Детали машин - Батурин А.Т.
Скачать (прямая ссылка):
8. Строим эпюру крутящих моментов, полагая, что весь момент от веса груза передается поровну через обе шпонки, на которых сидит на валу барабан (фиг. 137, з) (конечно, принятый закон передачи момента поровну через левую и правую шпонки барабана условен; уточнение этого вопроса весьма затруднительно, и обычно пользуются принятым предположением):
Мк = P 4 = ^оо_13б _ 285 600 кГсм.
^ = _285|00_ = 142800кГс^
9. Определяем эквивалентные моменты для сечений тп и rs при канате слева и для сечения pq при канате справа:
MZ. = V[M")2 + M2 = У 197 0002 + 2856002 =346 000 кГсм; Mr3K, Y [MIf + (^)2 = V 334 0002+ 142 80O2 = 364 000 кГсм-Т MS^Y [MpY + = Vа 162 0004-142 80 О2 = 216 300 кГсм.
10. Допускаемое напряжение принимаем по табл. 18; для стали Ст. 6: [a_,]u = 600 кГ/см? и диаметры вала в сечениях mn, rs и pq соответственно равны:
V о-Чр-і]и
V аі[«т_і]„
dp= \Y M™ =
V 0,1[O-1J11
346 000 0,1 -600 = ^5800 = 18 cm;
V- 364 000 0,1 • 600 = т> 6150 = 18,3 см;
V- 216 300 0,1-600 = jf 3600 = 15,4 CjM
170
ОСИ И ВАЛЫ
или, прибавляя 10% на ослабление шпоночной канавкой,
dm =1,1-18= 19,8 см; dr= 1,1-18,3 = 20,1 см; dp =1.1-15,4 = 17 см.
В соответствии с ГОСТ 6636-53 (см. стр. 153) принимаем окончательно dm = dr = 200 мм и dp =- 165 мм.
11. Рассчитываем шипы; левый шип по реакции опоры при левом положении каната, а правый шип при правом положении каната:
А = у Al + Al = /8640* + 36302 = 9370 кГ;
в = уві + Bl = v Ю0802 + 570Г = 10 000 кГ.
Принимая допускаемое удельное давление [q] = 50 кГ/см? (сталь по бронзе), получим
I л Г O.2[0_j]u 1 / 0,2-600 , г,
Размеры левого шипа d2 найдем из уравнения
А А
"г' а ср 2 т
ИЛИ
<[<?]
1 if А if 937O л л
аналогично диаметр правого шипа
Принимаем оба шипа одного диаметра с? = 115 мм и длиной I = 1,54 • 115 ~ 180 м.
На фиг. 137, и дан эскиз вала с полученными размерами. Сравнивая конструкцию посадки барабана па ось (пример 29) и на вал {пример 31), видим, что первая конструкция дает ось простую по форме и значительно меньшего веса, чем вторая; первое устройство и следует рекомендовать для данного случая.
Пример 32. Проверить размеры вала предыдущего примера, применяя уточненный расчет.
Решепи е.
1. Определяем коэффициент запаса прочности для сечения /—/.
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
171
В указанном сечении крутящего момента нет. Изгибающий момент от реакции А
M = 9370^- = 9370 ~ = 84 330 кГсм.
Номинальное напряжение изгиба
M _ 84 330 _ 84 330 __ сос. „. 2 ° ~ "ОЛЗ»" - 0,1 • 11,5s - "І52" - 0^0 " !СМ ¦
Амплитуда нормальных напряжений изгиба о„ = о = 525 кГ/см?
U Om = 0.
Определяем коэффициент запаса прочности по формуле
*0О.
є
о
где для стали Ст. 6 a_t = 2800 кГ/см2.
Масштабный фактор ес для шипа диаметром d — 115 мм по табл. 5 Ea= 0,69. Коэффициент концентрации напряжений A0 вследствие наличия на шипе галтели радиуса Q = 10 мм найдем по фиг. 122:
"V = 0,575; JL = -™ 0.087;
d„ 200 d 115
по этим данным из графика находим A0 ~ 1,4;
а-1 2800 „
"ol = -j.-= - = 2,63.
0.BW
2. Определяем коэффициент запаса для сечения т —ге, где имеет место концентрация напряжений от шпоеючиой канавки.
В сечении т — п действуют изгибающий момент M = = 197 000 кГсм и крутящий момент Мк = 285 600 кГсм.
Номинальное напряжение изгиба о = тгг——- •
' * нетто
Для возможности вычисления W нетто предварительно ПО табл. 8 выбираем сечение шпонки b X h\ = 45 і- 24 мм-Глубину шионочной канавки принимаем
172
ОСИ И ВАЛЫ
Номинальное напряжение кручения
Mn
T =
Wp нетто
_ я# bt (d — /)а _ 3,14 -20»
p««mmo — 16 - 2d - 16
- 45 "TED" 1,2)8 A 1520
, = .?°. = 188 кГ1смК
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
о
Масштабный фактор еа = 0,61 (табл. 5, стр. 25). Эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений от шпоночной канавки jt0 = 1,75 для стали с ce = 70 кГ/ммг —по данным, приведенным на стр. 157. Цикл изменения напряжений симметричный:
C = c = 268 кГ/см*, о„, = 0;
2800 „ с. "о - -= 3,64.
7ш'268
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Аналогично предыдущему находим ет = 0,52; Icx = = 1,45. Как указывалось выше, принимаем, что напряжения от кручения изменяются по пульсирующему циклу, следовательно,
тv = Tm = -у- = = 94 кГ/см\
Коэффициент запаса прочности по отношению к пределу выносливости
T
-1
1 — д. »
принимаем т_і * 0,58о_, = 0,58 • 2800 = 1620 кГ/см*;
i])T = 0,1 (см. стр. 27);
1620 г 0„
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
173
Вычисляем коэффициент запаса прочности по отношению к пределу текучести:
*т 1900 .n .
= т = -щ- = Ю'1'
где принято хт = 0,6ат = 0,6 • 3100 « 1900 кГ/см*.
Для дальнейшего расчета ориентируемся на меньшее значение ги = 5,97.
Окончательно коэффициент запаса прочности в сечении тп
3. Определяем коэффициент запаса прочности для сечения rs. Здесь действуют изгибающий момент M = 334 000 кГсм и крутящий момент Мк = 2852600 = 142 800 кГсм.
