4.9 Выбор смазки для зацепления

Для смазки передач применяют картерную систему смазки при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12 м/с. По скорости и контактному напряжению определим вязкость масла.

При s_Н= 230,2МПа, V_S = 2,16 м/с, выбираем масло индустриальное типа И-25А вязкостью 24…27^.10^-6 м²/с при 100⁰С [3.с.253].

глубина погружения в масло деталей червячного редуктора.

h_{M min}= 2,2 m= 2,2^.8=17,6 мм.

4.10 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 использованы манжетные уплотнения.

Манжета (рис. 16) состоит из корпуса 2, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса 3, представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины 1. 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.

Рис. 16 Резиновая армированная манжета.

Размеры манжеты для ведущего вала: d х D х h=40х 60 х10мм

Размеры манжеты для ведомого вала: d х D х h=75х 100 х12мм

Манжеты применяют при скорости скольжения до20м/с.

Скорость скольжения ведущего вала:

V_cк1= _,

где n₁- частота вращения ведущего вала редуктора; n₁=500мин^-1;

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =40мм

V_cк1=

Скорость скольжения ведомого вала:

V_cк2= _,

где n₂- частота вращения ведущего вала редуктора; n₂=25мин^-1;

d_в1 – диаметр вала под манжетой; d_в1 =75мм

V_cк1=

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

4.11 Выбор крышек подшипников

Крышки подшипников изготавливают из серого чугуна марки СЧ15. В проектируемом редукторе использовны привертные глухие крышки и с отверстием для выходного конца вала крышки подшипников (рис.17).

Рис. 17 Привертная глухая и сквозная крышки

Определяющими при конструировании крышки является диаметр отверстия D= мм в корпусе под подшипник. Толщина стенки d=7 мм, диаметр отверстий под винты d= 10 мм [1,с.111]

Толщина фланца при креплении крышки болтами: d₁=1,2 d= 9,6 мм.

Толщина центрирующего пояска d₂= (0,9…1,0)d= 9,6мм.

Диаметр фланца крышки на ведущем валу:

D_Ф=D+(4,0…4,4)d= 120+32 =152 мм .

Для крышек подшипников на ведомом валу:

D= мм;d=7 мм;d=10 мм;z=6[1,с.111].

Диаметр фланца крышки D_Ф=D+(4,0…4,4)d= 162мм

4.12 Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S>[S]_min=2,5. S – требуемый коэффициент запаса прочности.

4.12.1 Ведущий вал

Материал вала – сталь 20Х. Предел прочности σ_В=1000МПа. [2,табл.1]

Предел прочности стали при симметричном цикле изгиба: σ_-1=445 МПа.

Предел прочности стали при симметричном цикле кручения:

τ_-1=0,58·σ_-1=0,58^.445= 258 МПа.

Опасное сечение ведущего вала- сечение А-А ( рис.13). Это сечение при передаче вращающего момента от ременной передачи 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=0,73 [3, табл.8.8]; k_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений,

k_τ=1,6 [3, табл.8.5];

ψ_τ=0,11 [3, c.166, 164];

τ_υ и τ_m – амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла;

τ_υ = Т₁/2W_к,

где W_к – момент сопротивления кручению;

Т₁ - крутящий момент; Т₁=121,5·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

τ_υ = 121,5·10³/2^.4,102^.10³= 14,8МПа,

S = ³[S]=2,5.

Сечение Б-Б. В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (см. рис.13). Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

,

где β=0,95; k_τ/ε_τ=2,56 [1, табл.8.7]; . d=55 мм.

τ_υ = Т₁/2W_к,

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

где - момент сопротивления изгибу:

,

τ_m=τ_υ = 121,5^.10³/2^.16637= 3,65МПа,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:

,

где σ_-1=445 МПа; k_σ/ε_σ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ_=0,27 [3, c.166, 164];

Изгибающий момент в сечении Б-Б:

М_и= ^.Н·м (см. рис.13).

_υ= М_и/W_и=143,9^.10^3/16637=8,64МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

³[S]=2,5

Опасное сечение В-В - под серединой червяка. Концентратор напряжений обусловлен витками червяка. Коэффициенты концентрации напряжений:

К_s = 1,6; К_t = 1,49; [3, табл. 8.6]

Масштабные факторы:

e_s = 0,73 ; e_t = 0,73 [3, табл. 8.8]

Амплитуда напряжений изгиба:

где W_x- момент сопротивления изгибу W_x=0,1d_f1³ =0,1^.60,83=22,4 ·10³мм³.

М_изг – суммарный изгибающий момент в сечении под опорой№1 :

из эпюр изгибающих моментов (см. рис.13)

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Амплитуда напряжений кручения при моменте сопротивления кручению:

W_к=2 W_к=44,8·10³мм³

τ_а =τ_m= Т₁/2W_к= 121,5/2^.44,8=1,35 МПа.

Коэффициент запаса прочности по кручению:

,

где ψ_τ=0,15 – для легированных сталей.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:

Поскольку в наиболее нагруженных и опасных сечениях результирующий коэффициент запаса прочности получился больше требуемого, в других, менее нагруженных сечениях проводить проверку нет необходимости.

4.12. 2 Ведомый вал

Предел прочности материала вала - стали 45, σ_В=780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле σ_-1=350 МПа. Найдем предел выносливости при отнулевом цикле касательных напряжений:

τ_-1=0,58 ·σ_-1= 203 МПа.

Рассмотрим сечение на входном участке вала (А –А, рис.14). Концентратор напряжений обусловлен наличием шпоночной канавки, вал испытывает напряжения кручения. Коэффициенты концентрации напряжений по кручению:

К_t = 1, 9 [3, табл. 8.5]

Масштабный фактор: e_t = 0,73 [3, 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=

Второе опасное сечение- под опорой №3, т.к. в этом сечении действует концентратор напряжений -посадка подшипника опоры №3 с натягом и в этом сечении диаметр ведущего вала имеет меньшее значение, чем под колесом, а величина изгибающего момента значительна.

Коэффициент концентрации напряжений; [3, табл. 8.7]

Амплитуда напряжений изгиба:

где W_x- момент сопротивления изгибу W_x=0,1d_n1³ =0,1^.75³=42,18^.10³мм³.

М_изг – суммарный изгибающий момент в сечении под опорой №3 :

М_изг =

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Амплитуда напряжений кручения при моменте сопротивления кручению:

W_к=2 W_к=84,36·10³мм³

Τ_а =τ_m= Т₂/2W_к =1924^.10³/2^.84,36^.10³=11,4МПа.

Коэффициент запаса прочности по кручению:

Результирующий коэффициент запаса прочности для этого сечения :

Рассмотрим сечение в середине пролета под червячным колесом (сечение В-В). Концентратор напряжений – зубья колеса, 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=57,13^.10³мм³

М_изг – суммарный изгибающий момент в этом сечении (см. рис.14):

М_изг =

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

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