XI . Расчет валов на длительную прочность .
Данный вид расчета выполняется для опасного сечения ведомого вала, содержащего концентратор местных напряжений, в виде шпоночной канавки.
Условие длительной прочности записывается следующим образом:
.
.
Общий расчётный коэффициент запаса прочности определяется по формуле:
Где 
- частные коэффициенты запаса прочности по нормальному и тангенциальному напряжениям.
Ведомый вал, сечение 2-2
𝑀∑ 2 
;
;
dB2 = 55 [мм]
Концентратор местных напряжений – “шпоночная канавка”;
Вид инструмента – дисковая фреза;
Ведомый вал – сталь Ст 45 ( 
)
1. Определение коэффициента запаса прочности по нормальному напряжению.
Где: 
– предел выносливости материала при симметричном цикле изменения нормальных (тангенциальных) напряжений.
(Диаметр заготовки - любой, марка стали Ст 45), 
;
– эффективный коэффициент концентрации местных напряжений.
– коэффициент, учитывающий абсолютные размеры детали или масштабный фактор.
; 
– первоначально принимаем =1;
– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла изменения напряжений.
.
Для симметричного цикла характерно: 
.
2. Определение коэффициента запаса прочности по тангенциальному напряжению.
Для симметричного цикла
3. Определение общего расчётного коэффициента запаса прочности.
Вывод: так как 
то условие длительной прочности ведомого вала выполняется.
XII . Расчет шпоночного соединения.
Шпоночное соединение применяется для закрепления ведомого зубчатого колеса на валу. Основным элементом соединения является призматическая шпонка, размеры которой определяются согласно , например, ГОСТ 23360-78.
Условие смятия шпонки имеет вид:
< 
Где: 
= 55 [мм],
= 6 [мм],
h = 10 [мм],
b = 16 [мм],
= 862,2 [H*м],
=80 [мм].
97,97 [МПа] < [ 
] = 100 [МПа]
Вывод: условие смятия выполняется.
XIII . Подбор подшипников качения.
Подбор подшипников качения динамически нагруженных производитсяна основе следующего условия: Ср ≤ С, где С [Н]-номинальная динамическая грузоподъемность подшипника ГОСТ 831-75,
Ср-расчетная динамическая грузоподъёмность подшипника.
,
Где k=3-шарики
L-долговечность подшипника, измеренная в млн. оборотов.
-эквивалентная радиальная нагрузка [Н].
[млн.оборотов],
где n-частота вращения выбранного вала,
t-срок службы привода ленточного конвейера, измеренный в часах.
Для радиально упорных подшипников эквивалентная радиальная
нагрузка: 
,
где V - коэффициент, учитывающий вращение внутреннего и наружного колец подшипника.( V=1 при вращении внутреннего кольца);
– коэффициент, учитывающий температуру при работе подшипника 
;
– коэффициент безопасности ( 
= 1,3 − 1,5);
X, Y-коэффициент при радиальной и осевой нагрузках;
– радиальная и осевая нагрузка на подшипник;
е - параметр осевого нагружения подшипника.
а) Подбор шарикоподшипников радиально-упорных однорядных для ведущего вала.
;
t = 
часов;
= 1,0;
= 1,3;
= 182.5 [об/мин];
;
;
;
= 
[Н].
Схема установки – “в распор”
1. Определение долговечности подшипников:
2. Определение радиальных нагрузок на опорах вала:
Опора А: 
;
Опора B: 
.
3. Проверяем возможность установки на данный вал шарикоподшипников
радиально-упорных однорядных средней габаритной серии № 46310 ГОСТ
831-75. C = 55,2 [кН].
4. Определение параметра осевого нагружения e = 0,68 (тип 46000).
5. Определение осевых составляющих радиальных нагрузок.
6. Определение осевых нагрузок
Опора А: 
[H];
Опора B: 
.
7. Определение коэффициентов Х и У при радиальной и осевой нагрузках.
Опора А: 
Опора B: 
8. Определение эквивалентной радиальной нагрузки. 
Опора А: 
;
Опора B: 
.
Вывод: наиболее нагружена опора В
9. Определение расчетной динамической грузоподъемности подшипника.
Опора В: 
< 55200 
условие выбора подшипника № 46310 выполняется.
Вывод: к установке на ведущий вал рекомендуются радиально – упорные шарикоподшипники № 46310 ГОСТ 831 – 75 – 2 шт.
б) Подбор шарикоподшипников радиально-упорных однорядных для ведомого вала.
;
t = 
час. ;
= 1,0;
= 1,3;
= 73 [об/мин];
;
;
;
= 
[Н].
1. Определение долговечности подшипников:
2. Определение радиальных нагрузок на опорах вала:
Опора А: 
;
Опора B: 
.
3. Проверяем возможность установки на данный вал шарикоподшипников
радиально-упорных однорядных средней габаритной серии №46310 ГОСТ 831-75, С= 55,2 [кН]
4. Определение параметра осевого нагружения e = 0,68 (тип 46000).
5. Определение осевых составляющих радиальных нагрузок.
6. Определение осевых нагрузок
Опора А: 
[H];
Опора B: 
.
7. Определение коэффициентов Х и У при радиальной и осевой нагрузках.
Опора А: 
Опора B: 
8. Определение эквивалентной радиальной нагрузки
Опора А: 
;
Опора B: 
.
Вывод: наиболее нагружена опора В
9. Определение расчетной грузоподъемности подшипника.
Опора В: 
22912,75 Н < 55200 условие выбора подшипника № 46310 выполняется.
Вывод: к установке на ведомый вал рекомендуются радиально – упорные шарикоподшипники №46310 ГОСТ831-75 - 2шт.
XIV . Выбор смазочного материала.
Смазывание зубьев колес осуществляется путем окунания зубчатой поверхности ведомого колеса в масляную ванну в картере корпуса редуктора. Смазывающий материал заливается в картер корпуса через окно смотрового люка крышки корпуса редуктора. В качестве смазочного материала рекомендуется индустриальное масло марки И-32-А. Объём смазочного материала составит:
Список литературы.
1) Прикладная механика: [учеб. пособие для вузов по горно-геол. специальностям] / Ю.А. Арсентьев, Е. С. Булгаков; Федер. агентство по образованию Рос. Федерации, Рос. гос.геологоразвед. ун-т. - М.: Изд-во РУДН, 2006 -.Ч. 2: Детали машин. - 2006. - 232 с.: ил. - Библиогр.: с. 229. - ISBN 5-209-02018-5: Б. ц.р
2)Булгаков Е.C., Арсентьев Ю.А. «Расчет и проектирование одноступенчатых редукторов» М.МГГРУ, 1999.
3)Иванов М.Н., Финогенов В.А. – Детали машин. Год выпуска: 2008; Автор: Иванов М.Н.,Финогенов В.А.; Издательство: Высшая школа; ISBN: 978-5-06-005679-2;Язык:;Количество страниц: 408.
4)Конструирование узлов и деталей машин. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов:
Учебное пособие по деталям машин для студ. техн. спец. вузов / П.Ф.Дунаев,
О.П.Леликов. – 5 издание перераб. И доп. – М.: Издательский центр « Академия»,1998г. -452 с.
5) Булгаков Е.C., Арсентьев Ю.А. «Расчет зубчатых и червячных колес» М.МГГРУ, 1999.