Расчет прямых валов и расчет на прочность.

При проектном расчете обычно известны крутящий момент Т или мощность Р и частота вращения л, нагрузка и размеры основных деталей, расположенных на валу (например, зубчатых колес). Требуется определить размеры и материал вала.

Валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебания. Основной расчетной нагрузкой являются моменты Т и М, вызывающие кручение и изгиб. Влияние сжимающих или растягивающих сил обычно мало и не учитывается. Расчет осей является частным случаем расчета валов при Г=0.

Для выполнения расчета вала необходимо знать его кон­струкцию (места приложения нагрузки, расположение опор и т. п.). В то же время разработка конструкции вала невоз­можна без хотя бы приближенной оценки его диаметра. На практике обычно используют следующий порядок проектного расчета вала:

1. Предварительно оценивают средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях (изгибающий момент пока не известен, так как неизвестны расположение опор и места приложения нагрузок).

Напряжения кручения

= T/Wp=T/(0,2d³)≤ [ ] или d= . (15.1)

Обычно принимают:

= (20...30) МПа- для трансмиссионных валов, (12... 15) МПа -для редукторных и других аналогичных валов.

Предварительно оценить диаметр проектируемого вала можно, также ориентируясь на диаметр того вала, с которым он соединяется (валы передают одинаковый момент 7). Например, если вал (см. рис. 15.1) соединяется с валом электродвигателя (или другой машины), то диаметр его входного конца можно принять равным или близким к диамет­ру выходного конца вала электродвигателя.

2. После оценки диаметра вала разрабатывают его конст­рукцию (см. пример на рис. 15.1).

3. Выполняют проверочный расчет выбранной конструкции по методике, изложенной ниже, и, если необходимо, вносят исправления. При этом учитывают, что диаметр вала является одним из основных параметров, определяющих размеры и на­грузочную способность подшипников. На практике не редки случаи, когда диаметр вала определяется не прочностью самого вала, а прочностью подшипников. Поэтому расчеты вала и подшипников взаимосвязаны.

Расчет на прочность. На практике установлено, что для валов основным видом разрушения является усталостное. Статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных пере­грузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости

является основным. Расчет на статическую прочность выполняют как проверочный.

При расчете на сопротивление усталости необходимо прежде всего установить характер цикла напряжений. Вследствие вращения вала напряжения изгиба в различных точках его поперечного сечения изменяются по симметричному циклу, даже при постоянной нагрузке (исключение составляют случаи, когда нагрузка вращается вместе с валом).

Напряжения кручения изменяются пропорционально измене­нию нагрузки. В большинстве случаев трудно установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуата­ции. Тогда расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимают — симметричным для напряже­ний изгиба (рис. 15.4, а) и отнулевым для напряжений кручения (рис. 15.4, б). Выбор отнулевого цикла для напряжений кручения обосновывают тем, что большинство машин работает с пере­менным крутящим моментом, а знак мо­мента изменяется то­лько у реверсивных машин. Неточность такого приближенно­го расчета компенси­руют при выборе за­пасов прочности.

Приступая к расчету, предположительно намечают опасные сечения вала, которые подлежат проверке (сечения /—/ и //—//; рис. 15.3). При этом учитывают характер эпюр изгибающих и крутящих мокентов, ступенчатую форму вала и места концентрации напряжений (см. рис. 15.1). Для опасных сечений определяют запасы сопротивления усталости и срав­нивают их с допускаемыми. При совместном действии напряже­ний кручения и изгиба запас сопротивления усталости определя­ют по формуле (15.3), где -запас сопротивления усталости только по изгибу;

-запас сопротивления усталости только по кручению.

Рис. 15.4