Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего Тк1=29,6.103 Н.мм;
промежуточного Тк2=72,157.103Н.мм;
выходного Тк3=175,901.103Н.мм;
Ведущий вал.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] = 25МПа
Принимаем dв1=18мм.
Диаметр под подшипниками примем dп1=25мм; диаметр шейки для упора подшипника ddn1=25мм.
Промежуточный вал.
Определяем диаметр под колесо dк2 при допускаемом напряжении [τк] = 25МПа
Принимаем dк2=235мм; диаметр под подшипники dп2=30мм.
Выходной вал.
Определяем диаметр выходного конца вала dв3 при допускаемом напряжении [τк] = 15МПа
Примем dв3=40мм; диаметр под подшипники dп3=45мм; диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо dк3=48мм; диаметр шейки для упора подшипника dδn3=51мм
Проверочный расчет тихоходного (выходного) вала
Рассчитаем нагрузки, возникающие в зубчатом зацеплении [3].
Окружное усилие:
.
Радиальное усилие:
Осевое усилие равно нулю, так как передача прямозубая.
Определим реакции в опорах.
; ,
; .
Из эпюры изгибающих моментов видно, что наиболее опасное сечение – в месте шпоночного паза для установки зубчатого колеса. Рассчитаем коэффициент запаса в этом сечении.