Кинематический и энергетический расчеты приводной станции

ВВЕДЕНИЕ

 

Технологический уровень  всех отраслей народного хозяйства  в значительной мере зависит и  определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация  производственных процессов в сельском хозяйстве.

Заданием на курсовой проект предусмотрено спроектировать приводную  станцию .

Приводная станция включает в себя электродвигатель, ременную передачу редуктор 2-х ступенчатый с цилиндрическими колесами.

Привод служит для передачи крутящего момента от электродвигателя к исполнительному механизму и позволяет увеличить крутящий момент  за счет уменьшения частоты вращения. К тому же за счет приводной станции достигается необходимая частота вращения вала рабочей машины.

В результате на выходе из редуктора  получаем большой крутящий момент и необходимую частоту вращения.

В целом выполнение расчетов и графической части проекта закрепляет полученные теоретические знания изучаемой дисциплиной “Детали машин”.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Кинематический и энергетический расчеты приводной станции.

1.1 КПД привода

где , , , ,средние значения потерь на трение в ременной, зубчатых передачах,  паре подшипников и соединительной муфте.

Принимая = 0,95, = 0,97, = 0,999 и табл. 1 [1], получаем

η_общ =0,95=0,876

 

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

 

где - мощность затрачиваемая на технологический процесс в льномолотилка (см. лист задания),

 кВт

 

1.3 Из таблицы 1 [1] ориентировочные значения передаточных чисел

 

Здесь передаточные числа ступеней редуктора, индексы соответствуют: 1 – быстроходной и 2 – тихоходной ступени редуктора

 

1.4 Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя

 

По  и выбираем асинхронный короткозамкнутый 3-х фазный серии 4А    электродвигатель 4А100L2  с ; кВт, диаметр вала электродвигателя =28 мм [7]

 

 

1.5 Уточненное значение передаточного числа привода и его ступеней

 

, с целью обеспечения смазывания зацеплений окунанием колес в масляную ванну, оставляем  и принимаем и ,5

тогда

 

 

 

 

 

1.6 Частоты вращения валов

     - ведущего (входного)

 

- промежуточного 

 

- выходного 

 

 

1.7 Мощность на валах

   - ведущего (входного)

 

- промежуточного 

 

- выходного 

 

 

1.8 Моменты на валах

- на входном 

 

- на промежуточном (под шестерней тихоходной ступни)

 

- на выходном 

 

 

1.9 Ориентировочный расчет диаметров валов.

 

 

где - соответствующее значение момента на валах,

 допускаемое условное напряжение  при кручении, МПа.  =15-25 МПа из [8] стр. 381

 

 

 

- входной конец ведущего  вала

 _{принимаем 24 мм}

_{- под шестерней  тихоходной ступени  зубчатого зацепления}

  _{принимаем 32 мм}

_{- выходной конец  тихоходного вала}

_{принимаем 44 мм}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет ременной передачи.

2.1 Момент на ведущем шкиве

 

2.  По табл. 6.11 [2] для выбираем сечение ремня “А” и определяем диаметр малого (ведущего) шкива приняв коэффициент , (стр.157 [2]):

=3,5=86,6 мм

Согласно рекомендациям, приведенным в табл. 6.8 [2] и условием минимизации габаритов передачи принимаем .

3. Диаметр большого шкива

 

Принимаем по ГОСТу 20899 – 98

4. Уточненная частота вращения входного вала редуктора, принимая коэффициент скольжения ε = 0,02 (стр. 161 [2])

 

 

 

5.  Передаточное число

 

 

 

Отклонение от заданного:

 

 

Отклонение отсутствует 

6. Скорость ремня:

=

2.7 Предварительное значение  межосевого расстояния

 

 

где h=8 мм сечения А принято из табл. 6.6 [2]

Устанавливаем =170 мм.

2.8 Длину и число пробегов ремня:

 

 

По табл. 6.6 [2] принимаем 900 мм.

 

=

=

передача не работоспособна, поэтому при неизменном и ограничении до 9

 

2.9 Принимаем стандартное ( табл. 6.6 [2])

 

2.10 Уточненное значение межосевого расстояния

, здесь

 

 

Тогда

 

11. Из табл. 6.8 [2] интерполированием номинальная мощность, передаваемая одним ремнем:

 

12.  Угол обхвата ремнем ведущего шкива

 

 

По углу обхвата  передача работоспособна.

13. Поправочные коэффициенты

-     угла обхвата

=

• скоростной  коэффициент

 

• режима работы, по табл. 6.5 [2] 
• наклона передачи к горизонту, табл.8 [4]
• длины ремня (табл. 6.13 [2] ), по отношению

(здесь  – длина стандартного ремня по нейтральному слою, табл. 12.1 [3])

  и  

14. Допускаемая мощность на один клиновой ремень

 

 кВт

15. Число ремней

 

, устанавливаем 

16. Нагрузка на вал от ремней при площади сечения ремня “А” А=81 и напряжения в ремне от предварительного натяжения .

 

 

 

17.  Размер канавок и ширина шкивов [4] в мм

Диаметр ролика d = 12 мм и расстояние x = 8,5 мм

b = 3,3; h = 8,7; = 102,0; e = 150,3;

+ e(Z – 1);

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2.2 К определению размеров шкивов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения для зубчатых колес.

 

3.1 Обоснование выбора  материала.

Предполагая, что диаметр  колес проектируемого редуктора  > 150 мм и они изготавливаются штамповкой, принимаем для шестерен ( меньшее звено в зубчатом зацеплении ) и колес обоих ступеней редуктора сталь 40Х. Этим уменьшается номенклатура используемых материалов (сталей).

 

3.2 Механические характеристики.

С учетом того, что зубья  шестерни работают интенсивнее зубьев колес (зуб шестерни в передаточное число чаще зацепляется с зубом  колеса ), чтобы исключить заедание и обеспечить приблизительно одинаковую усталостную прочность рабочих  поверхностей обычно нижний предел твердости  шестерни на 30 – 50 единиц выше верхнего предела твердости колеса. (стр.270 [8])  Пользуясь талб. П. 3.1 [1] устанавливаем следующие механические характеристики материалов шестерни и колеса, при термообработке – улучшение (см. таблицу 3.1)

Таблица 3.1

Зубчатое звено	Твердость НВ	Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа
шестерня	260…280	930	690
колесо	220…270	790	540

 

3.3 Допускаемые напряжения  контактной выносливости.

,

где  - коэффициент влияния твердости на контактную выносливость (лист 4.2 [1] = 2, передача не реверсивная);

1(2) – индексы соответствующие 1 – шестерни и 2 – колесу;

НВ – твердость зубьев ( ; )

  – базовое число циклов контактных испытаний

,тогда

                                

Условие соблюдается.

n – частота вращения ( для тихоходной ступени и );

Lh – срок службы передачи ( Lh = 2,2, по заданию);

     – коэффициент эквивалентности ( = 0,5 по табл. 4.1.1 [1])

 

 

Тогда

 

 

 

т.е. 540= 536,5 930, устанавливаем

     470= 548,5 930, устанавливаем

Так как для быстроходной ступени , ,

что дает

 

540=

470=

 

Устанавливаем = 540 МПа и

3.4 Допускаемые напряжения  изгибной выносливости

 

где - коэффициент влияния твердости на изгибную выносливость ( = 1 [1] лист 4.2);

  – базовое число циклов изгибных испытаний ( [1] лист 4.2);

  - коэффициент эквивалентности ( [1] табл. 4.1.1).

Остальные составляющие описаны  в п. 3.3

- для тихоходной ступени

 

 

       270= 223,4 552, устанавливаем  =270 МПа

       235= 239,2 432, устанавливаем  =239,2 МПа

- для быстроходной ступени  значения допустимых напряжений  изгибной выносливости те же, так как частота вращения элементов  ( шестерни и колеса) увеличивается  и соответственно значение выражения  уменьшается и еще в большей  степени уводит в несоответствие  левой стороны неравенства.

4.Расчет цилиндрических передач редуктора.

4.1Тихоходная ступень

 

 

P₂; n₂ (n_пр); Z₁ ; HB₁ 

 

 

Рисунок 4.1 Расчетная схема цилиндрической передачи.

 

Расчет тихоходной ступени.

4.1.1 Межосевое расстояние прямозубой зубчатой передачи выполненной без смещения

 

где  - коэффициент нагрузки при контактных расчетах зубчатых передач    ( предварительно =1,3 пункт 1.6, лист 4.2 [1]);

- коэффициент  ширины по межосевому расстоянию ( для тихоходной ступени [1] лист 4.3);

 – допускаемое  напряжение контактной выносливости  для прямозубой передачи принимается  для менее прочного звена, в  нашем случае для колеса [.

Тогда  
, устанавливаем * = 160 мм.

 

4.1.2 Ширина зацепления

 

принимаем , а ширину зацепления шестерни

с целью лучшего обеспечения  сборки полного зацепления.

4.1.3Модуль зацепления

 

Устанавливаем стандартный модуль 4,0 мм (ГОСТ 9563 – 60) 

4.1.4Число зубьев шестерни и колеса

 

Устанавливаем , что (для прямозубых колес без смещения [8] стр. 242)

 

 

 

4.1.5Геометрические расчеты зубчатого зацепления (см. рис.4.1)

- межосевое расстояние

 

- делительные диаметры

 

 

- внешние диаметры ( диаметры выступов )

 

 

- внутренние диаметры ( диаметры  впадин )

 

 

- толщина зуба на делительном  диаметре

 

4.1.6 Окружная скорость в зацеплении

 

Так как это < 3,5 м/с, то зубчатое зацепление отделим от  подшипников  мазеудерживающими кольцами.

4.1.7 Усилие в зацеплении.

-  окружные

 

 

 

 

Рисунок 4.2 Схема нагружения усилий в зацеплении тихоходной ступени.

- распорные

 

4.1.8 Проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости

 

 

где – коэффициент внешней динамической нагрузки, исходя из среднего режима нагружения [1] лист 4.5 ;

       - коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям, при 8-ой степени точности

 – коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба, при

   и НВ350

- коэффициент внутренней динамичности при 9-ой степени точности и  

 – коэффицент  формы зуба, для несмещенной передачи 

 

 

Тогда

 

что < =540 МПа

 

 

Вывод: полученные размеры  зубчатого зацепления тихоходной ступени  обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.

 

 

 

 

 

4.2.Быстроходная  ступень

 

 

 

 

Рисунок 4.2 Расчетная схема цилиндрической косозубой передачи.

 

4.2.1 Допускаемое напряжение контактной выносливости для косозубой передачи

 

4.2.2 Межосевое расстояние из условия, что на этом межосевом расстоянии пока установлена не раздвоенная ступень

 

где и - мощность и частота вращения промежуточного вала

       – угол наклона зубьев (предварительно );

- условный угол воспринимаемого  смещения ( передача без смещения)

- для быстроходной  ступени коэффициент ширины венца  по межосевому расстоянию ()

  - также как для тихоходной ступени ( см. п. 4.1ПЗ)

 

устанавливаем

4.2.3 Ширина зацепления ( суммарная )

 

устанавливаем суммарное , а так как согласно схемы ступень раздвоенная, то , .

 

 

 

Рисунок 4.3 К определению  ширины зацепления.

4.2.4 Нормальный модуль зацепления

 

по ГОСТу 9563 – 60 .

 

4.2.5 Числа зубьев шестерни и колеса

 

устанавливаем тогда

4.2.6 Уточненное значение угла наклона линии зубьев.

 

=15,359

что находится в допускаемом диапазоне (стр. 235 [8])

4.2.7 Геометрические размеры зубчатого колеса (см. рис.4.2 ПЗ)

- межосевое расстояние (делительное)

 

- делительные диаметры  шестерни и колеса

 

 

 

- внешние диаметры

 

 

- внутренние диаметры

 

 

- толщина зуба на делительном  диаметре

 

 

4.2.8 Скорость в зацеплении

 

4.2.9 Усилия в зацеплении (при раздвоении потока Т₁)

- окружное

 

проверка 

разница объясняется округлением  значений

 

Рисунок 4.4 Схема нагружения зубчатого зацепления быстроходной ступени.

 

- осевые

 

4.2.10 Проверочные расчеты (коэффицикнты определены и выбраны по методике и литературе как в п. 4.8 П.З.)

;

 

   при

 

 

;

 

=

 

 

 

 

 

 

 

Вывод: также как и тихоходной ступени размеры быстроходной зубчатой передачи обеспечивают прочность зацепления.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Ориентировочный расчет валов. Разработка их конструкций.

5.1 Входной вал

5.1.1 Входной конец ведущего  вала определен по контактным  напряжениям (см. п. 1.9 ПЗ)

 

Принимаем . Остальные диаметры (пользуясь рекомендациями [6] стр. 271-273) назначаем конструктивно, размеры подшипников здесь и далее приняты предварительно из таблицы 14.3 [5] на шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии.

Рис. 5.1.1 Вал ведущий (вал  входной)

1 – вал ведущий (входной); 2 – крышка подшипника проходная  (прорезная); 3 – манжетное уплотнение  вала (ГОСТ 8752-70) ; 4 – подшипники (2 шт.); 5 – кольцо мазеудерживающее (2шт.); 6 – шестерня (2 шт.); 7 – шпонка (3 шт.); 8 – крышка подшипника глухая; 9 – уплотнение (прокладка), картон технический для шариковых радиальных подшипников.

 

5.1.2 Выполняем оценку способа  изготовления шестерни.

При X шестерня изготавливается отдельно от вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 5.1.2 Оценка способа установки шестерён быстроходной ступени на вал

В нашем случае

 что меньше  7,5 мм

и следовательно шестерня изготавливается совместно с  валом.

 

Рисунок 5.1.3 Предварительная разработка конструкции ведущего (входного) вала

 

5.2 Промежуточный вал

5.2.1 Диаметр вала под  шестерней

 

где - момент кручения на промежуточном валу под шестерней тихоходной ступени.

Принимаем  d=32 мм

5.2.2 Оцениваем способ изготовления  шестерни тихоходной ступени.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 5.2.1 К оценке способ изготовления шестерни тихоходной ступени.

 

что больше

,

следовательно шестерню изготавливаем  отдельно от вала

5.2.3 Предварительная конструкция  промежуточного вала.

Рис. 5.2.2 Вал промежуточный

1 – крышка глухая; 2 –  прокладка уплотнительная; 3 – подшипник; 4 – кольцо мазеудерживающее; 5 – колесо зубчатое; 6 – шпонки; 7 – шестерня; 8 – втулка распорная; 9 – кольцо.

5.3 Выходной (тихоходный) вал

5.3.1 Выходной (под муфтой  соединительной) конец вала

 

принимаем , а остальные диаметры назначаем по аналогии с входным валом.

Рис. 5.3.1 Выходной вал

1 – шпонки; 2 – крышка проходная; 3 – манжетное уплотнение вала; 4 – кольцо мазеудерживающее; 5 – втулка распорная; 6 – колесо зубчатое; 7 – подшипник; 8 – крышка глухая; 9 – уплотнение (прокладка)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Назначение размеров основания корпуса, крышки редуктора и соотношений между их стенками и зубчатыми зацеплениями.

6.1 Толщина стенки основания  и крышки (рисунок 6.1)

 

 

устанавливаем   и

6.2 Толщина верхнего пояса  основания и нижнего пояса  (фланца) крышки корпуса.

 

устанавливаем 10 мм)

6.3 Толщина нижнего пояска  основания корпуса (под фундамент)

 устанавливаем  20 мм

6.4 Толщина ребер основания  и крышки

 

 

устанавливаем и .

6.5 Диаметр болтов 

     - фундаментных

 

устанавливаем М18 , а отверстие 

     - у подшипников

,

принимаем М14.

    -  соединяющих  основание с крышкой по периметру

 

устанавливаем М10

    - крепящих смотровую  крышку

 

устанавливаем М6

6.6 Ширина пояса

- верхнего основания и  крышек у подшипников

 

устанавливаем 44 мм

- также по периметру  болтов 

 

устанавливаем 34 мм

- нижнего пояска основания  (под фундамент)

 

устанавливаем 48 мм

6.7 Минимальный зазор между  вращающимися деталями и стенками  корпуса.

- вершинами зубьев колес

 

устанавливаем 10 мм

- торцами шестерен (см.рисунок 6.2)

 

устанавливаем 10 мм

- торцами колес (см. рис.6.2)

 

 

устанавливаем 12 мм

6.8 Так как окружная  скорость быстроходной ступени  м/с ,

что < м/с, то подшипники рекомендуется смазывать пластичным смазочным материалом. В этом случае подшипник отодвигается в глубь отверстия на расстояние е==8 мм.

6.9 Основные (предварительные)  размеры крышки подшипника со  стороны ведомого шкива ременной  передачи (см. рисунок 7.1). Принят подшипник предварительно – шарикоподшипник радиальный однорядный №306 с Дп =72 мм. Т. к. Дп <100 мм, то для крепления крышки применяем 6 винтов М8 

Д3 = Дп +(4…4,4)(принимаем Д3 =106 мм)

Д2 = Дп +2      

6.10 С учетом высоты  головки винтов М8, равной 5 мм размер (см. рис.7.2) будет составлять

 

здесь по рисунок 6.1

6.11 Зазор между головкой  шкива и головкой болта устанавливаем для исключения касания шкивом головок болтов крышки подшипника.

6.12 Компоновочный чертеж  исходя из заданной схемы показан  на рисунок 6.2, который позволяет (в нашем случае) расчетным путем получить расстояния от точек приложения нагружающих усилий валов ( эти усилия возникают в зацеплениях и от ременной передачи) до опор.

Компоновочный чертеж можно  вычерчивать на миллиметровой бумаге в масштабе, тогда эти расстояния получают путем замеров.

 

Рисунок 6.1 Назначение основных размеров основания корпуса и крышки.

 

 

 

 

Рисунок 6.2 Компоновочная схема редуктора.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Схема нагружения валов редуктора и расстояния между точками приложения нагружающих сил.

7.1 Схема нагружения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 7.1 Схема нагружения.

7.2 Данные об усилиях  в зубчатых зацеплениях и консольной  нагрузке ремней на ведущем  (входном) валу сведены в таблицу  7.1

Таблица 7.1

Вал	Расчетные данные				окружное усилие		Распорное по ступеням		Осевое	Нагрузка от ремней
					быстроходный	тихоходный	быстроходный	тихоходный
	Т, Нм	d, мм			T⁄d, Н	2T⁄d, Н			, Н	, Н
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Ведущий (входной)	33,1	56	15,359		586,5		223,0		162,3	774
Промежуточный	127,3				586,5	3500,0	223,0	1274,0	162,3
Ведомый (выходной)	424,4	252				3500,0		1274,0

 

7.3 Расстояния между опорами  и срединами зубчатых зацеплений (см. рисунк 6.2)

7.3.1 Размер, этот размер справа и слева из-за одинаковых по размеру подшипников для ведущего будет один и тот же.

 

Устанавливаем

7.3.2 Размер 

 

здесь , см. п. 6.10

7.3.3 Размеры

, устанавливаем 

, устанавливаем 

7.3.4 Размеры

 

7.3.5 Размеры

 

Устанавливаем

 

8. Расчет валов.

8.1 Ведущий вал.

Данные к расчету

 

Рис. 8.1.1 Расчетная схема ведущего вала.

Так как разъем редуктора (крышки от основания) в горизонтальной плоскости, то будем считать, что  окружные усилия в зацеплениях действуют  в вертикальной плоскости, а распорные, осевые и ременной передачи в горизонтальной плоскости.

8.1.1 Реакция опор от  действия , , и

 

 

 

Так как силы , по величине равны, но направлены в противоположные стороны, то они силового воздействия на опоры ( следовательно и на подшипники) не оказывают.

∑

 

следовательно направление  реакции  меняем на противоположное (см. рисунок 8.1.1)

Проверка:

 

Вывод: Значения реакций  в горизонтальной плоскости найдены  правильно.

8.1.2 Реакции в опорах  от действия сил 

 

 

Так как нагружение симметричное, то

8.1.3 Построение эпюр  и .

- горизонтальная плоскость

   под опорой ''A''

   под шестерней  ''слева''

 

здесь сосредоточенный  от

аналогично в этой плоскости  и справа

 

со ''скачком'' от , получаем

Такие же рассуждения построения эпюр в вертикальной плоскости. Относительно следует отметить, что до шестерни ''слева'' , затем раздваивается, по передается каждой из шестерен.

8.1.4 Эквивалентный момент  под шестерней со стороны шкива  (как более нагруженное сечение  вала)

,

где – изгибающий момент (суммарный)

 

тогда

 

 

8.1.5 Диаметр вала в этом  сечении

 

 

 

где – допускаемое напряжение для симметричного нагружения, принимается 40…60 МПа. Конкретно, так как вал-шестерня, то для материала  сталь 40Х МПа (предел выносливости материала вала при изгибе), масштабный фактор ( из табл. 12.2 [5]), коэффициент безопасности [s]=2 (для нереверсивных редукторов); эффективный коэффициент концентрации напряжений по табл. 12.3 [5] и коэффициент учитывающий упрочнение поверхности по табл. 12.9 [5] β=0,95

тогда

 

,

 

т.е. полученное значение соответствует  пределу 40…60 МПа, но получено более  конкретно

 

 

 

Вывод: работоспособность  вала в наиболее нагруженном сечении  обеспечивается, так как диаметр  вала в этом сечении соответсвует шестерни.().

Исходя из эпюр опасным  сечением может выступать место  установки подшипника (опора ''A''). Здесь  момент изгиба , что меньше по значению (под шестерней), и диаметр вала немного меньше 24,3 мм, что также не превышает размера 30 мм под подшипником (см. рисунок 5.1.3).

 

 

 

 

 

 

8.2 Промежуточный вал.

Данные к расчету 

    (под шестерней) ,

Рисунок.8.2.1 Расчетная схема промежуточного вала.

 

8.2.1 Реакции в опорах.

− горизонтальная плоскость (действие не учитываем, так как они создают моменты изгиба по величине равные но противоположного направления)

 

 

 

так как результат получился  со знаком минус то направление действия реакции  меняется на противоположное (см.рисунок 9.2).

 

 

;  Так как эта запись одинакова как и для , то реакция в опоре ''A'' будет равна численно и так же следует направить в противоположную сторону.

Проверка:

− вертикальная плоскость.

 

 

 

 

По аналогичному рассуждению  как и предыдущем случае ( опора ''A'' и ''B''  в горизонтальной плоскости)

Проверка:

8.2.2 Построение эпюр  и .

В горизонтальной плоскости ''слева''(''справа'' аналогично) под колесом быстроходной ступени

 

кроме этого под колесом  на вал воздействует сосредоточенный  момент

 

тогда под шестерней 

(

В вертикальной плоскости (''слева'')

,

под шестерней на валу

 

 

Эпюра крутящего момента  составляется из суммирования моментов принимаемых колесами быстроходной ступени на шестерне тихоходной ступени, т.е. под шестерней

8.2.3 Проверка вала по  в сечении под шестерней, т.к. в этом сечении исходя из эпюр максимальные  и .

- суммарный изгибающий  момент

 

- эквивалентный момент

 

- с учетом того, что  вал из стали 45 и это сечение ослаблено шпоночным пазом, пользуясь данными таблицы источника [5], как и п.п. 8.1.5

 

тогда

 

 

 

 

 

 

Вывод: выбранный материал для вала и предварительно назначенный диаметр вала в это сечении ( не обеспечивают его работоспособность

мм.

Поэтому конструкцию вала уточняем (см. рисунок 8.2.2.)

 

 

 

Рисунок 8.2.2. Уточненные диаметры промежуточного вала.

 

 

 

8.3 Выходной (тихоходный) вал.

 

Рисунок 8.3.1 Расчетная схема тихоходного (выходного вала)

8.3.1 Реакции в опорах.

- горизонтальная плоскость,  так как

, то 

- вертикальная плоскость, (рассуждения аналогичны горизонтальной  плоскости)

 

8.3.2 Построение эпюр  и

- горизонтальная плоскость  в сечении вала под колесом