Материалы валов.

Для изготовления валов используют углеродистые стали марок 20, 30, 40, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, 18Х2Н4МА, 40ХН2МА и др., титановые сплавы ВТЗ-1, ВТ6 и ВТ9. Выбор материала, термической и химико-термической обработки определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации. Быстроходные валы, в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф (посадочных хвостовиков), поэтому их изготовляют из цементируемых сталей 12Х2Н4А, 18ХГТ или азотируемых сталей 38Х2МЮА. Валы-шестерни также изготовляют из цементируемых легированных сталей марок 12ХНЗА, 12Х2Н4А и др.

64. Расчёт валов на прочность и жёсткость

Вал принадлежит к числу наиболее ответственных деталей машин, нарушение его формы, или разрушение влечет за собой выход из строя всей конструкции. Для обеспечения работоспособности и надежности валы и оси должны удовлетворять основным критериям: прочности и жесткости (деформативности).

65. Нагрузки на валы и расчётные схемы

66. Расчёт на прочность.

В предварительном (проектном) расчете диаметр входного вала d приближенно может быть найден по известному значению крутящего момента из условия прочности

Где Т – крутящий момент в расчётном сечении вала; [τ _k] - допускаемое напряжение на кручение. [τ _k] - =12...20 МПа для стальных валов; Р — передаваемая мощность, кВт; п — частота вращения вала, мин ^-1. Иногда при проектировании диаметр входного хвостовика вала (минимальный диаметр вала) принимают конструктивно (из практики проектирования) равным 0, 8...1, 0 d вала приводного двигателя. Наименьший диаметр промежуточного вала принимают обычно равным внутреннему диаметру подшипника. Оценку прочностной надежности вала в конструкции выполняют обычно в форме определения запасов прочности

67. Статический запас прочности. Рассчитывают по наибольшей кратковременной нагрузке (с учетом динамических и ударных воздействий), которая не может вызвать усталостного разрушения (например, по нагрузке в момент пуска установки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, например от неуравновешенности вращающихся деталей. Валы работают в основном в условиях изгиба и кручения, а напряжения от осевых сил малы, поэтому эквивалентное напряжение в точке наружного волокна: где σ _н и τ _к — наибольшие напряжения от изгиба моментом Ми и кручения моментом Т. σ _н=M_к/W_н; τ _к=T/W_k Здесь W _н и W _K — осевой и полярный момент сопротивления сечения вала, Так как W_k = 2W_Н, то с учетом этих соотношений можно записать Запас прочности по пределу текучести σ _Т – предел текучести материала вала. Обычно принимают допускаемый запас прочности [n_T]: =1, 2…1, 8. Сечение (опасное сечение), в котором следует определить запас n T), находят после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов. Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проецируют на координатные оси и строят эпюры моментов в координатных плоскостях. Затем геометрически суммируют изгибающие моменты, очерчивая эпюру прямыми линиями, что идет в запас прочности. Если угол между плоскостями 30°, то считают, что силы действуют в одной плоскости. Переменные напряжения в валах вызываются переменной или постоянной нагрузкой. Постоянные по величине и направлению силы передач вызывают во вращающихся валах переменные напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу с амплитудой и средними напряжениями: В расчетах валов условно принимают, что вращающий момент и касательные напряжения от кручения изменяются по пульсационному циклу, которому соответствуют амплитуда и среднее напряжение: Условие прочностной надежности в этом случае имеет вид n≥ [n].Допускаемые значения запаса прочности при переменных напряжениях назначают на основе предшествующего опыта расчетов и эксплуатации [n]≥ 2, 0. Высокооборотные валы в ряде конструкций работают в условиях изгибных, крутильных и изгибно-крутильных колебаний, вызывающих появление переменных напряжений. Эти напряжения могут быть опасными для прочности вала на резонансных режимах работы. Для предотвращения резонансных колебаний валов проводят их расчет на колебания. Для повышения сопротивления усталости валов используют различные конструктивные и технологические методы. Основной конструктивный метод повышения надежности валов — снижение концентрации напряжений в опасных сечениях путем увеличения радиусов галтелей и др. Существенное значение имеет правильный выбор материала и режима термической обработки заготовки (вала). Для повышения сопротивления усталости валов производят упрочняющую обработку зон концентрации напряжений (выточек, галтелей, шпоночных канавок, резьбы и др.) путем обдувки дробью, лучом лазера и т. п.

68. Расчёт жёсткости вала. Упругие перемещения валов оказывают неблагоприятное влияние на работу связанных с ними соединений, подшипников, зубчатых колес и других деталей: увеличивают концентрацию контактных напряжений и износ деталей, снижают сопротивление усталости деталей и соединений, точность механизмов и т. п. Большие перемещения сечений вала от изгиба могут привести к выходу из строя конструкции вследствие заклинивания подшипников. Изгибная и крутильная жесткость валов существенно влияет на частотные характеристики системы при возникновении изгибных и крутильных колебаний. При проектировании валов следует проверять прогибы и углы φ поворота сечений, зависящих от требований, предъявляемых к валу, и особенностей его работы. Допустимые величины φ Максимальный прогиб вала не должен превышать (0, 0002... 0, 0003) L (L — расстояние между опорами), а допустимый прогиб под колесами составляет: 0, 01m — для цилиндрических и 0, 005 m — для конических, гипоидных и глобоидных передач (m — модуль зацепления).Допустимые относительные углы закручивания валов Ө зависят от требований и условий работы конструкции и лежат в пределах 0, 20...1° на 1 м длины вала.

69. Общие сведения о подшипниках скольжения. Подшипник скольжения является парой вращения. Состоит из опорного участка вала (цапфы) и собственно подшипника 2, в котором скользит цапфа. Их используют в качестве опор валов и осей в случаях, когда применение подшипников качения затруднено или невозможно по ряду причин: 1)высокие вибрационные и ударные нагрузки; 2) низкие и особо высокие частоты вращения; 3)работа в воде, агрессивных средах, 4)при отсутствии или недостаточном смазывании; 5)необходимость выполнения диаметрального разъема; 6)отсутствие подшипников качения требуемых диаметров и др. Благодаря бесшумности, указанным выше достоинствам, а также по конструктивным и экономическим соображениям опоры скольжения находят широкое применение в паровых и газовых турбинах, двигателях внутреннего сгорания, центробежных насосах, центрифугах, металлообрабатывающих станках, прокатных станах, тяжелых редукторах и пр. По виду трения скольжения различают: 1)подшипники сухого трения — работают на твердых смазках или без смазки; 2)подшипники граничного (полужидко­стного) трения; 3)подшипники жидкостного трения; 4)подшипники с газовой смазкой. По виду воспринимаемой нагрузки подшипники подразделяют на: 1)радиальные — воспринимают радиальную нагрузку; 2)упорные — воспринимают осевые силы; 3)радиально-упорные — воспринимают радиальные и осевые нагрузки. Обычно их функции выполняют упорные подшипники, совмещенные с радиальными. Цапфу, передающую радиальную нагрузку, называют шипом — при расположении ее в конце вала и шейкой — если она находится в середине вала. Цапфу, передающую осевую нагрузку, называют пятой, а подшипник — подпятником. Рабочая поверхность подшипников и цапф может быть цилиндрической, конической и шаровой формы. Конические и шаровые подшипники применяются редко.

70. Особенности работы подшипников скольжения. Условия работы подшипников скольжения определяются основными параметрами режима работы (удельной нагрузкой р и угловой скоростью ω цапфы), наличием и типом смазочного материала, физико-механическими характеристиками контактирующих поверхностей. Для однотипных подшипников с одинаковым соотношением размеров (диаметра d и длины l цапфы) потери на трение пропорциональны коэффициенту трения f=2T_f/(F_rd), где Tf - момент трения в подшипнике; Fr - радиальная сила (опорная реакция). В подшипниках сухого трения коэффициент трения обычно не слишком значительно меняется в зависимости от параметров режима работы. В подшипниках граничного трения влияние параметров режима работы весьма существенно. Коэффициент граничного трения может достигать значений 0, 2...0, 3. Граничное трение сопровождается износом контактирующих поверхностей. Описанные условия работы типичны для низкоскоростных подшипников с периодической или недостаточной подачей смазки и недопустимы для высокоскоростных подшипников. С увеличением ω коэффициент трения резко уменьшается в связи с переходом трения в полужидкостное и наличием одновременно граничной и жидкостной смазки.Коэффициент полужидкостного трения ниже, чем при граничном трении. Однако режим характеризуется нестабильными условиями смазывания, так как повышение температуры в зоне контакта уменьшает вязкость и вызывает разрушение граничной пленки и повышение коэффициента трения. Поэтому работа подшипника с высокой угловой скоростью в режиме полужидкостного трения также опасна. Начиная с угловой скорости ω =ω _кр при которой коэффициент трения f = f min, вал отходит от подшипника («всплывает»), смещается в направлении вращения, занимая новое положение с меньшим эксцентриситетом цапфы и подшипника. Последующее увеличение приводит к увеличению коэффициента трения в связи с увеличением толщины слоя смазки и ростом гидравлических потерь. При этом вал удерживается на «масляном клине» - осуществляется режим жидкостного трения. Так как непосредственный контакт отсутствует, то трение в подшипнике определяется законами гидродинамики. Коэффициент жидкостного трения не превышает 0, 005, и износ практически отсутствует, потери на трение и тепловыделение невелики. Условия смазывания носят устойчивый характер.