Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 355 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 355 + 2∙4,2 = 363,4 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 40 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙40 = 64 мм

принимаем d_ст = 64 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 50 мм.

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на рабочий вал выбираем цепную муфту по ГОСТ 20742-81 с допускаемым передаваемым моментом [T] =500 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·273,0 =410 Н·м < [T]

Условие выполняется

где k = 1,5– коэффициент режима нагрузки

10.8 Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)Р = (0,5 0,8)6,14  3,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,7 м/с и контактном напряжении σ_в=370 МПа   =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

Смазка подшипниковых узлов.

Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

11 Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза;

l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала 12840 мм:

σ_см = 2·57,0·10³/40(8-5,0)(40-12) = 33,9 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 181170 мм:

σ_см = 2·273,0·10³/60(11-7,0)(70-18) = 43,6 МПа.

Шпонка на выходном конце тихоходного вала 14970 мм:

σ_см = 2·273,0·10³/45(9-5,5)(70-14) = 61,9 МПа.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5R_DY = 0,5∙1356= 678 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]678 = 915 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙915/84 =14,2 МПа < [σ] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов /2/. Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа [3 c. 34]

Пределы выносливости:

• при изгибе _-1  0,43_В = 0,43780 = 335 МПа;

• при кручении _-1  0,58_-1 = 0,58335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (0,8² +141,1²)^1/2 =141,1 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π50³/32 = 12,3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·12,3·10³ = 24,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W =141,1·10³/12,3·10³ = 11,5 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₁/2W_p = 57,0·10³/2·24,6·10³ = 1,2 МПа

Коэффициенты [3 c. 165]:

k_σ/_σ = 4,0; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·4,0 + 0,4 = 2,8

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 335/4,0·11,5 = 7,3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 195/(2,8·1,2 + 0,1·1,2) = 56,0

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 = 7,3·56,0/(7,3² + 56,0²)^0,5 = 7,2 > [s] = 2,5