Расчет привода конвейера (окружное усилие на барабане - 13 кН, окружная скорость - 0,6 м/с), страница 7

[Т] – номинальный крутящий момент, который может передавать муфта определённого размера, принимаем [Т] = 1000 таблице 3.3 [6]

Т_р = 1,5 ∙ 580,4 = 870,6 Н∙м ≤ 1000 Н∙м

По полученным данным по таблице 3.3 [6] принимаем кулачково – дисковую муфту 1 – го исполнения, 1- го типа

Выпишем её основные параметры: Д = 210 мм;  L = 245 мм; l = 110 мм; l₁ = 84 мм; [n] = 4 с^-1

Вычертим схему принятой муфты на рисунке

6.11 Конструирование ведомого вала

По данным расчёта ведомого вала на изгиб сконструируем вал.

6.12 Проверочный расчёт вала

Этот расчёт проводится после того, как на основе проектного расчёта сконструирован вал.

Расчёт сводится к определению фактического коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала. Определим коэффициент запаса прочности в сечении 1 -1 (рисунок   ) ослабленной шпоночной канавкой.

Общий коэффициент запаса прочности

n =     

где         n_σ ,n_τ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно

n_σ =  ; (1)          n_τ = ; (2)           так как в сечении 1 -1 (рисунок   ) действует только крутящий момент (Т), то n_σ = 0 и поэтому фактический коэффициент запаса прочности определяем по формуле (2), где          [n] – требуемый коэффициент запаса прочности, для редукторных валов рекомендуется [n] = 2,5…3,0 выбираем [n] = 3,0;

σ_-1 – предел выносливости при симметричном цикле изгиба; для углеродистой  стали σ_-1 = 0,43 ∙ σ_в = 0,43 ∙ 590 = 253,7 МПа;

τ_-1 – предел выносливости на кручение; τ_-1 = 0,58 ∙ σ_-1 = 0,58 ∙ 253,7 = 147,15 МПа

К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении по таблице 1.6 [6] принимаем К_τ = 1,50;

ε_τ – масштабный фактор для касательных напряжений таблица 1.7 [6]; принимаем ε_τ = 0,70

τ_а – амплитуда циклов касательных напряжений, принимаем τ_а = Т/2 ∙ W_р

где         Т – крутящий момент в рассматриваемом сечении, Т = 580400 Н∙мм;

W_р – момент сопротивлению кручению, для сечения ослабленного шпоночной канавкой,

W_р = ;

где         b = 18 мм;   t = 7,0 мм;  d = 60 мм;

W_р = = 39440,6 мм³

τ_а = 580400 / 2 ∙ 39440,6 = 7,36 МПа;

τ_m = среднее напряжение цикла при кручении

τ_m = τ_а = 7,36 МПа

ψ_τ – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений по таблице 1.8 [6], принимаем ψ_τ = 0

n_τ =

9,33 ≥[n]

9,33 ≥ 3,0

на основе расчёта выявили, что прочность обеспечивается

6.13 Проверка шпонок на смятие.

Выбранные шпонки рассчитываются на смятие. Для широко применяемых шпонок со скруглёнными торцами условие прочности имеет вид:                                   

где         [σ_см ] – допускаемое напряжение, [σ_см] = 60…80 МПа при чугунной ступице, принимаем [σ_см] = 75 МПа

6.13.1 Расчёт на смятие шпонку на ведущем шкиве Т₁ = 116500 Н∙мм – передаваемый вращающий момент;

d – диаметр вала, d = 48 мм;

h – высота шпонки, h = 9 мм;

t₁ – глубина паза, t₁ = 5,5 мм;

b – ширина шпонки, b = 14 мм;

l  - длина шпонки, l = 60 мм;

σ_см =

30,15 ≤ 75 МПа  -  условие прочности обеспечивается

6.13.2 Рассчитываем на смятие шпонку на колесе тихоходного вала редуктора

d = 60 мм;  b = 18 мм;  h = 12 мм; t₁ = 7,0 мм;  l = 70 мм;  Т = 580400 Н∙мм

σ_см =    - условие на смятие обеспечивается.

7. Подбор подшипников качения по динамической грузоподъемности

Подберём подшипник для первого вала конического редуктора, если суммарная реакция на опорах   F_А = 7901,78 Н F_В = 20139,99 Н, осевая нагрузка F_a = 818,8, частота вращения вала n = 137,8 мин^-1, диаметр вала под подшипник d = 50 мм.

7.1 Подбор типоразмер подшипника

Учитывая большую осевую нагрузку:

F_а/F_r = 818,8/4188,9 = 0,20

Принимаем радиальный шарикоподшипник лёгкой серии №210, у которого динамическая грузоподъёмность С = 27500 Н, статическая грузоподъёмность С_о = 20200 Н.

7.2 Вычисление параметра осевого нагружения

При  по таблице 2.6 [6] определяем е