Проектування приводу ланцюгового конвеєра механообробної ділянки (стр. 7 из 10)
Для вхідної муфти:
МПа.Для шестерні 1:
МПа.Для колеса 6:
МПа.Для вихідної муфти:
МПа.4.5 Розрахунок вала на опір втомі
Для розрахунку вала на опір втоми необхідно проаналізувати місця розташування небезпечних перерізів. Місцями небезпечних перерізів є посадкові поверхні під зубчастими колесами і шестернями, муфтами, шківами, зірочками (перерізи ослаблені шпонковим пазом) перерізи біля галтелей. Як видно з епюр згинаючих моментів, найнебезпечнішим концентратором напруг є посадкове місце під підшипник. Для цього концентратора напруг і будемо вести розрахунок, а розрахунки в інших небезпечних місцях розрахуємо і занесемо в таблицю.
Визначення амплітудних
, 
і постійних складових 
, 
напруг згину і крутіння для нереверсивного валу. 
; 
.де
- відповідно згинаючий і крутний моменти в розглянутому перерізі вала, Нм (визначаємо з епюр).Визначення осьових моментів перерізу для кола під підшипник:
мм3; 
мм3; 
МПа; 
МПа;Для визначення запасу опору втоми вала необхідно визначити коефіцієнт запасу опору втоми, як по нормальним, так і по дотичним напруженням.
; 
де
- межі витривалості при згині і крутінні із симетричним циклом зміни напружень 
МПа, 
200 МПа. 
- коефіцієнти, що враховують вплив абсолютних розмірів вала 
- коефіцієнти концентрації напруг при згині і крутінні з урахуванням впливу шорсткості поверхні: 
- коефіцієнти впливу шорсткості поверхні [3]. 
, 
- ефективні концентрації напруг. 
, 
- коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напруг при 
МПа. [3] 
- коефіцієнт зміцнення [3] 
, 
Запас опору втомі для валів із пластичних матеріалів:
;Запас міцності оптимальний для співосно - циліндричного трьохступінчатого редуктора – раніше прийняті значення діаметрів валів у небезпечних перерізах залишаються незмінними.
Таблиця 4.4 Розрахункові параметри для витривалості валу.
| шпонка | підшипник | галтель | хвостовик | |
| W нетто, мм3 | 117877,1 | 98125 | 113592 | 73482,5 |
| σE, МПа | 42,6 | 56,2 | 47,5 | 67 |
| Me | 5018,7 | 5518,6 | 5392,6 | 4927,8 |
 | 2 | 2,5 | 2 | 2 |
 | 0,085 | 0,141 | 0,095 | 0,134 |
| b, мм (шпонка) | 28 | - | - | 28 |
| t1, мм (шпонка) | 10 | - | - | 10 |
| Wк нетто, мм3 | 248481,5 | 196250 | 227184 | 157612,4 |
 | 10 | 12,5 | 10,85 | 15,6 |
 | 1,9 | 2,5 | 2,2 | 1,9 |
 | 1,7 | 1,7 | 1,41 | 1,7 |
 | 1 | 1 | 1 | 1 |
 | 1 | 1 | 1 | 1 |
 | 1,9 | 2,5 | 2,2 | 1,9 |
 | 1,7 | 1,7 | 1,41 | 1,7 |
 | 0,1 | 0,1 | 0,1 | 0,1 |
 | 0,05 | 0,05 | 0,05 | 0,05 |
| β | 1 | 1 | 1 | 1 |
 | 340 | 340 | 340 | 340 |
 | 200 | 200 | 200 | 200 |
 | 0,68 | 0,68 | 0,68 | 0,67 |
 | 0,68 | 0,68 | 0,68 | 0,67 |
 | 2,85 | 1,58 | 2,2 | 1,8 |
 | 7,8 | 5,9 | 8,7 | 5 |
 | 2,68 | 1,6 | 2,13 | 1,7 |
5. ОСТАТОЧНИЙ ВИБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ
5.1 Розрахунок довговічності підшипників кочення
Фактична довговічність підшипника
в годинах. 
;де С – динамічна вантажопідйомність, кН.
Р – приведене навантаження, кН.
r - коефіцієнт форми тіла кочення,
- для кулькових підшипників, 
- для роликових підшипників.Приведене навантаження визначаємо:
Н;де V – "коефіцієнт кільця": V=1 при обертанні внутрішнього кільця, V=1,2 при обертанні зовнішнього кільця;
R, A – радіальне й осьове навантаження на підшипник;
X, Y – коефіцієнт приведення R, A; Х=1. [3 с. 68 табл.8.4]
- коефіцієнт безпеки, залежить від умов роботи і серйозності наслідків аварії, що викликано відмовою підшипника. [3 с.65 табл. 8.1].