În timpul funcționării, arborii rotativi și o axă chiar și la un test de sarcină externă de tensiune alternativă ciclu de încovoiere simetrică constantă, prin urmare, este posibil eșec la oboseală a puțurilor și a axelor rotative. Arbori de deformare excesivă poate perturba funcționarea normală a angrenajelor și a lagărelor, astfel, principalele criterii de performanță sunt axele de arbori și rezistență la oboseală și rigiditate .Praktika arată că perturbarea arborilor mașini de mare viteză, de obicei, apare ca urmare a oboselii materialului.
Pentru calculul final al arborelui, este necesar să se cunoască proiectarea, tipul și locația suporturilor, locul de aplicare a sarcinilor externe. Cu toate acestea, alegerea rulmenților poate fi efectuată numai atunci când diametrul arborelui este cunoscut. Prin urmare, arborii sunt calculați în două etape: preliminare (proiectare) și finale (verificare).
Calcul preliminar al arborilor. Calculul de proiectare este doar pentru torsiune. în care, pentru a compensa stresul de îndoire și de alți factori luați valori unrecorded semnificativ mai mici permise de tensiuni torsionale, de exemplu, pentru porțiunile dințate a arborelui de ieșire [τk] = (0,025. 0,03) Rm. unde σβ este rezistența temporară a materialului arborelui. Apoi, diametrul axului este determinat din starea de rezistență
Valoarea Diametrul primit este rotunjit la mărimea standard, în conformitate cu GOST „dimensiunile liniare normale“, stabilește baza patru rânduri și un număr de dimensiuni suplimentare; acesta din urmă poate fi utilizat numai în cazuri justificate. Astfel, Ra rândului 40 menționat gama standard de la 16 sunt prevăzute la 100mm următoarele dimensiuni lineare de bază normale. 16,17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100.
Având în vedere că industria fabrică rulmenți cu diametre de 35, 55, 65 și 70 mm în gama specificată, este permisă utilizarea acestor dimensiuni suplimentare pentru tijele axului și osiei.
La proiectarea reductoarelor, diametrul capătului de ieșire al arborelui de antrenare poate fi considerat egal cu diametrul arborelui motorului cu care arborele roții dințate va fi conectat printr-un cuplaj.
După stabilirea diametrului capătului arborelui de ieșire, se atribuie diametrul jgheaburilor arborelui (ușor mai mare decât diametrul capătului de ieșire) și se aleg rulmenții. Diametrul suprafețelor de montare ale arborilor sub butuci ale pieselor de montare pentru confortul asamblării presupune mai multe diametre ale secțiunilor adiacente. Ca rezultat, arborele pas cu pas este aproape de forma barului de rezistență egală.
Schemele de calcul ale arborilor și axelor (Fig.2.13, a-d). La elaborarea schemelor de proiectare, arborii și axele sunt considerate ca grinzi articulate în suporturi rigide, dintre care unul este mobil. Încărcările transferate pe arbori și axe din partea părților plantate pe ele sunt presupuse a fi concentrate și aplicate în mijlocul butucului (vezi figura 2.13, d). Forțele de frecare din rulmenți nu sunt luate în considerare, datorită gravității arborilor, axelor și părților atașate acestora, sunt de obicei neglijate. În plus, în majoritatea cazurilor, forțele care întind sau compresează arborele sunt neglijate.
Fig. 2.13. Scheme de proiectare a arborilor și axelor
Axele de coordonate de pe diagrama de proiectare trebuie să fie îndreptate de-a lungul vectorilor principalelor forțe externe. Dacă unghiul dintre planurile de acțiune a forțelor externe nu depășește 30 °, atunci aceste forțe pot fi combinate într-un singur plan în schema de proiectare.
rulment radial al reacției și, prin urmare, se crede că sprijină condițional-TION urmează (ris.2.13): și - o distanță de alunecare upodshipnikov 0.3. 0,4 din lungimea sa de la capătul interior, ca urmare a deformării și axele rolelor de presiune pe lungimea lagărului este distribuită în mod inegal; b - rulmenții radial în mijlocul lățimii lor; c, d - uradialno rulmenți la punctele de intersecție ale arborelui axei normale la zona de contact în mijlocul (și mărimea, care determină distanța de la punctul O Kleimenov lagărului final este calculat conform formulelor în funcție de mărimea rulmentului).
În figura 2.14, a-e prezintă schema de proiectare vinci cilindrice cu roți dințate elicoidale încărcate cuplul T, forța circumferențială Ft, forța radială Fr și forța axială Fa. De asemenea, prezintă diagramele momentelor de încovoiere în planuri verticale și orizontale și curba de cuplu. Rezumatul momentului de încovoiere în orice secțiune a arborelui este determinată ca sumă geometrică a momentelor de încovoiere în planuri orizontale și verticale de formula
Acțiunea simultană a momentelor de îndoire și răsucire este luată în considerare de valoarea cuplului echivalent, de exemplu, prin ipoteza celor mai mari tensiuni tangențiale,
Calculul final al arborilor. Calculul verificării arborilor este efectuat pentru oboseală și rigiditate (nu vom lua în considerare oscilațiile).
Testarea simplificată a oboselii arborilor se bazează pe presupunerea că nu numai tensiunile normale dar și tangențiale variază în cicluri simetrice (cele mai nefavorabile). Acest tip de calcul dă o inexactitate de câteva procente în direcția creșterii marjei de rezistență a arborelui. Condiția de rezistență la oboseală are forma
unde σequ este tensiunea echivalentă în secțiunea de testare; Meqv este momentul echivalent; d este diametrul arborelui din această secțiune; [σ-1ι] este tensiunea permisă de îndoire pentru un ciclu simetric de schimbare a tensiunilor (tabelul 2.6).
Fig. 2.14. Schema de calcul a arborelui de antrenare a cutiei de viteze cilindrice cu angrenaje elicoidale
Tensiuni admise la încovoiere
Diametrul estimat al axului din secțiunea care urmează să fie verificată este determinată de formula
și este comparat cu diametrul adoptat pentru construcția unui arbore.
Dacă secțiunea arborelui care urmează să fie verificată este slăbită de o canelură, diametrul arborelui calculat trebuie să fie mărit cu 7, 10%.
Formulele și recomandările date pentru calculul de proiectare și verificare a arborilor sunt de asemenea utilizate pentru calcularea axelor, luând în considerare doar solicitările normale de îndoire, deoarece Mk = 0. Stresul admis [σi] pentru non-rotație și [σ-1i] - pentru axele de rotație este selectat din tabel. 2.6.
Arbori de calcul ajustat verificarea oboselii bazate pe presupunerea că tensiunile normale variază într-o tangentă simetrică și - pentru ciclul asimetric. Acest calcul este de a determina factorul real de siguranță în secțiunile periculoase suspectate se modifică în funcție de natura tensiunilor influențează dimensiunile absolute ale pieselor, concentrarea stresului, rugozitatea suprafeței și durificare. Condiția de rezistență la oboseală are forma
unde sσ. sτ - factor de siguranță pentru tensiuni normale și forfecare (calculul lor a fost luat în considerare în rezistența materialelor); [s] - factorul de siguranță admisibil; pentru arborii de transmisie [s] ≥ 1,3.
În majoritatea cazurilor, vă puteți limita la un calcul simplificat de testare a arborilor. Conform tensiunii echivalente cunoscute în secțiunea presupus periculoasă, este ușor de determinat cazurile în care sunt cunoscute condițiile de rezistență la oboseală. Un calcul specific de oboseală de verificare nu este necesar dacă
unde σ-1и - limita de rezistență a unei probe netede sub un ciclu de încărcare simetric; K este coeficientul de reducere a limitei de anduranță, definit prin formula
unde Kσ este coeficientul efectiv al concentrației de tensiune; Kd este coeficientul de influență al dimensiunilor absolute ale secțiunilor transversale; KF - coeficientul de influență al rugozității suprafeței; K u este coeficientul efectului de întărire a suprafeței. Valorile acestor coeficienți sunt date în literatura de specialitate.
În Fig. 2.15 Principalii concentratori de tensiune din arbori și axe sunt arătați: a - filet; b - nișă; c - orificiu transversal; g - canal.
Fig. 2.15. Concentratori principali de tensiune în arbori și axe
Calculul oboselii Verificarea este efectuată la încărcare cu acțiune de lungă nominale exclud suprasarcini tranzitorii (de exemplu, start-up sau sub impacturi dinamice și de șoc), a căror frecvență este mică și nu poate provoca fracturi oboseala.
Calcularea rezistenței statice. În cazurile în care pot apărea sarcini de vârf pe termen scurt pentru a preveni deformările reziduale, se efectuează un test de verificare a rezistenței statice în funcție de condiția
unde KP este factorul de suprasarcină egal cu raportul dintre cuplul maxim al motorului și valoarea nominală (în prezența unui dispozitiv de siguranță, cutia de viteze depinde de momentul declanșării acestui dispozitiv); σt este puterea de curgere a materialului; [st] este factorul de siguranță admisibil pentru punctul de randament. Luați de obicei [st] = 1,2. 1.8.
Calcularea arborilor și a axelor pentru rigiditate. Sub acțiunea forțelor active și reactive aplicate, arborii se îndoaie și se răsucesc. Deformațiile arborilor de îndoire sunt caracterizate prin deformarea y și unghiurile de rotație ale secțiunilor transversale (Figura 2.16).
Deformarea maximă a arborelui sau a axei se numește săgeata de deformare și este notată cu f. Deformarea torsiunii axului este caracterizată de unghiul de torsiune φ.
Fig. 2.16. Schema de deformare a arborilor de îndoire
Ca rezultat, deformarea și rotirea secțiunilor arborelui se schimbă danturi de poziție reciprocă dințate (Figura 2.16) și elementele de rezemare, care determină o distribuție neuniformă a sarcinii pe lățimea jantelor și rotil lungime inele rulment oblic lagăre de rulare. Deformarea arborelui de torsiune determină distribuția neuniformă a sarcinii pe lungimea fantelor din canelurilor arborelui lungimea jantelor de viteze poate fi o cauza a pierderii de precizie spindles strunguri și provoacă vibrații ale arborelui de torsiune.
Deformarea arborilor are un efect redus asupra funcționării sistemelor de acționare a curelelor și lanțurilor, astfel încât arborii unor astfel de unelte să nu fie verificați pentru rigiditate. Arbori scurte, de exemplu, arbori de transmisie, rigiditate, de obicei, nu se verifică, pentru că unghiurile de deviere și răsucire a acestor arbori sunt mici, și este prevăzută rigiditatea lor.
Condițiile de rigiditate ale arborilor sunt redactate după cum urmează:
Aici [y] este devierea permisă (în punctul unde sunt montate angrenajele, [y] ≤ 0,01m unde m este modulul de legare); [F] - deformarea admisă (pentru uz general Arbori pentru mașini-unelte [f] ≤ 0,0003l unde l - lungimea deschidere.); [Α] - unghiul admisibil de rotație a secțiunii arborelui (pentru rulmenți [α] = 0,001 rad, pentru rulmenți [α] ≤ 0,05 rad și depinde în mare măsură de tipul de rulment, pentru arbori pentru uneltele din secțiunile suporturile [oc ] = 0,001 rad); - unghiul admisibil de răsucire a arborelui (= 0,25, 1 deg / m și depinde de cerințele și condițiile de funcționare ale structurii).
Condiția de rigiditate a axelor este scrisă ca:
aici [f] ≤ 0,002l. unde l este distanța dintre suporturi.
Trimiteți-le prietenilor: