4.10 Выбор крышек подшипников

Выбираем привертные крышки подшипников (рис.14). Эти крышки крепятся к корпусу винтами. Для предотвращения вытекания масла из корпуса между крышками и корпусом устанавливаются уплотнительные прокладки из технического картона. . Размеры крышек определяют в зависимости диаметра подшипника D [2, с.111].

Рис.14 Крышки подшипников привертные: глухая и сквозная

Для ведущего вала:

Крышка сквозная: - толщина крышки: =8 мм; d=62мм, D_ф =95 мм; b=30 мм. Крышка глухая: - толщина крышки: =8 мм; d=62мм, D_ф =95мм; b=30 мм. d_м- диаметр под уплотнительную манжету. d_м=52мм.

Для ведомого вала:

Крышка сквозная: - толщина крышки: =8 мм; d=85мм, D_ф =100 мм; b=30 мм. Крышка глухая: - толщина крышки: =8 мм; d=85мм, D_ф =100мм; b=30 мм. d_м- диаметр под уплотнительную манжету. d_м=65мм.

4.11. Уточнённый расчёт валов.

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

4.11.1. Ведущий вал:

Предел прочности материала вала - стали 40ХН, σ_В=950 МПа.

Найдем предел выносливости при симметричном цикле:

σ_-1=0,35·σ_В+(70...120)=0,35·950+100=432 МПа.

Найдем предел выносливости при отнулевом цикле касательных напряжений:

τ_-1=0,58 ·σ_-1= 250МПа.

Опасное сечение ведущего вала- сечение а-а ( рис.10).

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 [1, табл.8.8]; k_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений,

k_τ=1,6 [1, табл.8.5];

ψ_τ=0,11 [1, 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=52,47·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

τ_υ = 52,47·10³/2^.1,56^.10³= 16,8МПа,

S = [S]=2,5.

Сечение б-б.

В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (см. рис.10). Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:

,

где τ_-1=143МПа; β=0,95; k_τ/ε_τ=2,56 [1, табл.8.7]. d=35 мм.

τ_υ = Т₁/2W_к,

где Т₁=52,47·10³ Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

,

где - момент сопротивления изгибу:

,

τ_m=τ_υ = 52,47^.10³/4^.2700= 4,85 МПа,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:

,

где σ_-1=432 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.10).

_υ= М_и/W_и=55,8^.10^3/2700=20,6МПа.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

.

Рассмотрим сечение в середине пролета под шестерней (сечение В-В). Концентратор напряжений – зубья шестерни, К_ =1,5; _ =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=4,58^.10³мм³

М_изг – суммарный изгибающий момент в этом сечении (см. рис.10):

М_изг =

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:

Результирующий коэффициент запаса прочности: