Ориентировочный расчёт валов, страница 9

;                                   (200)

Для реверсивной работы  . Полный коэффициент запаса:

                                             (201)

Допускаемый коэффициент запаса по условию прочности [s] = 1,7, по условию  жёсткости [s] ³2,5. Чрезмерный запас прочности нежелателен по экономическим соображениям, поэтому назначают [s]max = 3,5 за исключением строго обоснованных случаев. Выводы о соответствии рабочих и допускаемых коэффициентов делают по наиболее опасному сечению (с наименьшим коэффициентом запаса). В других сечениях он будет выше. Предельные напряжения и другие характеристики материалов валов приведены в табл. 29.

Таблица 29

Механические характеристики основных материалов валов

Сталь

Диаметр

заготовки,

мм

Предельные напряжения,

МПа

Коэффициенты

sв

sт

s-1

t-1

ys

yt

Ст5

Любой

520

280

220

130

0

0

45

Любой

560

280

250

150

0

0

45

£80

900

650

380

230

0,1

0,05

40Х

Любой

730

500

320

200

0,1

0,05

40Х

£120

900

750

410

240

0,1

0,05

12ХНЗА

£120

950

700

420

210

0,1

0,05

12Х2Н4А

£120

1100

850

500

250

0,15

0,1

18ХГТ

£60

1150

950

520

280

0,15

0,1

При выборе коэффициентов при напрессовке следует знать, что табличные значения Кs/es[11] соответствуют давлению р ³20 МПа (при посадках H7/s6 и Н7/t6). При давлениях р = 10...20 МПа (L0/k6, Н7/p6, Н7/r6) значения Кs/esследует снижать на 15...5%. При использовании вала специальной формы вала (со ступицей больше длины головки) табличную величину Кs/esумножают на 0,7, а специальной формы ступицы (кольцевые проточки) — на 0,6. Для касательных напряжений

.                                             (202)

При наличии двух концентраторов, например, у заплечика подшипника качения (сечение Д-Д на рис. 37, ж) расчёт ведут по концентратору с наибольшим

Кs/es. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений, отсутствующие в учебном пособии [11], приведены в табл. 30.

Таблица 30

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Предел прочности

sв, МПа

Зубья (шлицы)

Резьба

Кs

Кτ

Кs

Кτ

600

1,55

2,36/1,46

1,96

1,54

800

1,65

2,55/1,58

2,2

1,71

1000

1,72

2,7/1,58

2,61

2,22

1200

1,75

2,8/1,6

2,9

2,39

    Примечание. Вчислителе значения для валов с прямобочными шлицами, в знаменателе – для эвольвентных шлицев.

         Пример 20. Выполнить уточнённый расчёт промежуточного вала двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора по исходным данным примера  17. Крутящий момент TII  = 84 Н·м. Диаметр головки d1 = 36 мм, диаметр шейки d2 = 30 мм. Осевые усилия Fa1 = 362 Н, Fa2  = 572 Н. Расстояния между линиями действия сил (из эскизной компоновки): l1 = 70 мм, l2 = 60 мм, l3 = 50 мм (рис. 32).

Ширина венца цилиндрической шестерни b = 36 мм, ширина подшипника качения В = 16 мм. Диаметры цилиндрической шестерни: da1 = 69,57 мм, df1 = 60,57 мм. Шероховатость поверхностей Ra = 2,5 мкм. Материал вала сталь 40Х, термообработка – улучшение. Работа нереверсивная.

Решение.

1) Приняты расчётные сечения А-А, Б-Б, В-В, Г-Г, Д-Д (рис. 37, ж). Их расстояния до опоры 1: l А-А = l1 = 70 мм, l Б-Б = l1 + 0,5 lст = 70 + 0,5·50 = 95 мм, l В-В = l1 + l2 - 0,5 b = 70 + 60 - 0,5·36 = 112  мм, l Г-Г  = l1 + l2 = 70 + 60 = 130 мм, l Д-Д =  l1 + l2 + l3 – 0,5 В= 70 + 60 + 50 - 0,5·16 = 172  мм.

2) Изгибающие моменты в расчётных сечениях.