
валу
деталей
,
назначения
вида
механической
обработки
и
каче
-
ства
поверхностей
отдельных
участков
.
Проверочный
расчет
вала
выполняют
по
его
расчетной
схеме
.
При
составлении
расчетной
схемы
валы
рассматри
-
вают
как
прямые
брусья
,
лежащие
на
шарнирных
опорах
.
Расчет
на
сопротивление
усталости
выполняют
как
про
-
верочный
.
Он
заключается
в
определении
расчетных
коэф
-
фициентов
запаса
прочности
в
предположительно
опасных
сечениях
,
предварительно
намеченных
в
соответствии
с
эпюрами
моментов
и
расположением
зон
концентрации
на
-
пряжений
.
1
07
1
06
При
расчете
принимают
,
что
напряжения
изгиба
изменя
-
ются
по
симметричному
циклу
,
а
напряжения
кручения
—
по
отнулевому
циклу
.
Выбор
отнулевого
цикла
для
напря
-
жений
кручения
основан
на
том
,
что
валы
передают
пере
-
менные
по
значению
,
но
постоянные
по
направлению
вра
-
щающие
моменты
.
Проверку
на
сопротивление
усталости
производят
по
ко
-
эффициенту
запаса
прочности
s
.
Амплитуда
симметричного
цикла
напряжений
при
изгибе
вала
.
/
м
м
max
W
M
а
=
σ
=
σ
=
σ
(
1
5.2)
амплитуда
отнулевого
цикла
напряжений
при
кручении
вала
),
2
/(
2
/
2
/
max
к
к
к
а
W
М
=
τ
=
τ
=
τ
(
1
5.3)
где
2
2
Г
В
М
М
М
+
=
—
результирующий
изгибающий
момент
(
М
В
и
М
Г
—
изгибающие
моменты
в
вертикальной
и
горизонтальной
плоскостях
);
М
к
—
крутящий
момент
;
W
м
и
W
к
—
моменты
сопротивления
изгибу
и
кручению
сечения
вала
:
W
м
= 0,
1
d
3
;
W
к
= 0,2d
3
.
Проверочный
расчет
на
сопротивление
усталости
ведут
по
максимальной
длительно
действующей
нагрузке
без
уче
-
та
кратковременных
пиковых
нагрузок
,
число
циклов
нагру
-
жения
от
которых
невелико
и
не
влияет
на
сопротивление
усталости
.
Минимально
допустимое
значение
коэффициента
запаса
прочности
[
s
] =
1
,6...2,5.
Если
в
результате
расчета
получают
s
< [
s
]
и
увеличение
сечения
вала
невозможно
или
нецелесообразно
,
то
наиболее
эффективным
способом
повышения
сопротивления
усталос
-
ти
является
применение
упрочняющей
обработки
.
Расчет
валов
на
жесткость
выполняют
в
тех
случаях
,
когда
их
деформации
(
линейные
или
угловые
)
существенно
влияют
на
работу
сопряженных
с
валом
деталей
.
Так
,
наклон
упругой
линии
1
вала
под
зубчатым
колесом
от
прогиба
(
рис
.
1
5.6)
вызывает
перекос
колес
,
концентра
-
цию
нагрузки
по
длине
зубьев
,
повышенный
местный
износ
или
даже
излом
,
а
угол
наклона
цапф
—
защемление
тел
качения
в
подшипниках
,
повышенное
сопротивление
враще
-
нию
и
нагрев
опоры
.
Различают
изгибную
и
крутильную
жесткость
вала
.
Изгибную
жесткость
валов
оценивают
углом
Θ
наклона
,
который
определяют
методами
сопротивления
материалов
.
Требуемую
изгибную
жесткость
обеспечивают
соблюдени
-
ем
условия
Θ
< [
Θ
].
Значение
допускаемых
углов
наклона
[
Θ
]
зависит
от
на
-
значения
вала
или
оси
.
Так
,
допускаемый
угол
наклона
се
-
чения
вала
под
зубчатым
колесом
[
Θ
] = 2',
угол
наклона
цапф
радиальных
шарикоподшипников
[
Θ
] = 6',
конических
роликовых
[
Θ
] = 2'.
Крутильную
жесткость
валов
оценивают
углом
закручива
-
ния
на
единицу
длины
вала
(
см
.
курс
«
Сопротивление
матери
-
алов
»).
Для
многих
валов
передач
крутильная
жесткость
не
имеет
существенного
значения
и
такой
расчет
не
производят
.
15.6.
Расчет осей
Проектировочный
расчет
.
Оси
работают
как
поддерживающие
детали
и
поэтому
нагружены
только
изги
-
бающими
нагрузками
.
Действием
растягивающих
и
сжима
-
ющих
сил
пренебрегают
.
Проектировочный
расчет
осей
на
статическую
прочность
выполняют
аналогично
расчету
Рис
.
1
5.6.
Углы
наклона
сечений
вала
:
1
—
упругая
линия
вала
1
09
1
08
балок
с
шарнирными
опорами
обычными
методами
сопро
-
тивления
материалов
,
задаваясь
при
этом
длинами
участ
-
ков
осей
в
зависимости
от
конструкции
узла
.
Расчет
неподвижных
осей
ведут
в
предположении
изме
-
нения
напряжений
изгиба
по
отнулевому
циклу
—
самому
неблагоприятному
из
всех
знакопостоянных
циклов
.
Для
осей
,
изготовленных
из
среднеуглеродистых
сталей
(
Ст
5,
Ст
6, 45
и
др
.),
допускаемое
напряжение
изгиба
[
σ
0
]
И
=
1
00...
1
60
Н
/
мм
2
.
Меньшие
значения
рекомендуют
при
значитель
-
ных
концентрациях
напряжений
.
Напряжения
во
вращающихся
осях
изменяются
по
симмет
-
ричному
циклу
,
для
них
принимают
[
σ
–
1
]
И
= (0,5...0,6) [
σ
0
]
И
.
Если
ось
в
расчетном
сечении
имеет
шпоночную
канавку
,
то
полученный
диаметр
увеличивают
на
1
0%
и
округляют
до
ближайшего
большего
стандартного
значения
.
Проверочный
расчет
осей
на
сопротивление
усталости
и
изгибную
жесткость
ведут
аналогично
расчету
валов
при
М
к
= 0.
Глава
16.
ПОДШИПНИКИ
КАЧЕНИЯ
16.1.
Общие
сведения
Подшипники
качения
(
рис
.
1
6.
1
)
представляют
собой
готовый
узел
,
основными
элементами
которого
явля
-
ются
тела
качения
—
шарики
3
или
ролики
,
установленные
между
кольцами
1
и
2
и
удерживаемые
на
определенном
расстоянии
друг
от
друга
сепаратором
4
.
При
работе
под
-
шипника
тела
качения
катятся
по
желобам
колец
—
дорож
-
кам
качения
.
Одно
из
колец
подшипника
(
как
правило
на
-
ружное
)
в
большинстве
случаев
неподвижно
.
Распределение
радиальной
нагрузки
между
телами
качения
,
находящимися
в
нагруженной
зоне
(
ограниченной
дугой
не
более
1
80°),
неравномерно
(
рис
.
1
6.2)
вследствие
неодинаковых
контак
-
тных
деформаций
колец
и
различных
тел
качения
.
На
раз
-
мер
зоны
нагружения
и
неравномерность
распределения
на
-
грузки
оказывают
влияние
величина
радиального
зазора
в
подшипнике
и
жесткость
корпуса
.
В
отдельных
случаях
для
уменьшения
радиальных
разме
-
ров
подшипника
кольца
отсутствуют
и
тела
качения
ка
-
тятся
по
дорожкам
качения
,
образованным
непосредственно
на
цапфе
и
в
корпусе
(
в
блоке
зубчатых
колес
).
Твердость
,
точность
и
шероховатость
поверхности
дорожек
качения
должны
быть
такими
же
,
как
у
подшипниковых
колец
.
Подшипники
качения
стандартизованы
и
широко
распро
-
странены
во
всех
отраслях
машиностроения
.
Их
изготавли
-
вают
в
больших
количествах
на
крупных
специализирован
-
ных
заводах
.
Достоинства
подшипников
качения
.
1
.
Сравнительно
ма
-
лая
стоимость
вследствие
массового
производства
.
2.
Ма
-
лые
потери
на
трение
и
незначительный
нагрев
при
работе
(
потери
на
трение
при
пуске
и
при
установившемся
режиме
работы
практически
одинаковы
).
3.
Высокая
степень
взаи
-
мозаменяемости
,
что
облегчает
монтаж
и
ремонт
машин
.
4.
Малый
расход
дефицитных
цветных
металлов
при
изготов
-
лении
и
смазочного
материала
при
эксплуатации
.
5.
Малые
осевые
размеры
,
простота
монтажа
и
эксплуатации
.
Недостатки
.
1
.
Большие
радиальные
размеры
.
2.
Высокая
чувствительность
к
ударным
и
вибрационным
нагрузкам
.
Рис
.
1
6.2.
Схема
распределения
радиальной
нагрузки
между
телами
качения
в
подшипнике
Рис
.
1
6.
1
.
Шариковый
радиальный
однорядный
подшипник
содержание .. 11 12 13 14 ..
|
|
|