Проектирование привода цепного конвейера

     где Т₃ – вращающий момент тихоходного вала редуктора. 
 
 

 
 
 
 
 
 
 
 

     Проверка: 

 
 
 

     Реакции найдены верно.

     Суммарные радиальные реакции 

 
 
 
 
 
 

     Рассчитаем  изгибающие моменты: 

 
 
 
 
 

     Под левым подшипником 

 
 
 

     Под левым зубчатым колесом 

 
 
 

     Под правым зубчатым колесом 

 
 

 

     8 Проверка подшипников на долговечность

     8.1 Проверка подшипников быстроходного вала на долговечность 

     Выбраны конические однорядные роликоподшипники 7306 [2, табл. П7, с. 402]. Характеристики подшипника d = 30 мм, D = 72 мм, C = 43000Н, e = 0,34, Y = 1,78.

     Радиальные  реакции R₁ = 2315 Н, R₂ = 1513 Н.

     Осевая  сила F_a = 369 Н, направлена влево.

     Подшипники  установлены враспор.

     В подшипниках при действии на них  радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, Н.

     Осевые  составляющие реакций, [1, с. 216] равны 

 
 
 
 
 
 

     По  таблице 9,21 [1, с. 217] при S₁ > S₂ и F_a > 0 осевые нагрузки подшипников равны 
 
 

 
 
 

     Рассмотрим  подшипник 1. Отношение 
 
 

     Осевую  нагрузку не учитываем: X = 1, Y = 0, [2, табл. 9,18, с. 213].

     Эквивалентная нагрузка равна 

 

     где V = 1 – т.к. вращается внутреннее кольцо;

         К_Б = 1,4 – коэффициент безопасности;

         К_Т = 1 – температурный коэффициент. 
 
 

     Рассмотрим  подшипник 2. Отношение 
 
 

     Осевую  нагрузку не учитываем: X = 1, Y = 0.

     Эквивалентная нагрузка равна 

 
 
 

     Расчетная долговечность более нагруженного подшипника: 

 
 
 

     Расчетная долговечность больше требуемой  долговечности L_h = 14000 час. 

     8.2 Проверка подшипников промежуточного вала на долговечность 

     Выбраны конические роликовые подшипники 7207 [2, табл. П7, с. 402]. Характеристики подшипника: d = 35 мм, D = 72 мм, C = 38500Н, e = 0,37, Y = 1,62.

     Радиальные  реакции R₁ = 4935 Н, R₂ = 4858 Н.

     Осевая  сила F_a = 369 Н, направлена вправо.

     Подшипники  установлены враспор.

     Осевые  составляющие реакций, [1, с. 216] равны 

 
 
 
 
 
 

     По  таблице 9,21 [1, с. 217] при S₁ > S₂ и F_a > 0 осевые нагрузки подшипников равны 
 
 

 
 
 

     Рассмотрим  подшипник 1. Отношение 
 
 

     Осевую  нагрузку не учитываем: X = 1, Y = 0, [2, табл. 9,18, с. 213].

     Эквивалентная нагрузка равна 

 

     где V = 1 – вращающееся внутреннее кольцо;

         К_Б = 1,4 – коэффициент безопасности;

         К_Т = 1 – температурный коэффициент. 
 
 

     Рассмотрим  подшипник 2. Отношение 
 
 

     Осевую  нагрузку учитываем: X = 0,4, Y = 1,62, [2, табл. 9,18, с. 213].

     Эквивалентная нагрузка равна 

 
 
 

     Расчетная долговечность более нагруженного подшипника: 

 
 
 

     Расчетная долговечность больше требуемой  долговечности L_h = 14000 час. 

     8.3 Проверка подшипников тихоходного вала на долговечность 

     Выбраны конические роликовые подшипники 7212 [2, табл. П7, с. 402]. Характеристики подшипника: d = 60 мм, D = 110 мм, C = 78000Н, e = 0,35, Y = 1,71.

     Радиальные  реакции R₁ = 10690 Н, R₂ = 6693 Н.

     Осевая  сила F_a = 0 Н.

     Подшипники  установлены враспор.

     Осевые  составляющие реакций  

 
 
 
 
 
 

     По  таблице 9,21 [1, с. 217] при S₁ > S₂ и F_a = 0 осевые нагрузки подшипников равны 
 
 
 
 

     Рассмотрим  подшипник 1. Отношение 
 
 

     Осевую  нагрузку не учитываем: X = 1, Y = 0, [2, табл. 9,18, с. 213].

     Эквивалентная нагрузка равна 

 

     где V = 1 – вращающееся внутреннее кольцо;

         К_Б = 1,4 – коэффициент безопасности;

         К_Т = 1 – температурный коэффициент. 
 
 

     Рассмотрим  подшипник 2. Отношение 
 
 

     Осевую  нагрузку не учитываем: X = 1, Y = 0. 

 
 
 

     Расчетная долговечность более нагруженного подшипника: 

 
 
 

     Расчетная долговечность больше требуемой  долговечности L_h = 14000 час.

 

     9 Проверка тихоходного вала на сопротивление усталости 

     В связи стем, что нагрузки тихоходного (выходного) вала превышают нагрузки остальных валов, то считаю достаточным проверить на усталостную выносливость только тихоходный вал.

     Уточненные  расчеты на сопротивление усталости  отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет производят в форме проверки коэффициента запаса прочности. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяют расчетный коэффициент запаса прочности S и сравнивают его с допускаемым значением [S], [2, стр. 209].

     Материал  вала – сталь 40Х. Твердость – не ниже 270 НВ. Механические характеристики:  σ_В = 900 МПа; σ_Т = 650 МПа; σ_-1 = 380 МПа; τ_-1 = 230 МПа. [2, табл. 12,7, с. 208].

     Проверяем сечение вала по шпоночной канавке  под левым колесом. М_х = 72,3 Н·м, М_y = 195,2 Н·м, М_к = 428,4 Н·м.

     Результирующий  момент равен  

 
 
 

     Вращающий момент Т = 1021 Н·м. диаметр вала d = 63 мм, шпонка b х h х l = 18 х 11 х 70.

     Осевой  момент сопротивления сечения вала равен  

 
 
 

     Полярный  момент 

 
 
 

     Определим амплитуды напряжений цикла в этом сечении: 

 
 
 
 
 
 

Пределы выносливости вала в рассматриваемом  сечении [2, с. 213] равны 

 
 
 

     где К_σ = 2,15 и К_τ  = 2,05 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, выбираются по т. 12.16 [2, с. 214];

         K_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, K_d = 0,78 при изгибе; K_d = 0,69 при кручении. т. 12.12 [2, стр. 213];