Привод ленточного конвейера 4 (стр. 7 из 9)
Реакции опор:
Для опоры А и В:
Правый подшипник нагружен больше.
V = 1, тогда:
При этом: x = 1, y = 0, Kб = 1,4, Kt = 1, Kне = 0,18.
а1 = 1, а2 = 0,8
Разница составляет 12%, что допустимо.
Находим при статической нагрузке: хо = 0,6, уо = 0,5
Условие Р0 [С0 соблюдается.
3) Подшипники промежуточного вала
Используется подшипник №305. Параметры:С = 17600Н, С0 =11600Н, L=20000ч.
Реакции опор А и В:
Н 
Для опор А и В:
Левый подшипник нагружен больше.
Принимаем x = 1, y = 0, Кб = 1.4, Кt = 1, Кне = 0,18.
а1 = 1, а2 = 0,8
Разница составляет 57%, что допустимо
x0 = 0.6, y0 = 0.5
Условие Р0 [С0 соблюдается.
Значения расчета заносим в таблицу 2.6.1
Таблица 2.6.1
Паспортные и расчетные значения нагрузок подшипников
| Подшипники | Параметр | |||
| Сг, Н | Сп, Н | С0, Н | Р0, Н | |
| Входной вал №307 | 26200 | 18089 | 17900 | 515 |
| Промежуточный вал №305 | 17600 | 7625,6 | 11600 | 956 |
| Выходной вал №313 | 72400 | 51844 | 56700 | 8493 |
2.7 Конструирование и проверочные расчеты валов на прочность, жесткость и колебания
1) Рассчитываем выходной вал.
Для выходного вала рассчитаны следующие величины: Т3 =2800Нм, n3 = 31 об/мин,
b2 = 102мм, sв=850мПа, [t] = 18мПа, sт = 550мПа.
Определяем силы в зацеплении.
Диаметр в месте посадки колеса d = 53мм. Допускаемая радиальная нагрузка при использовании редуктора для общего назначения:
(2.61)Определяем соответственно окружную, осевую и радиальную силы в зацеплении по формулам:
(2.62) 
(2.63) 
(2.64)Из компоновочной схемы находим размеры пролетов: а = 66 мм, b = 70 мм, с = 131 мм. Вычерчиваем расчетную схему вала (рис. 2.1) с соответствующими размерами и строим эпюру от приложенных сил.
Определяем моменты сил по формулам.
Момент от радиальной силы:
(2.65) 
Рисунок 2.7.1.-Эпюра нагрузки выходного вала
Моменты от окружной силы:
(2.66)Моменты от силы муфты:
(2.67) 
(2.68)Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: 1-1 – ослабленное шпоночным пазом и сечение 2-2 – ослабленное галтелью.
Для 1-1 изгибающий момент:
(2.69)Для 2-2 изгибающий момент М »Fм× с = 8242 × 0,131 =1080 Нм,
Крутящий момент Т3 = 2800 Нм.
Больше напряженно второе сечение.
Расчет на прочность.
Предел выносливости.
= 0,4 × 850 = 340 МПа (2.70) 
= 0,2 × 850 = 170 МПА (2.71)Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений.
Напряжения изгиба:
(2.72)Напряжение кручения:
(2.73)Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости ys= 0,15 и yt = 0,1. Находим по таблице 15.1(2) эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении ks = 1,62 и kt = 1,3. По рис.15.5 (2) находим значения масштабного фактора kd = 0.7 , по рис.15.6 (2) находим фактор шероховатости kF = 1. Находим запас сопротивления усталости по изгибу и кручению, по следующим формулам:
(2.74) 
(2.75)При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле:
(2.76).
Расчет на жесткость.
По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Минимальный диаметр вала d = 45 мм.
Определяем момент инерции сечения по формуле:
(2.77)Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:
(2.78)Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Ft и Fм:
= 
(2.79)Суммарный прогиб:
(2.80)Допускаемый прогиб [f] » 0,01m = 0,01 × 2 = 0,02<0.00486 мм.
Необходимое условие работы вала - f[[f] выполняется.
Расчет на критические колебания
(2.81)Вал работает в до критической области.
2) Рассчитываем входной вал.
Расчет производим аналогично расчету выходного вала.
Параметры: Т2 = 95 Нм, n2 = 401 об/мин, d2 = 163 мм, b1 = 34 мм, sв = 850 МПа, [t]=18МПа,sт = 550МПа.
Определяем силы:
