Сечение Б-Б

В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (см. рис.11).

Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

,

где τ_-1=203МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,56 [1, табл.8.7]. d=50 мм.

τ_υ = Т₁/W_к,

где Т₁=324,4·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

где - момент сопротивления изгибу:

, =25^.10³мм³

τ_m=τ_υ = 324,4·10³/25^.10³=12,9МПа,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:

,

где σ_-1=350 МПа; k_σ/ε_σ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ_s=0,27 [1, c.166, 164];

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

М_и= ^.10³Н·мм (см. рис.11).

s_υ= М_и/W_и=201,4^.10³/12,5^.10³=16,21 МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Рассмотрим сечение в середине пролета под шестерней (сечение В-В). Концентратор напряжений – зубья шестерни. К_t = 1,5; e_t = 0,73 ε_σ =1,6; К_σ =1, 6; β=0,97.

Момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:

=

Амплитуда напряжений кручения:

τ_а =τ_m=

W_x- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала -шестерни: W_x=29,03^.10³мм³

М_изг – суммарный изгибающий момент в сечении под опорой №4 (см. рис.11):

М_изг =

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

4.10.2 Ведомый вал:

Рассмотрим сечение на входном участке вала (А –А, рис.12). Концентратор напряжений обусловлен наличием шпоночной канавки, вал испытывает напряжения кручения. Коэффициенты концентрации напряжений по кручению: К_t = 1, 9 [1, табл. 8.5]

Масштабный фактор: e_t = 0,73 [1, табл. 8.8]

β – коэффициент, учитывающий качество обработки; β=0,97; [1,с162.].

W_{к нетто}- момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:

=

Амплитуда напряжений кручения τ_а =τ_m=

Второе опасное сечение Б-Б - участок вала под подшипником, ослабленный посадкой с натягом (см. рис.12).

τ_-1=203 МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,95 [1, табл.8.7]; d=45 мм.

τ_υ = Т/W_к,

где Т₂=1328,8·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению: ,

где - момент сопротивления изгибу.

,

;

τ_υ = 1328,8·10³/68600= 19,3 МПа,

.

σ_-1=350 МПа; k_σ/ε_σ=4,25 [1, табл.8.7]; ψ_s=0,27 [1, c.166, 164]; d=35 мм.

Изгибающий момент в сечении В-В: М_и=619,6 Н·м (см. рис.12);

s_υ= М_и/W_и=619600/34300=20,16МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Рассмотрим сечение в середине пролета под колесом (сечение В-В). Концентратор напряжений –шпоночная канавка. К_t = 1,5; e_t = 0,73 ε_σ = 1, 6; К_σ = 1, 6; β=0,97.

W_{к нетто}- момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:

=

Амплитуда напряжений кручения:

τ_а =τ_m=

W_x- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала: W_x=50,3^.10³мм³

М_изг – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении:

М_изг =

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Таким образом, в наиболее опасных сечениях валов , т.е. прочность ведущего и ведомого валов достаточна.

4.11 Выбор уплотнений валов.

Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазки из подшипниковых узлов, а так же для защиты их от попадания извне пыли и влаги. В качестве уплотнений для валов используются манжетные уплотнения, т.к. они широко применяют при жидкой смазке подшипников.

Манжета (рис. 14) состоит из корпуса, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает корпусу манжеты жесткость. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной b=0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала. Манжеты применяют при скорости скольжения до20м/с.

Рис.14 Резиновая армированная манжета ГОСТ 8752-79.

Размеры манжеты для ведущего вала: d х D х h=50х 70 х10мм

Размеры манжеты для ведомого вала: d х D х h=70х 95х12мм

Скорость скольжения ведущего вала:

V_cк1= _,

где n₁- частота вращения ведущего вала редуктора; n₁=460,6мин^-1;

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =50мм

V_cк1=

Скорость скольжения ведомого вала:

V_cк2= _,

где n₂- частота вращения ведущего вала редуктора; n₂=115,1мин^-1;

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =70мм

V_cк1=

Поскольку рабочая скорость в зоне контакта кромки манжеты меньше допускаемой, выбранные манжеты подходят в качестве уплотнений для проектируемого редуктора.

4.12. Выбор крышек подшипников

Выбираем закладные крышки подшипников (рис.15). Эти крышки не требуют крепления к корпусу винтами. Кольцевой выступ, выполненный на наружней поверхности крышки, препятствует вытеканию масла из корпуса. Размеры крышек определяют в зависимости диаметра подшипника D [2, с.114].

Для ведущего вала: Крышка сквозная: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=90мм, Do =100мм; d=80 мм.

Крышка глухая: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=90мм, Do =100мм; d=80 мм.

Для ведомого вала: Крышка сквозная: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=125мм, Do =135мм; d=115 мм.

Рис.15 Крышки подшипника закладные: глухая и сквозная

Крышка глухая: S - толщина кольцевого выступа: S =8 мм; D=125мм,

Do =135мм; d=115 мм.