Разработка привода пластинчатого конвейера (стр. 3 из 5)
Н.Проверка:
Аy+ Вy - Fr=2739,5+2740,5 - 5480=0
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
Н мм. 
Н мм .Определяем реакции в горизонтальной плоскости
. (4.9) 
Н. 
. 
Н.Знак (-) показывает, что реакция Вх на схеме направлена в противоположную сторону.
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Н мм. (4.10) 
Н мм. (4.11)Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо)
Н мм. (4.12)Суммарные реакции в опорах
Н (4.13) 
Н (4.14)
Рисунок 1. Тихоходный вал цилиндрической прямозубой передачи.
Расчет на прочность проверим по наиболее опасному сечению, т.е. по сечению вала в месте посадки колеса.
Принимаем материал вала сталь 45.
Пределы выносливости стали 45:
при изгибе σ-1≈0,43σв=0,43×610=260 МПа. при кручении τ-1≈0,58σ-1=0,58×260=150 МПа.
Нормальные напряжения для сечения под зубчатым колесом
, (4.15)где W– момент сопротивления;
Мu = 1158487 Н мм – максимальный суммарный изгибающий момент;
- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений. 
. (4.16)Для вала d=85 мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b=22 мм, глубина канавки t=15 мм, тогда
мм3. 
сfw.Касательные напряжения от нулевого цикла
МПа (4.17)где Wк – момент сопротивления при кручении
мм3 
МПа.Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Масштабные факторы для вала.
Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле:
. (4.18)Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле
. (4.19)Коэффициент запаса прочности определяем по формуле
> [s]. (4.20)где [s] = 1,5 – допустимый коэффициент безопасности.
Таким образом, прочность и жесткость обеспечена.
5.Подбор и анализ шпонок
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину округляем до стандартного значения, согласуя с размером ступицы.
Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле 6.1 (с. 88, [1]):
(5.1)Проверяем шпонки, установленные на быстроходном валу:
Мпа 
- проверочное напряжение на смятие шпонки, расположенной на быстроходном валу, соединяющей вал с полумуфтой. 
- напряжение на смятие шпонки расположенной на промежуточном валу крепящей колесо. 
Мпа 
- напряжения смятия шпонки, расположенной на тихоходном валу, крепящей колесо. 
Мпа 
- напряжения смятия шпонки, расположенной на тихоходном валу, соединяющей вал с полумуфтой. 
МпаВсе выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия, так как при посадках с натягом
Мпа.По результатам подсчётов составляем таблицу 2.
Таблица 2 – Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
| Вал | Т, Н.м | d, мм | b, мм | h, мм | l, мм | t1, мм | t2, мм |  |
| Быстроходный | 27,5 | 24 | 10 | 8 | 30 | 5 | 3.3 | 19,1 |
| Промежуточный | 211 | 45 | 10 | 10 | 35 | 6 | 4,1 | 53,5 |
| Тихоходный | 1912 | 85 | 22 | 15 | 60 | 8 | 5.4 | 124 |
| Тихоходный | 1912 | 75 | 22 | 12 | 50 | 7 | 5 | 169 |
6. Подбор подшипников валов редуктора, проверка по динамической грузоподъемности подшипников тихоходного вала
По диаметрам валов под подшипники выбираем подшипники: шариковые радиально-упорные по ГОСТ 831-75 для всех валов.
Выбранные подшипники и их основные параметры заносим в таблицу 3.
Таблица 3 – Подшипники шариковые радиально-упорные по ГОСТ 831-75
| Назначение вала | Обозначение подшипников | d, мм | D, мм | B, мм | C, кН | CВ, кН |
| Быстроходный | 36205 | 25 | 52 | 15 | 13,1 | 9,2 |
| Промежуточный | 36210 | 50 | 90 | 20 | 33,9 | 27,6 |
| Тихоходный | 36216 | 80 | 140 | 26 | 68,6 | 61,7 |
| Приводной | 36216 | 80 | 140 | 26 | 68,6 | 61,7 |
Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.
Определяем приведенную нагрузку подшипника, приняв при вращении внутреннего кольца подшипника Vк=1, и найдя из таблицы 3.4 [2] значения коэффициентов X и Y,V – коэффициент вращения,
X=1 и Y=0. X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (табл. 16.5) [2]:
По рекомендации к формуле (16.29) [2]: Kб=1, Kт=1.
Получаем:
Pr=(X×V×Fr+Y1×Fa1)×Kб×Kт=5480Н (6.1)
По формуле (16.31) [2] находим эквивалентную долговечность:
LhE=Kне×Lн=5×365×24×0,29=10731 ч, (6.2)
где Lн – суммарное время работы подшипника
Kне=0,29 – коэффициент режима нагрузки по табл. 8.10 [2]
Ресурс подшипника находим по формуле (16.31) [2]:
L=60×10ˉ
×n×Lн=60×10ˉ ×314,7×10731=202,6 млн. об.,Из таблицы 3.5 [2] величина отношения с/р=4,56. Следовательно окончательная динамическая грузоподъемность:
Сmгр=Рr×4,56=5480*4,56=24кН
Условие С(потребная)<=C(паспортная) выполняется. Паспортное значение С превышает расчетное С.Подшипник подобран верно. Условие статической грузоподъёмности выполняется. Остальные подшипники рассчитываются аналогично.
7 Подбор муфт
Для соединения вала редуктора и приводного вала применяем зубчатую жестко-компенсирующую муфту по ГОСТ5006-94.