3. 10 Выбор уплотнений валов

Для проектируемого редуктора выбираем однокромочные манжетные уплотнения. Их применяют при небольших и средних скоростях Поверхность вала под уплотнение должна быть закаленной до твердости HRC 40, параметр шероховатости Ra = 0,32 мкм; допуск вала под уплотнение h11. Ресурс манжет в зависимости от качества резины колеблется от 3000 до 5000 ч. Манжетные уплотнения надежно работают при значительных перепадах температур (от -45 до+150)(рис. 14).

Рис. 14 Манжета резиновая армированная ГОСТ 8752-79

Размеры манжеты для ведущего вала: d х D х h=35х 58 х10мм

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

Манжеты применяют при скорости скольжения до20м/с.

Скорость скольжения ведущего вала:

V_cк1= _,

где n₁- частота вращения ведущего вала редуктора; n₁=970мин^-1;

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =35мм

V_cк1=

Скорость скольжения ведомого вала:

V_cк2= _,

где n₂- частота вращения ведущего вала редуктора; n₂=338мин^-1;

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =590мм

V_cк1=

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

3.11 Уточнённый расчёт валов.

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении с допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S  [S]=2,5.

3.11.1 Ведущий вал:

Предел прочности материала вала - стали 40Х, σ_В=790 МПа.

Найдем предел выносливости при симметричном цикле:

σ_-1=0,35·σ_В+(70...120)=0,35·790+100=376 МПа.

Найдем предел выносливости при отнулевом цикле касательных напряжений:

τ_-1=0,43·σ_-1= 162 МПа.

Рассмотрим опасное сечение ведущего вала- сечение А-А( рис.11). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

,

где β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, β=0,97;

ε_τ – масштабный фактор для касательных напряжений, ε_τ=0,83 [1, табл.8.8];

k_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_τ=1,9 [1, табл.8.5];

ψ_τ=0,15 [1, c.166, 164];

τ_υ и τ_m – амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла;

τ_υ = Т₁/2W_к,

где W_к – момент сопротивления кручению, который определяется по формуле:

Т- крутящий момент, Т₁=58,5·10³ Н·мм.

τ_υ = 58,5·10³/6078= 9,62МПа,

S =

Сечение б-б.

В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (рис.11). Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

,

где τ_-1=162 МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,58 [1, табл.8.7]; d=50 мм.

τ_υ = Т/2W_к,

где Т₁=58,5·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению: ,

где - момент сопротивления изгибу:

,

τ_m=τ_υ = 58,5·10³/2^.12500= 2,34 МПа,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где σ_-1=390 МПа; k_σ/ε_σ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ_=0,27 [1, c.166, 164];

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

М_и= ^.Н·м (см. рис.11).

_υ= М_и/W_и=55,08^.10³/12500=4,4 МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Рассмотрим сечение под подшипником №2 (сечение В-В). Концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №2 с натягом.

τ_-1=162 МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,58 [1, табл.8.7]; d=50 мм.

τ_m=τ_υ = 58,5·10³/2^.12500= 2,34 МПа,

М_изг – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении:

М_изг =

_υ= М_и/W_и=58,05^.10³/12500=4,6 МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что в этом сечении вал- шестерня имеет большой диаметр, а нагрузка имеет небольшое значение.

3.11.2 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_ = 1, 9 [1, табл. 8.5]

Масштабный фактор:

_ = 0,73 [1, табл. 8.8]

β – коэффициент , учитывающий качество обработки; β=0,97 [1,с.162.].

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

=

Амплитуда напряжений кручения: τ_а =τ_m=

Рассмотрим сечение Б-Б. В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №4 с натягом (рис.12). Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

,

где τ_-1=162 МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,58 [1, табл.8.7]; d=40 мм.

τ_υ = Т/2W_к,

где Т₁=140,5·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению: ,

где - момент сопротивления изгибу:

,

τ_m=τ_υ = 140,5·10³/2^.6400= 10,98МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где σ_-1=390 МПа; k_σ/ε_σ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ_=0,27 [1, c.166, 164];

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

М_и= ^.Н·м (см. рис.12).

_υ= М_и/W_и=513,2^.10³/2^.6400=40,1МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.