Мои Конспекты
Главная | Обратная связь


Автомобили
Астрономия
Биология
География
Дом и сад
Другие языки
Другое
Информатика
История
Культура
Литература
Логика
Математика
Медицина
Металлургия
Механика
Образование
Охрана труда
Педагогика
Политика
Право
Психология
Религия
Риторика
Социология
Спорт
Строительство
Технология
Туризм
Физика
Философия
Финансы
Химия
Черчение
Экология
Экономика
Электроника

Розрахункові схеми валів. Критерії розрахунку



 

 
 

Розрахункові схеми валів зображують у вигляді балок на шарнірних опорах, які навантажені поперечними та осьовими силами, що виникають у зачепленні встановлених на них зубчастих коліс, від натягу віток пасової чи ланцюгової передач, від дії власної ваги шківів, барабанів та інших встановлених на валу деталей. При складанні розрахункової схеми вала відстань між опорами беруть із міркувань, що центр опори розміщений по центру підшипника (рис.12.4,б), а точка прикладання радіальної сили – по центру маточини (рис.12.4,в). Для підшипників ковзання центр опори розміщують на відстані 1/3l довжини шипа (рис.12.4,г). Якщо підшипники радіально-упорні, то опори розташовані у точках перетину контактних нормалей з віссю вала (рис.12.4,а). Відстань а від названих точок до площини торця підшипника визначають за формулами:

для однорядних радіально-упорних кулькових

;

для дворядних радіально-упорних кулькових

;

для однорядних конічних роликопідшипників

;

для дворядних конічних роликопідшипників

,

де d, D, b, T, e – табличні параметри підшипника.


Розрахункові схеми валів можуть бути дуже різноманітними. При переході від конструкції до розрахункової схеми, схематично показують навантаження, опори і форму вала. У розрахункових схемах використовують два види опор: шарнірно-нерухома, шарнірно-рухома. Ми будемо розглядати тільки двохопорні вали, як статично визначені системи. Власну вагу валів та встановлених на них деталей у розрахунках не беремо до уваги.

Сили взаємодії між зубцями коліс циліндричної і конічної передач, а також між зубцями черв’ячного колеса і витками черв’яка покажемо трьома взаємно перпендикулярними силами , , (рис.12.5…12.7). Тому епюри згинальних моментів будуються у взаємно перпендикулярних площинах. Одну із них називаємо вертикальною – площина у-z, другу – горизонтальною – площина х-у.

На схемах, де показані сили, вали розведені і зачеплення показано умовно роз’єднаним. Момент рушійних сил на ведучому валу за напрямком співпадає з обертанням вала ( і на рис.12.5…12.7), момент сил опору на веденому валу протилежно напрямлений до напряму обертання вала ( і на рис.12.5…12.7).

Циліндрична зубчаста передача. Для визначення навантаження на вали зубчастої циліндричної передачі (рис.12.5) необхідно визначити сили у зачепленні:

колова сила , ;

радіальна сила , ;

осьова сила , ,

де - кут зачеплення у нормальному перерізі, ; - кут нахилу зубців; , -діаметри ділильних кіл шестірні і колеса. Конічна зубчаста передача. Для розрахунку валів конічної зубчастої передачі (рис.12.6) необхідно визначити сили у зачепленні:

колова , ;

радіальні , ;

осьові , ,

де , - кути при вершинах ділильних конусів шестірні і колеса; , - середні діаметри ділильних кіл шестірні і колеса.

У конічній прямозубій передачі осьові сили завжди напрямлені від вершин до основи конусів. У конічних передачах з косими і круговими зубцями напрям осьової і радіальної сил залежить від напрямку нахилу зубців і від напрямку обертання валів.

На рис.12.6 площина х-z є горизонтальною для шестірні і колеса, площина у - z є вертикальною для шестірні і площина х-у є вертикальною для колеса. Зовнішня сила на веденому
валу напрямлена вертикально вниз.

 

Черв’ячна передача. На вали черв’ячної передачі (рис.12.7) діють сили, які виникають у зачепленні витків черв’яка із зубцями черв’ячного колеса:

колові сили , ;

радіальні сили ;

осьові сили , .

де - кут зачеплення в осьовому перерізі, ; , - діаметри ділильних кіл черв’яка і колеса.


Обертальний моменти на валу черв’яка і черв’ячного колеса

, ,

де - ККД черв’ячної передачі.

На рис.12.7 площина х-z є горизонтальною для черв’яка і колеса, площина у - z є вертикальною для черв’яка і площина х-у є вертикальною для колеса.

Ланцюгова передача. Навантаження на вал від натягу ланцюга дещо більше колової сили із-за додаткового навантаження від власної ваги ланцюга:

,

де - колова сила, яку передає ланцюг.

Наближено можна вважати, що сила напрямлена по міжосьовій лінії передачі.

Пасова передача.Поперечна сила, яка діє на вал, від попереднього натягу паса

,

де - сила попереднього натягу паса; - куту обхвату меншого шківа.

Із побудованих епюр (рис.12.5…12.7) видно
, що вал у процесі роботи зазнає деформації згину і кручення. Отже, різні поперечні перерізи вала знаходяться під дією змінних нормальних і дотичних напружень. Тому для більшості валів сучасних швидкохідних машин такий критерій міцності, як стійкість проти втомного руйнування, має вирішальне значення. Для тихохідних валів основним розрахунковим критерієм є статична міцність. Вали, що мають значні (порівняно з діаметром) відстані між опорами, можуть бути недостатньо жорсткі у поперечному напрямку. Це може спричинити порушення геометрії зубчастого зачеплення, заклинювання валів в опорах або недопустимі поперечні коливання. Тому важливим критерієм розрахунку таких валів є умова достатньої жорсткості.