Привод ленточного конвейера 4 (стр. 6 из 9)

= 1,09 . 1,04 = 1,133 (2.35)

Принимая

, находим контактные напряжения по формуле:

=

(2.36)

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба.

По графику рис.8.20(2) при значении коэффициента смешения Х = 0 находим значение коэффициента формы зуба:

для шестерни - Y_F1 = 3.70

для колеса - Y_F2 = 3.75.

Находим отношение

:

;

.

Расчет выполняем по тому колесу пары у которого отношение

меньшее. В нашем

случае расчет ведется по колесу. Находим по графику рис.8.15(2) коэффициент концентрации нагрузки

. По таблице 8.3(2) находим коэффициент динамической нагрузки . Тогда коэффициент расчетной нагрузки :

(2.37)

Находим окружную силу по формуле:

(2.38)

Находим напряжения изгиба:

(2.39)

Выполняем проверочный расчет на заданную нагрузку (допускаемые напряжения). Определяем максимальные контактные напряжения и напряжения изгиба:

(2.40)

(2.41)

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям для первой ступени. Определяем окружную скорость:

(2.42)

По таблице 8.2(2) назначаем 8-ю степень точности. По таблице 8.3(2) находим коэффициент

динамической нагрузки К_нv = 1,05, по рис. 8.15

. Находим коэффициент расчетной

нагрузки по формуле (2.34):

По таблице 8.7 находим дополнительный коэффициент

. Находим коэффициент

торцевого перекрытия:

(2.43)

Находится в рекомендуемых пределах

.

Находим коэффициент повышения прочности косозубых передач:

(2.44)

.При

находим контактное напряжение по формуле:

=

(2.45)

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Находим число зубьев эквивалентной прямозубой шестерни и колес:

(2.46)

(2.46`)

По графику рис. 8.20(2) при Х = 0 находим Y_F1 = 3.69, Y_F2 =3.74.Находим отношения [

Для шестерни:

Для колеса:

.

Расчет выполняем по наименьшему значению, т.е. по колесу.

По таблице 8.7 (2) коэффициент не равномерности нагрузки

. Коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности определяется по формуле:

(2.47)

Находим коэффициент повышения прочности:

(2.48)

По графику рис. 8.15(2)

, по таблице 8.3 К_FV = 1.11, тогда коэффициент расчетной

нагрузки определяем как:

Находим окружную силу по формуле (2.38):

Находим напряжение изгиба по формуле:

(2.49)

Заносим геометрические параметры зубчатой передачи в таблицу 2.4.1

2.6 Расчет (выбор) подшипников и уплотнений

Проверяем подшипники предварительно назначенные в пункте 2.3.

1) Подшипники выходного вала.

Были назначены радиальные, однорядные, шарикоподшипники средней узкой серии №313 с параметрами: динамическая грузоподъемность С = 72400Н, статическая С₀ = 56700Н, L =20000ч, t < 100°C.

Находим реакции опор, для определения нагружения подшипника:

(2.50)

(2.51)

(2.52)

Знак ²-² означает, что реакция В₂ направлена в противоположную сторону.

(2.53)

Для левой опоры:

(2.54)

Правая опора:

(2.55)

Правый подшипник нагружен больше, поэтому выполняем только его расчет.

Отношение

, находим по таблице 16.5(2) значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок: x = 1, y = 0. По рекомендации к формуле 16.29(2) принимаем коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки К_б = 1.4, температурный коэффициентК_t =1, V коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается V = 1.

Находим постоянную радиальную нагрузку по формуле

(2.56)

По таблице 8.10(2) для 3 режима нагружения находим коэффициент К_не = 0,18. Находим эквивалентную долговечность по формуле:

(2.57)

Находим ресурс работы:

(2.58)

По таблице 16.3(2) находим значение коэффициента надежности а₁ = 1, обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а₂ = 0,8.

Динамическая грузоподъемность:

(2.59)

Условие С < С_г выполняется, но паспортное значение С превышает потребное С₀ на 30% < 60%, что допустимо.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности:

x₀ = 0.6, y₀ = 0.5, тогда

(2.60)

Условие Р0 [С0 соблюдается.

2) Подшипники входного вала.

Проверку проводим аналогично проверке выходного вала.

Используется подшипник №307. Параметры: С = 26200Н, С₀ = 17900Н, L = 20000ч.