🗊Презентация Валы и оси

3.2 Материалы для изготовления ВиО, термическая и механическая обработка. 3.2 Материалы для изготовления ВиО, термическая и механическая обработка. Требования к материалам валов и осей: 1) высокая усталостная прочность (способность противостоять знакопеременным нагрузкам), 2) жесткость (иметь высокий модуль упругости), 3) хорошая обрабатываемость. Наиболее полно этим требованиям удовлетворяют углеродистые и легированные стали. Малонагруженные валы изготавливают из углеродистых сталей Ст5, Ст6. 1. Качественные среднеуглеродистые стали марок 40, 45, 50 используют для валов стационарных машин и механизмов. Заготовку из этих сталей подвергают улучшающей термической обработке (HRCэ  36) перед механической обработкой. Валы точат на токарном станке, посадочные места и цапфы шлифуют на шлифовальном станке.

2. По функциональному назначению  2.1. валы передач, они несут на себе элементы, передающие вращающий момент (зубчатые или червячные колёса, шкивы, звёздочки, муфты и т.п.) и в большинстве своём снабжены концевыми частями, выступающими за габариты корпуса механизма; 2.2. трансмиссионные валы для распределения мощности одного источника к нескольким потребителям; 2.3. коренные валы  валы, несущие на себе рабочие органы исполнительных механизмов (коренные валы станков, несущие на себе обрабатываемую деталь или инструмент называют шпинделями).

Рис.3.4 - Типы валов: а — кривошипный вал; б — коленчатый вал; в — гибкий вал; г — телескопический вал; д — карданный вал  

Гибкие проволочные валы применяют для передачи движения между деталями, оси вращения которых расположены так, что осуществить жёсткую связь между ними невозможно, или в тех случаях, когда в процессе работы взаиморасположение осей изменяется. Гибкий вал состоит из ряда последовательно навитых друг на друга слоёв стальной углеродистой или бронзовой проволоки. Первый, считая от центра слой проволоки навивается на центральную – сердечник, который может быть извлечен из вала либо оставлен внутри его. Толщина проволок обычно возрастает от центра к наружному слою. Число проволок в слое – от 4 до 12, максимальное число слоев – 8, толщина проволоки от 0,5 до 3 мм. Различают три типа передач гибким валом: силовые, приводы управления и приводы контрольных приборов. Во всех случаях передача состоит из следующих основных элементов: гибкого вала, наконечников вала, брони и арматуры брони.

3.4 Критерии работоспособности и расчет валов и осей В процессе работы валы и оси испытывают постоянные или переменные по величине и направлению нагрузки. Прочность валов и осей определяется величиной и характером напряже-ний, возникающих в них под действием нагрузок. Постоянные по величине и направлению нагрузки вызывают в неподвиж-ных осях постоянные напряжения, а во вращающихся осях (и валах) — переменные. Поломки валов и вращающихся осей в большинстве случаев носят усталостный характер. Причины поломок: а) неудачный выбор конструктивной формы и неправильная оценка влияния концентрации напряжений; б) концентрация напряжений, вызванная обстоятельствами технологического или эксплуатационного характера: надрезы, следы обработки и др. в) нарушение норм технической эксплуатации: неправиль-ная регулировка затяжки подшипников, уменьшение необхо-димых зазоров.

Расчёт вала должен включать три основных этапа: Расчёт вала должен включать три основных этапа: проектировочный расчёт, формирование расчетной схемы проверочный расчёт. Иногда добавляются и другие (например, расчёт на колебания - виброустойчивость) Проектный расчёт валов производят только на статическую прочность по передаваемому крутящему моменту T. При этом расчёте определяется наименьший диаметр вала, а с целью компенсации неучтённых изгибных нагрузок и других факторов, влияющих на прочность вала, принимают заниженные значения допускаемых напряжений []к  (0,025…0,030)В. ; (3.1) где к – максимальные касательные напряжения, действующие во внешних волокнах опасного сечения вала; Tк - крутящий момент, передаваемый через это сечение; Wп – полярный момент инерции рассматриваемого сечения.

Для валов, имеющих круговое или кольцевое (для полых валов) поперечное сечение, из (3.1) получаем Для валов, имеющих круговое или кольцевое (для полых валов) поперечное сечение, из (3.1) получаем ; (3.2) где D – внешний диаметр вала;  = d/D – относительный диаметр осевого отверстия полого вала (d – абсолютное значение диаметра этого отверстия). Для   0,5 расчёт полого вала как сплошного даёт погрешность менее 2,5% от диаметра вала, что позволяет рассчитывать толстостенные валы как сплошные (выражение в скобках принять равным 1). Полученный таким расчётом диаметр вала округляют до ближайшего большего значения из рядов нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69. Диаметры других ступеней вала и продольные размеры устанавливают из конструктивных соображений в процессе эскизного проектирования механизма.

Формирование расчётной схемы возможно только после полного конструктивного оформления вала на основе проектного расчёта, эскизного проектирования, подбора подшипников и расчёта конструктивных элементов, участвующих в передаче вращающего момента. Формирование расчётной схемы возможно только после полного конструктивного оформления вала на основе проектного расчёта, эскизного проектирования, подбора подшипников и расчёта конструктивных элементов, участвующих в передаче вращающего момента. При формировании расчётной схемы вал обычно представляют в виде балки, лежащей на опорах (число опор обычно равно числу подшипников), одна из которых считается закреплённой в осевом направлении. Если вал установлен в корпусе посредством радиальных или сферических подшипников, опору считают расположенной на геометрической оси вала в точке пересечения с поперечной осью симметрии подшипника. При использовании радиально-упорных подшипников за точку опоры принимают точку продольной геометрической оси вала, лежащую на её пересечении с нормалью к поверхности качения, проведённой через центр тел качения.

Расчетные схемы размещения опор вала: а) одинарный подшипник качения; б) подшипник скольжения; в) сдвоенный подшипник качения; г) распределение напряжений по шейке вала Нагрузки, которые действуют на вал со стороны установленных на них деталей, в действительности не являются сосредоточенными. Расчетные нагрузки рассматривают обычно как сосредоточенные и приложенные посередине ступицы.

Для подшипников скольжения, а также при установке сдвоенных подшипников качения за точку опоры принимают точку, лежащую на оси вращения и расположенную на расстоянии, равном 0,2…0,3 длины подшипника (суммарной длины пары подшипников качения) от его внутренней кромки. Силы, действующие на вал со стороны ступиц шкивов, шестерён, звёздочек и других элементов, считают приложенными посередине ступицы, если последняя расположена между подшипниками, и на расстоянии 0,25…0,3 длины ступицы со стороны её внутреннего края, при её консольной установке (то есть на конце вала). В случае напрессовки на вал зубчатых колес, колец подшипников, втулок и других сопрягаемых деталей возникает резкое снижение пределов выносливости в 3…6 раз. Зарождение усталостной трещины возникает у края напрессованной детали, сопровождаемое коррозией. Данное явление называют фреттинг-коррозией в научной литературе или проще коррозией трения.

Технологические меры: уменьшение микронеровности сопрягаемых поверхности путем полирования и шлифования, сохранения от коррозии и поверхностные химико – термические, механические и прочие методы, как плазменные напыления, ионная имплантация, что повышает срок службы в 1,5…2 раза и более.

Рис. 3.10 - Конструктивные методы повышения сопротивления усталости валов: Разгружающие выточки на торце напрессованной детали (рис. 3.10, б) или поясок (рис. 3.10,в) повышают предел выносливости в 1,2 …1,5 раза, утолщение под ступичной части вала (рис. 3.10,г) – в 1,3…1,5 раза. Разгружающие вы-точки вала (рис. 3.10д), нанесен-ные путем накатки повышают предел выносливости в 1,4 раза.

Расчетная схема Вал нагружен силами: окружной силой Ft, радиальной си-лой Fr, осевой силой Fa, силой от муфты FM. Эти силы действу-ют в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Изобразим их в вертикальной и горизонтальной плоскости и приведем к оси вала. После приведения сил  к оси вала возникают изгибающий момент

Проверочный расчёт валов производится после формирования расчётной схемы и уточнения всех нагрузок, как по величине, так и по направлению. Этот вид расчёта предусматривает проверку вала на статическую прочность по наибольшей возможной кратковременной нагрузке и на усталостную прочность при переменных напряжениях. В последнем случае вычисляется коэффициент фактического запаса прочности в предположительно опасных сечениях, намечаемых предварительно по эпюре моментов с учётом размеров поперечного сечения и зон концентрации напряжений.

По конструкции узла составляют расчетную схему,  определяют силы, действующие на ось, строят эпюры изгибающих моментов; диаметр оси d определяют по формуле где Ми — максимальный изгибающий момент;  — допускаемое напряжение изгиба. Выбираем . Во вращающихся осях напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу: для них принимают  в неподвижных  . Проверочный расчет осей на статическую прочность. С учетом только изгибной составляющей расчет производят по формуле где    — расчетное напряжение изгиба в опасном сечении оси.

На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке с учётом динамических и ударных воздействий. Эту проверку выполняют с целью предупреждения пластических деформаций и разрушений. В этом случае эквивалентное напряжение в наружном волокне вала На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке с учётом динамических и ударных воздействий. Эту проверку выполняют с целью предупреждения пластических деформаций и разрушений. В этом случае эквивалентное напряжение в наружном волокне вала ; (3.3) где и – максимальное напряжение от изгиба; к – наибольшее напряжение кручения. Поскольку и = Mи / Wи, а к = Tк / Wк, где Wи и Wк момент сопротивления вала в опасном сечении изгибу и кручению, соответственно, и после подстановки всех значений в (3.3) получим . (3.5) Зная эквивалентные напряжения, можно проверить запас прочности по пределу текучести : , (3.6) где нормативный запас прочности [n] обычно принимают равным 1,2…1,8.

Приближенный расчет валов на прочность Приближенный расчет валов на прочность В зависимости от действия нагрузок возможны два случая приближенного расчета валов на прочность: расчет только на кручение и расчет на совместное действие кручения и изгиба Проверочный расчёт на сопротивление усталости проводят по максимальной длительно действующей нагрузке без учёта кратковременных пиковых нагрузок (возникающих, например, во время пуска). Для каждого опасного сечения, установленного в соответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов, определяют расчётный коэффициент запаса прочности S и сравнивают его с допускаемым [S] (обычно принимают [S] = 1,2…2,5) по выражению ; (3.7) где S и S - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно:

(3.9) в которых K и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы, Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, KF – коэффициент влияния шероховатости поверхности вала (для посадок с натягом KF  1), Kv – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности (при отсутствии поверхностного упрочнённого слоя Kv  1). Перечисленные коэффициенты устанавливаются по справочным данным с учётом материала и конструкции рассчитываемого вала.

Пределы выносливости -1 и -1 для улучшенных или нормализованных углеродистых и углеродистых легированных сталей с известным пределом прочности В, при симметричном цикле изгиба и кручения можно определить по эмпирическим зависимостям Пределы выносливости -1 и -1 для улучшенных или нормализованных углеродистых и углеродистых легированных сталей с известным пределом прочности В, при симметричном цикле изгиба и кручения можно определить по эмпирическим зависимостям (3.10) Амплитудные и медиальные (средние) значения нормальных а, m и касательных а, m напряжений вычисляют (3.11) где max и min, max и min – максимальные и минимальные значения нормальных и касательных напряжений в точках наружных волокон опасного сечения вала (3.12)

Типичными являются такие условия нагружения, когда напряжения от изгиба валов имеют чисто симметричный характер, то есть максимальный и минимальный изгибающие моменты в данном сечении равны по величине и противоположны по направлению. Для таких условий a = max, а средние напряжения за цикл m = 0. .

А по способу Верещагина при вышеназванных условиях величина прогиба в исследуемом сечении определяется следующим образом: А по способу Верещагина при вышеназванных условиях величина прогиба в исследуемом сечении определяется следующим образом: ; (3.15) в которой A-площади однородных участков эпюр изгибающих моментов, а hc - ординаты второй эпюры под центром тяжести этих площадей. Значения допускаемых углов закручивания валов колеблется в широких пределах в зависимости от требований, предъявляемых к механизму. Допускаемый угол закрутки в градусах на метр длины можно принимать равным:

Валы, вращающиеся со скоростью ω, меньшей, чем первая критическая скорость ωкр1, называются жесткими, а валы, скорость вращения которых превышает критическую, — гибкими. Для надежной работы жесткого вала (область 1 на рис. 3.12, в) необходимо выполнение условия виброустойчивости вида ω ≤ (0,7...0,8) ωкр1 (3.18)

Гибкие валы имеют следующие преимущества, обеспечи-вшие им широкое применение в конструкциях быстроходного технологического оборудования: малые диаметр и металлоемкость по сравнению с жесткими валами, что очевидно при подстановке неравенств (3.18) и (3.19) в формулу (3.16); компактные подшипники и другие примыкающие к валу де-тали обеспечивают также малую металлоемкость агрегата; незначительная сила инерции несбалансированного ротора при высокой скорости его вращения, а следовательно, и невысокие динамические нагрузки на подшипники, статор и фундамент машины. Недостатки оборудования с гибкими валами заключаются в его кратковременных вибрациях с относительно большой амплитудой нестационарного перехода через область резо-нанса при пуске и выбеге ротора, а также в возможности появления за резонансом неустойчивых опасных режимов вращения в некоторых частных случаях.

Пример: Применять гибкие валы с пропеллерными правыми мешалками в аппарате без отражательных перегородок и в условиях глубокой центральной воронки (кривая 1) крайне опасно. Рис. 3.13. Экспериментальные резонансные кривые консольного вала реактора с различными типами правых пропеллерных мешалок аппаратов соответственно без отражательных перегородок (1) и с отражательными перегородками шириной 0,1 D (2)

При сравнении двух широко применяемых расчетных схем валов, приведенных на рис. 3.14, а и в, выясняется, что наивысшей по значению первой критической скоростью ω, обладает вертикальный шарнирно закрепленный вал. Рис. 3.14. Частотные параметры а1, а2 и формы изогнутой оси при первой (1) и второй (2) критических скоростях вращения валов консольного (а), однопролетного (б) и шарнирно закрепленного (в)

Рис. 3.15. Общий вид аппарата с прецессионным механическим перемешивающим устройством

Ранее нами рассматривались простейшие динамические расчетные схемы с невесомыми изгибаемыми стержнями и валами с одной сосредоточенной массой, т. с. системы с одной степенью свободы. Для оценки влияния имеющей место в реальности собствен-ной распределенной массы вала на значение его критических угловых скоростей ω,, ω2, ..., ω, необходимо рассматривать иную динамическую расчетную схему изогнутого центробеж-ными силами вала с п степенями свободы (рис. 3.15, а) и соответственно ею новую, более точную математическую модель.