Сечение в-в.

В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №2 с натягом (рис.12).

где τ_-1=232МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,56 [1, табл.8.7]. d=35 мм.

τ_υ = Т/2W_к,

где Т₁=132,9 ·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

где - момент сопротивления изгибу:

,

τ_m=τ_υ = 132,9 ·10³/2^.12500= 5,24 МПа,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям :

,

где σ_-1=400 МПа; k_σ/ε_σ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ_=0,27 [1, c.166, 164];

Изгибающий момент в сечении В-В:

М_и= ^.Н·м (см. рис.12).

_υ= М_и/W_и=164,8^.10³/12500=13,2МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

4.10.2 Ведомый вал:

Рассмотрим сечение на входном участке вала (А –А, рис.13). 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,с162.].

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

=

Амплитуда напряжений кручения τ_а =τ_m=

Опасное сечение –в- в -участок вала под колесом, ослабленный шпоночной канавкой (см. Рис.13).

τ_-1=232МПа; β=0,95; k_τ =1,9 [1, табл.8.7]; d=45 мм.

τ_υ = Т/W_к,

где Т₂=319·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению:

,

где - момент сопротивления изгибу.

,

τ_υ = 319·10³/2^.11339= 16,7МПа,

.

где σ_-1=400 МПа; k_σσ=1,9 [1, табл.8.7]; ψ_=0,27 [1, c.166, 164]; d=45 мм.

Изгибающий момент в сечении В-В:

М_и= (рис.13);

_υ= М_и/W_и=397,3^.10³/11,33^.10³=35,1МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Другое опасное сечение- под опорой № 4, т.к. в этом сечении действует концентратор напряжений - посадка подшипника с натягом и в этом сечении диаметр ведущего вала имеет меньшее значение, чем под зубчатым колесом, а величина изгибающего момента значительна (сечение Б-Б, рис.13).

Коэффициенты концентрации напряжений по изгибу и кручению: [3,табл. 8.7]

Амплитуда напряжений изгиба:

где W_x- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала:

=

М_изг – суммарный изгибающий момент в сечении под опорой № 4 эпюра изгибающих моментов М (см. рис.13):

М_изг =

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Амплитуда напряжений кручения при моменте сопротивления кручению:

W_к=2 W_к= 25·10³мм³

τ _а =τ_m= Т₁/2W_к= 319^.10³/2^. 25^.10³=6,38 МПа.

Коэффициент запаса прочности по кручению:

,

где ψ_τ=0,15 – для легированных сталей.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под опорой №4:

В наиболее опасных сечениях ведомого вала , т.е. прочность ведущего и ведомого валов достаточна.

4.11 Выбор крышек подшипников.

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марки СЧ15. В проектируемом редукторе использованы привертные глухие и с отверстием для выходного конца вала крышки (см. рис.16).

Рис. 16 Привертная глухая и сквозная крышки подшипников

Определяющим фактором при конструировании крышки является диаметр отверстия D в корпусе под подшипник. Толщина стенки =7 мм, диаметр винтов крепления крышки к корпусу d= 10 мм и число равно z=4 [2,с.111]

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

Толщина центрирующего пояска :

₂= (0,9…1,0)= 9,6мм.

Диаметр фланца крышки :

D_Ф=D+(4,0…4,4)d= 90+32 = 122 мм . Принимаем D_Ф= 125мм

Для крышек подшипников на ведомом валу:

D= мм;=7 мм;d=10 мм;z=4

Толщина фланца ₁=1,2= 1,2^.7=8,4 мм

Толщина центрирующего пояска:

₂=(0,9…1,0)= 6,3…7 мм

Диаметр фланца крышки: D_Ф=D+(4,0…4,4)d= 125мм.