Общие сведения о валах и осях — КиберПедия 

Кормораздатчик мобильный электрифицированный: схема и процесс работы устройства...

Таксономические единицы (категории) растений: Каждая система классификации состоит из определённых соподчиненных друг другу...

Общие сведения о валах и осях

2017-07-25 334
Общие сведения о валах и осях 0.00 из 5.00 0 оценок
Заказать работу

В.Б.Балякин, Е.П.Жильников

 

 

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ,

ОСЕЙ И ОПОР КАЧЕНИЯ АВИАЦИОННЫХ РЕДУКТОРОВ

 

Утверждено Редакционно-издательским советом университета

в качестве учебного пособия

 

 

С А М А Р А

Издательство СГАУ

2007


 

УДК 621.81 (075)

ББК 34.41

Б 21

 
 


Инновационная образовательная программа "Развитие центра компетенции и подготовка специалистов мирового уровня в области аэрокосмических и геоинформационных технологий”

 

Рецензенты: зав. каф. «Механика»СамГТУ д-р техн.наук, проф. Я.М К л е б а н о в

д-р техн. наук, проф. Д. К. Н о в и к о в

Балякин В.Б.

Б 21
Расчет и проектирование валов, осей и опор качения авиационных редукторов: учеб. пособие / В.Б.Балякин, Е.П.Жильников. – Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2007. – 60 с.: ил.

ISBN 978-5-7883-0518-9

 

Данное пособие составлено с учетом современных методов расчета на прочность валов и осей, подшипников качения, шпоночных и шлицевых соединений, учебной литературы по курсу "Детали машин", а также опыта практической работы авторов по расчету и проектированию валов и подшипников авиационных изделий.

Следуя традициям учебной литературы, авторами предлагается методика проектировочного расчета валов и осей с учетом характера изменения нагрузки и приближенной оценки концентрации напряжений. Кроме того, в проверочном расчете наряду с общепринятой методикой определения запасов статической и усталостной прочности вводится определение запасов усталостной прочности при сложном нагружении, в том числе для случая постоянного значения среднего напряжения цикла как наиболее часто встречающегося в валах турбовинтовых и газотурбинных двигателей.

В связи с тем, что в опорах валов и осей авиационных редукторов используются преимущественно подшипники качения, авторы сочли возможным не вводить материал по методике расчета опор скольжения.

В пособии сосредоточен необходимый материал для расчета на прочность валов, осей и подшипников качения с необходимыми справочными данными и примерами расчетов.

Пособие предназначено для студентов механических специальностей аэрокосмических вузов при выполнении курсовых и дипломных работ.

 

УДК 621.81 (075)

ББК 34.41

 

 

ISBN 978-5-7883-0518-9 © Балякин В. Б., Жильников Е.П., 2007

© Самарский государственный аэрокосмический университет, 2007
ОГЛАВЛЕНИЕ

1. ВАЛЫ И ОСИ………………………………………………………………………..4

1.1. Общие сведения о валах и осях…………………………………...………….4

1.2. Элементы конструкции осей и валов………………………………..……....5

1.3. Критерии работоспособности и расчета осей и валов…………...…...…….6

1.4. Материалы для осей и валов………………………………………..………..8

1.5. Расчет осей и валов на прочность…………………………...…...…………..9

 

2. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ……………………………………………………...26

2.1. Типы подшипников качения, используемых в

авиационном редукторостроении…………………………………………........26

2.2. Расчет авиационных подшипников качения……………….………….…..30

2.3. Особенности расчета подшипников некоторых

специальных узлов………………………………………………………………35

2.4. Порядок подбора и расчета подшипников…………………………..…….37

 

3. СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ С УСТАНОВЛЕННЫМИ НА НИХ ДЕТАЛЯМИ…..38

3.1. Расчет шпоночного соединения …………………………………………...38

3.2. Расчет шлицевого соединения ………………………………………..……40

3.3. Расчет штифтового соединения ………………………………………..…..46

3.4. Расчет прессового соединения ……………………………………….…….47

 

4. ПРИМЕР РАСЧЕТА ВАЛА………………………………………………...……..48

 

Список рекомендуемой литературы…………………………………..………..…....58

 

Приложения……………………...…………………………………………………59

 


 

ВАЛЫ И ОСИ

 

Рис.2

 

Рис.3

 

Материалы для осей и валов

Выбор материала осей и валов определяется критериями их работоспособности, в том числе и условиями обеспечения прочности и износостойкости. В соответствии с указанными условиями материалы, применяемые для изготовления осей и валов, должны обладать достаточно высокими механическими (прочностными) характеристиками, малой чувствительностью к концентрации напряжений, способностью подвергаться термической и термохимической обработке и хорошей обрабатываемостью. Для осей и валов без термообработки применяются углеродистые стали 35, 40, 45. Оси и валы, к которым предъявляют повышенные требования в отношении их несущей способности, долговечности шлицев и цапф, выполняют из среднеуглеродистых и легированных сталей марок 35, 40, 45, 40Х и др. с улучшением. Чаще других применяют сталь 45, отличающуюся хорошей обрабатываемостью.

Для увеличения износостойкости отдельных участков (например, в контактах с манжетными уплотнениями) валы изготавливают из сталей 20, 20Х, 12X2H4A и других с последующей цементацией и закалкой. Для высоконапряженных валов ответственных машин, например авиационных двигателей, применяют многокомпонентные легированные стали 40ХН, 40ХНМА, 30ХГСА и др. Валы и оси из этих сталей обычно подвергаются улучшению, закалке с высоким отпуском и поверхностной закалке ТВЧ с низким отпуском.

В табл. 1 приведены некоторые, необходимые для расчета механические характеристики марок сталей, наиболее употребляемых для изготовления валов. Меньшие значения принимаются для валов большого диаметра без термообработки.

Таблица 1

Рис. 5

Расчетная схема осей или валов аналогична схеме балки на шарнирных опорах. Для валов и вращающихся осей, установленных на радиальных подшипниках качения по одному в опоре (рис. 5,а), условные шарнирные опоры располагают в середине подшипника (такая схема достаточно точно соответствует действительности). В случае, когда валы вращаются в подшипниках, установленных по два и более в опоре (рис. 5,б), условные шарнирные опоры в расчетной схеме совмещают с внутренними подшипниками, т.е. подшипниками, расположенными со стороны нагруженного пролета.

Для валов и вращающихся осей, установленных на радиально - упорных подшипниках (рис.6), опору помещают в точку пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок тел качения.

Расстояния от упорного торца подшипника до точки расположения опоры на расчетной схеме определяются по формулам, приведенным ниже:

- для радиально - упорных шарикоподшипников

а = 0,5 [ В + (d + D) tgα];

- для двухрядных радиально – упорных шарикоподшипников

a = 0,5 [1,5 B + (d + D) tgα];

для однорядных конических роликоподшипников

;

для двухрядных конических роликоподшипников

.

Здесь В, T, d, D – габаритные размеры подшипников, определяемые из справочников, α – угол контакта.

аб

Рис.6

 

Подшипники, воспринимающие одновременно осевые и радиальные нагрузки, принимаются в расчетной схеме вала (оси) в виде шарнирно-неподвижных опор, а подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки – в виде шарнирно-подвижных опор.

Нагрузки (силы и моменты) предполагаются приложенными по середине несущих или опорных поверхностей. В этом случае нагрузки принимаются сосредоточенными.

Собственным весом валов или осей, весом насаженных деталей (за исключением тяжелых деталей, например, маховиков, винтов ТВД и т.п.), а также силами трения и моментами трения в опорах пренебрегают.

На рис. 2 изображена расчетная схема промежуточного вала зубчатого соосного редуктора главного привода вертолета.

Составленная расчетная схема дает возможность определить диаметры любых сечений вала (оси) по известным расчетным формулам из курса "Сопротивление материалов". При этом если на вал (ось) действуют нагрузки, расположенные в различных плоскостях, их следует разложить на составляющие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, общих для всех нагрузок.

По составленной расчетной схеме строят эпюры изгибающих моментов в каждой из плоскостей, а по ним строят суммарную эпюру изгибающих моментов путем геометрического сложения изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

.

Далее строят эпюру крутящих моментов .

При расчете вала на статическую прочность эпюры моментов строятся по наибольшим значениям нагрузок с учетом кратковременных перегрузок. При назначении расчетной величины этой нагрузки следует исходить из наиболее тяжелых реально возможных условий работы машины, учитывая при этом динамические и ударные нагрузки. По суммарной эпюре изгибающих и крутящих моментов строится эпюра приведенного момента .

Значение приведенного момента определяется обычно по 3-й теории прочности:

.

Условием статической прочности будет

.

Момент сопротивления сечения полого вала при изгибе определяется по формуле

, (2)

где - отношение внутреннего диаметра полого вала к наружному .

Рекомендуется принимать .

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

 

Расчет шлицевого соединения

 

В авиационных конструкциях применяются соединения с прямобочными, эвольвентными и треугольными шлицами. Соединения с треугольными шлицами применяются только для весьма тонкостенных деталей и в настоящем пособии не рассматриваются.

Основные размеры соединений с прямобочными и эвольвентными шлицами показаны на рис. 22 и 23 и приведены в табл. 26 и 27.

При выборе размеров соединения для ступенчатых валов необходимо обеспечить, чтобы диаметр по впадинам шлицев был больше, чем диаметр соседнего участка вала. Разность диаметров определяется технологическими требованиями.

Таблица 26

Основные размеры соединения с прямобочными шлицами (по ГОСТ 1139 – 80)

 
Легкая серия
6×23×26 6×26×30 6×28×32 8×32×36 8×36×40 8×42×46 8×46×50   0,3 0,3 0,3 0,4 0,4 0,4 0,4   8×52×58 8×56×62 10×62×68 10×72×78 10×82×88 10×92×98 10×102×108     0,5
Средняя серия
6×13×16 6×16×20 6×18×22 6×21×25 6×23×28 6×26×32 6×28×34 8×32×38 8×36×42 3,5 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,4 0,4 0,4 0,4   8×42×48 8×46×54 8×52×56 8×56×65 8×62×72 10×72×82 10×82×92 10×92×102 10×102×112   0,4 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5
                   

Рис.22

Рис.23

 

Для эвольвентных шлицев диаметр окружности впадин зубьев определяется по формулам:

- при плоской впадине;

- при закругленной впадине.

 

Таблица 27

Наружные диаметры D, модули m и числа зубьев z эвольвентного шлицевого соединения (по ГОСТ 6033 – 80)

D, мм Модуль m
Ряд     1,25              
Ряд       1,5   2,5   3,5    
    Число зубьев
- - - - - - - - -                                                    
                               

Проверка прочности соединения производится на смятие боковых поверхностей шлицев:

.

Здесь - число шлицев.

Средний диаметр соединения определяется по формулам:

- для соединения с прямобочными шлицами;

- для соединения с эвольвентными шлицами.

Рабочая высота боковой грани определяется по формулам:

- для соединения с прямобочными шлицами;

- для соединения с эвольвентными шлицами.

Расчетная длина соединения определяется длиной ступицы установленной детали. Если в соединении имеются дополнительные цилиндрические центрирующие пояски (см. рис.23), расчетную длину соединения следует принять равной .

Допускаемое напряжение смятия определяется по формуле

.

При этом принимается минимальное значение предела текучести из двух значений – для вала и для ступицы установленной детали.

Запас прочности принимается равным .

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений смятия, определяется по формуле

.

 

Коэффициент, учитывающий точность изготовления, принимается равным:

- при высокой точности изготовления;

- при невысокой точности изготовления.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (шлицами), определяется по эмпирическим формулам:

- при ;

- при >0,6.

Здесь - коэффициент, зависящий от радиальной нагрузки в соединении.

Если в соединении имеются дополнительные центрирующие пояски (см. рис.23), следует принять .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине шлицевого соединения определяется в зависимости от схемы нагружения соединения, как показано на рис. 24.

Если радиальная нагрузка смещена от середины ступицы в сторону места подвода крутящего момента, то

.

 

Если радиальная нагрузка смещена в сторону, противоположную месту подвода крутящего момента, то

- при > ;

- при < .

 

Значение коэффициента , учитывающего влияние опрокидывающего момента, определяется по графику, приведенному на рис. 25.

 

Рис. 24 Рис.25

 

При этом параметр определяется по формуле

,

где опрокидывающий момент определяется выражением

.

Здесь и - смещения от центра соединения соответственно радиальной F и осевой нагрузок, определяемые по чертежу конструкции (см. рис.24). Значения F, Fa, e и r определяются с учетом их знаков в системе координат, приведенной на рис. 24.

Если радиальная нагрузка в соединении равна нулю или мала ( <0,2), значение коэффициента следует определять по формуле:

.

 

Если в соединении имеются дополнительные центрирующие пояски, следует принять .

Коэффициент , учитывающий деформации вала и ступицы на длине соединения, для прямобочных шлицев определяется по табл. 28.

 

Таблица 28

Серия Наружный диаметр, Величина при L/D
0,75 1,00 1,25 1,70
  Легкая До 26 30…50 50…120 1,20 1,30 1,50 1,30 1,50 1,80 1,50 1,70 2,20 1,70 2,00 2,60
    Средняя До 19 20…30 32…50 54…112 свыше 112 1,34 1,40 1,60 1,80 2,05 1,60 1,70 1,90 2,40 2,80 1,85 2,00 2,40 2,90 3,40 2,10 2,30 2,80 3,50 4,10

Для эвольвентных соединений значение коэффициента определяется по табл. 29 в зависимости от безразмерного параметра .

 

Таблица 29

1,5 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 7,0
1,36 1,60 2,20 2,84 3,60 4,26 5,00

 

Условная длина шлицевого соединения выбирается в зависимости от соотношения диаметра ступицы и среднего диаметра шлицев:

- при ;

- при ;

- при < 1,4.

Расчет на изнашивание выполняется для подвижных шлицевых соединений. Условие износостойкости имеет вид:

.

Допускаемое напряжение изнашивания рекомендуется определять по формуле

.

Базовое значение допускаемого напряжения изнашивания определяется по табл. 30 в зависимости от твердости поверхности шлицев и параметров и . Значение базового напряжения увеличивается или уменьшается в зависимости от условий работы соединения. Так при реверсивной работе , иначе .

 

Таблица 30

Параметры нагружения Термообработка и твердость
    без термообр. 20HRC улуч-шение 28HRC закалка   цемент. или азотир.
40HRC 45HRC 52HRC
  0,59 0,25 0,50            
  0,50 0,25 0,50            
  0,42 0,25 0,50            
  0,35 0,25 0,50            

 

При центрировании детали по наружному или внутреннему диаметру шлицев допускаемое напряжение может быть увеличено на . При центрировании по боковым граням шлицев . Однако, при наличии дополнительных цилиндрических центрирующих поверхностей (см. рис.23)

.

Коэффициент долговечности при расчете шлицевых соединений определяется по формуле

.

При этом эквивалентное число циклов перемены напряжений определяется по формуле

.

При невыполнении условий прочности на смятие или износостойкость шлицев необходимо ввести изменения:

- уменьшение неравномерности распределения нагрузки;

- изменение материалов или термообработки;

- увеличение размеров соединения и переработка конструкции вала.

 

Пример расчета вала

 

Рассчитать промежуточный вал (рис. 27) двухступенчатого зубчатого редуктора вертолета.

Рис. 27

 

Номинальный крутящий момент на промежуточном валу при установившемся режиме работы двигателя Т = 400 Н·м. Переменный крутящий момент от крутильных колебаний в системе составляет 25% (α = 0,25). Частота вращения вала . Требуемая долговечность подшипников 2000 часов.

Диаметр начальной окружности установленного на валу зубчатого колеса 1 =231мм. Шестерня 2 изготавливается заодно с валом и имеет параметры: модуль =3мм, число зубьев =30, диаметр начальной окружности = 91мм.

Материал шестерни – вала - сталь 20Х2Н4А, предел прочности σв = 1250 МПа, пределы текучести σТ = 1070 МПа, τТ = 750 МПа, пределы выносливости σ-1 = 630 МПа, τ-1 = 320 МПа (см. табл. 1).

Оба косозубых колеса для уменьшения осевого усилия на опоры имеют одинаковое направление винтовой линии. Угол наклона зубьев по делительному цилиндру β = 8°30'07".

Определим номинальные значения усилий в зацеплениях зубьев.

Окружные усилия:

; .

Радиальные усилия:

;

.

Осевые усилия:

;

.

Внешняя осевая нагрузка на опоры:

.

В связи с небольшой величиной осевой силы, действующей на подшипники, в опоре установлен зафиксированный по наружному и внутреннему диаметрам радиальный подшипник.

В этом случае опора должна быть "плавающей". В этой опоре устанавливаем радиальный роликоподшипник.

 

Проектировочный расчет

 

Ориентировочное значение диаметра вала определим из условия прочности по касательным напряжениям. По табл. 4 для промежуточного вала при несимметричном расположении опор и зубчатых колес условное значение запаса прочности примем равным . Тогда значение допускаемых напряжений кручения будет равно:

.

Коэффициент динамичности примем равным . Тогда расчетное значение крутящего момента будет равно:

.

Зададимся коэффициентом пустотелости . Тогда ориентировочное значение диаметра вала будет равно:

.

 

Разработка конструкции вала

 

При разработке конструкции вала пользуемся размерами, полученными при его предварительном расчете.

Выбираем подшипники:

- в опоре устанавливаем радиальный шариковый подшипник №209 повышенного класса точности с размерами 45×85×19;

- в опоре устанавливаем радиальный роликовый подшипник №32209 с размерами 45×85×19.

Диаметр вала d0 (см. рис. 27) принимаем равным внутреннему диаметру шарикоподшипника (d0 = 45 мм). Для того чтобы ступица зубчатого колеса во время сборки прошла этот участок свободно, без натяга, диаметр вала между шарикоподшипником и посадочным местом принимаем равным также 45 мм с постановкой при этом распорной втулки.

Шлицы для установки зубчатого колеса принимаются эвольвентными с модулем m = 2 мм. По технологическим требованиям наружный диаметр шлицев должен быть .

По табл. 27 принимаем шлицы с наружным диаметром и числом зубьев .

Диаметр делительной окружности , диаметр окружности впадин

.

Длину ступицы колеса с учетом центрирующей втулки принимаем по соотношению . Длины центрирующей втулки и центрирующего участка вала равными примем соответственно 10мм и 12мм. Тогда расчетная длина шлицевого соединения будет равна .

Диаметр посадочного места вала под ступицу зубчатого колеса с учетом технологических требований принимаем равным . Радиус закругления галтели берем по нормали свободных поверхностей круглых деталей (см. табл. П3). Длина посадочного места выбирается в соответствии с длиной ступицы колеса с учетом способа нарезания шлицев.

При переходе посадочного места к большому диаметру имеется галтель. Радиус галтели выбираем по нормали для деталей при неподвижном соединении (см. табл. П2). Диаметр буртика принимаем равным .

Диаметр вала принимаем равным диаметру окружности впадин шестерни .

Диаметр вала принимаем равным внутреннему диаметру роликоподшипника .

Заплечик на валу выбираем по табл. П5 для роликоподшипника средней серии . Тогда .

Радиус галтели в сечении 4 берем по нормали для свободных поверхностей круглых деталей (см. табл. П3).

 

В.Б.Балякин, Е.П.Жильников

 

 

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ,

ОСЕЙ И ОПОР КАЧЕНИЯ АВИАЦИОННЫХ РЕДУКТОРОВ

 

Утверждено Редакционно-издательским советом университета

в качестве учебного пособия

 

 

С А М А Р А

Издательство СГАУ

2007


 

УДК 621.81 (075)

ББК 34.41

Б 21

 
 


Инновационная образовательная программа "Развитие центра компетенции и подготовка специалистов мирового уровня в области аэрокосмических и геоинформационных технологий”

 

Рецензенты: зав. каф. «Механика»СамГТУ д-р техн.наук, проф. Я.М К л е б а н о в

д-р техн. наук, проф. Д. К. Н о в и к о в

Балякин В.Б.

Б 21
Расчет и проектирование валов, осей и опор качения авиационных редукторов: учеб. пособие / В.Б.Балякин, Е.П.Жильников. – Самара: Изд-во Самар. гос. аэрокосм. ун-та, 2007. – 60 с.: ил.

ISBN 978-5-7883-0518-9

 

Данное пособие составлено с учетом современных методов расчета на прочность валов и осей, подшипников качения, шпоночных и шлицевых соединений, учебной литературы по курсу "Детали машин", а также опыта практической работы авторов по расчету и проектированию валов и подшипников авиационных изделий.

Следуя традициям учебной литературы, авторами предлагается методика проектировочного расчета валов и осей с учетом характера изменения нагрузки и приближенной оценки концентрации напряжений. Кроме того, в проверочном расчете наряду с общепринятой методикой определения запасов статической и усталостной прочности вводится определение запасов усталостной прочности при сложном нагружении, в том числе для случая постоянного значения среднего напряжения цикла как наиболее часто встречающегося в валах турбовинтовых и газотурбинных двигателей.

В связи с тем, что в опорах валов и осей авиационных редукторов используются преимущественно подшипники качения, авторы сочли возможным не вводить материал по методике расчета опор скольжения.

В пособии сосредоточен необходимый материал для расчета на прочность валов, осей и подшипников качения с необходимыми справочными данными и примерами расчетов.

Пособие предназначено для студентов механических специальностей аэрокосмических вузов при выполнении курсовых и дипломных работ.

 

УДК 621.81 (075)

ББК 34.41

 

 

ISBN 978-5-7883-0518-9 © Балякин В. Б., Жильников Е.П., 2007

© Самарский государственный аэрокосмический университет, 2007
ОГЛАВЛЕНИЕ

1. ВАЛЫ И ОСИ………………………………………………………………………..4

1.1. Общие сведения о валах и осях…………………………………...………….4

1.2. Элементы конструкции осей и валов………………………………..……....5

1.3. Критерии работоспособности и расчета осей и валов…………...…...…….6

1.4. Материалы для осей и валов………………………………………..………..8

1.5. Расчет осей и валов на прочность…………………………...…...…………..9

 

2. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ……………………………………………………...26

2.1. Типы подшипников качения, используемых в

авиационном редукторостроении…………………………………………........26

2.2. Расчет авиационных подшипников качения……………….………….…..30

2.3. Особенности расчета подшипников некоторых

специальных узлов………………………………………………………………35

2.4. Порядок подбора и расчета подшипников…………………………..…….37

 

3. СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ С УСТАНОВЛЕННЫМИ НА НИХ ДЕТАЛЯМИ…..38

3.1. Расчет шпоночного соединения …………………………………………...38

3.2. Расчет шлицевого соединения ………………………………………..……40

3.3. Расчет штифтового соединения ………………………………………..…..46

3.4. Расчет прессового соединения ……………………………………….…….47

 

4. ПРИМЕР РАСЧЕТА ВАЛА………………………………………………...……..48

 

Список рекомендуемой литературы…………………………………..………..…....58

 

Приложения……………………...…………………………………………………59

 


 

ВАЛЫ И ОСИ

 

Общие сведения о валах и осях

 

Вращающиеся детали машин (зубчатые колеса, шкивы, блоки, барабаны и т.д.) устанавливают на валах или осях, обеспечивающих геометрическую ось их вращения.

Оси предназначены только для поддержания вращающихся деталей, при этом они могут быть неподвижными (невращающимися) относительно установленных на них деталей или вращающимися вместе с ними. В обоих случаях усилия, действующие на вращающиеся детали, воспринимаются осью как изгибающие нагрузки. На рис. 1,а изображен сателлит 1 на опорах качения 2, вращающийся относительно неподвижной оси 3. Эта ось неподвижная или невращающаяся. На рис. 1,б сателлит 1 выполнен заодно с осью 3 и, следовательно, ось вращается в подшипнике 2 вместе с сателлитом. Эта ось подвижная или вращающаяся.

Рис.1

 

Валы в отличие от осей предназначены не только для поддержания вращающихся деталей, но и для передачи крутящего момента вдоль своей геометрической оси, следовательно, валы нагружены не только изгибающими усилиями, но и крутящими моментами по всей длине или на отдельных участках вала.

На рис. 2 изображен промежуточный вал зубчатого соосного редуктора главного привода вертолета. Очевидно, что участок вала передает крутящий момент. Одновременно вал нагружен изгибающими усилиями , , , , , .

Валы всегда вращаются, и в этом также состоит их особенность. По форме геометрической оси различают прямые, коленчатые и гибкие валы. Наибольшее распространение получили прямые валы.

Коленчатые и гибкие валы не являются типовыми деталями машин и поэтому не рассматриваются в настоящем пособии.

Опорные участки осей и валов называются цапфами или шипами. Цапфы, воспринимающие опорные реакции осевого направления, называются пятами. Участки осей и валов, на которых устанавливают (крепят) вращающиеся детали, называются подступичнымичастями или головками.

 

Рис.2

 


Поделиться с друзьями:

История создания датчика движения: Первый прибор для обнаружения движения был изобретен немецким физиком Генрихом Герцем...

Индивидуальные и групповые автопоилки: для животных. Схемы и конструкции...

Индивидуальные очистные сооружения: К классу индивидуальных очистных сооружений относят сооружения, пропускная способность которых...

Биохимия спиртового брожения: Основу технологии получения пива составляет спиртовое брожение, - при котором сахар превращается...



© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!

0.243 с.