Привод ленточного транспортера 2 (стр. 6 из 7)
Шпоночные соединения применены при соединении с валами:
вал I – соединение с электродвигателем;
вал II – коническое колесо и цилиндрическая шестерня;
Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t1, ступицы t2 выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы [1].
Шпонки выбраны из [2].
Выбранные шпонки проверены на смятие [1]:
,(122)где sсм доп – допускаемое напряжение смятия, МПа;
Т – крутящий момент на данному валу, Н×мм;
d – диаметр вала, мм;
lр – расчетная длина шпонки, мм.
t2 – глубина паза втулки, мм;
sсм доп = 200 МПа – допускаемое напряжение смятия [2].
Результаты расчета на смятие и основные параметры шпонок приведены в табл. 10.
Таблица 10. Основные параметры шпонок
Из табл. 10 видно, что условие прочности (121) выполняется.
Окончательно принимаются шпонки:
Вал I:
Для хвостовика вала Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78.
Вал II:
Для конического колеса Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78
Для цилиндрической шестерни Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78.
10. Выбор посадок
Выбор посадок подшипников качения
Выбор посадок зависит от вида нагружения колец, действующих нагрузок, режима работы и условий эксплуатации [8].
Все подшипники проектируемого редуктора испытывают циркуляционное нагружение для внутреннего кольца и местное нагружение для наружного кольца.
По [2] принимаем посадки:
- для внутреннего кольца
,- для наружного кольца
.Выбор посадок шпонок
В проектируемом редукторе шпоночные соединения приняты основными нормальными [8].
посадка шпонки на вал:
;посадка шпонки во втулку:
.Выбор посадок зубчатых колес, звездочек, подшипниковых крышек
По рекомендациям [8] приняты посадки:
зубчатых колес:
;звездочек:
;подшипниковых крышек и стаканов в корпус:
.Расчет соединения с гарантированным натягом
Исходные данные:
Номинальный диаметр: d=50 мм;
Диаметр отверстия вала: d1=0 мм;
Наружный диаметр втулки: d2=80 мм;
Крутящий момент: T=418,66 Н м;
Осевая нагрузка: Fa=905,9 H;
Длина ступицы: lст=45 мм.
Расчет натяга и выбор посадки
; (123)где K – коэффициент запаса (K=2);
. 
. 
.Выбираем посадку по условию Np min ≥ NT:
Принята посадка 50
;При вероятности неразрушения p=0,99, Np min=39 мкм.
39 ≥ 36,4.
Окончательно принимаем посадку 50
, с вероятностью неразрушения p=0,99.Подберем соответствующую посадку в системе вала.
Пересчитаем на систему вала с основным отклонением 50 K6 посадку 50
.Посадка 50
, обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,054 мм.Рассмотрим посадку 50
, она обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,051 мм.0,054 мм ≈0,051 мм.
Поэтому можно принять посадку в системе вала 50
.Расчет шлицевого соединения
Для тихоходного вала выбраны шлицы
z=10;
Dвн=41 мм;
Dнар=50 мм;
bшл=5 мм.
Проверку шлицевых соединений выполняют на смятие и на износ рабочих граней шлицов:
; (124) 
,где T – расчетный крутящий момент, (T=418660 Н мм);
SF – удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей
соединения относительно оси вала, (SF =749 мм/мм);
l – рабочая длина соединения, ( l=40 мм );
[σсм] – допустимое напряжение смятия, ([σсм]=256 МПа);
[σизн] – допустимое напряжение на износ, ([σизн]=20 МПа).
.Шлицы нормально работают на износ и на смятие, все условия выполняются.
11. Выбор муфты
Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в приводе ленточного конвейера предусмотрена установка упругой втулочно-пальцевой муфты.
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-75. Муфта выбрана по диаметрам соединяемых валов и расчетному крутящему моменту.
Расчетный крутящий момент [2]:
Tp = kp×Tном,(125)
где kp – коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации (kp = 1,5);
Тном – номинальный крутящий момент, Н×м (Тном = 32,67 Н×м).
Тр = 1,5×32,67 = 49 Н×м.
Параметры выбранной муфты занесены в табл. 11.
Таблица 11 - Параметры упругой втулочно-пальцевой муфты.
| Т, Н×м | Размеры, мм | |||
| d | D | L | l | |
| 63 | 30 | 100 | 104 | 50 |
12. Уточненный расчет валов
Уточненный расчет валов заключается в определении коэффициента запаса s в опасных сечениях вала.
Коэффициент запаса прочности [1]:
,(126)где ss – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
st – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
,(127)где s-1 – предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба, МПа (s-1 = 410 МПа [1]);
sa – амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа;
sm – среднее значение нормальных напряжений, МПа;
Ks - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
es - масштабный фактор для нормальных напряжений;
ys - коэффициент (ys = 0,1 [1]).
,(128)где М – изгибающий момент в опасном сечении, Н×м;
W – момент сопротивления изгибу, м3.
,(129)где d – диаметр вала в опасном сечении, мм;
b – ширина шпонки, м;
c – глубина шпоночного паза, м.
,(130)где Fa – осевая сила, действующая на вал, Н.
,(131)где t-1 – предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения, МПа (t-1 = 240 МПа [1]);
ta – амплитуда цикла касательных напряжений, МПа;
tm – среднее значение касательных напряжений, МПа;
Kt - эффективный коэффициент концентрации напряжений при
кручении;
et - масштабный фактор для касательных напряжений;
yt - коэффициент (yt = 0,05 [1]).
,(132)гдеWk – момент сопротивления кручению, м3;
Т – крутящий момент на валу, Н×м.
, (133) 
,(134)Значения коэффициентов приняты:
= 2,6 [2], тогда 
=1+0,6(2,6-1)=1,96.