Проверочный расчет валов редуктора
Входной вал
Строим общую расчетную схему нагружения вала (рис 3, а). Направление сил в зацеплении зубчатых колес и в открытой передаче определяем по рисунку в задании.
Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости XAZ, представляя его в виде балки на двух опорах – А и В (рис 3, б).
Рассчитываем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:
,
,
отсюда
,
, Н.
,
,
отсюда
, Н.
Выполняем проверку:
Рисунок 3 – Входной вал редуктора: а – общая схема нагружения вала; б – схема нагружения вала в вертикальной плоскости; г – схема нагружения вала в горизонтальной плоскости; в, д, е – эпюры изгибающих моментов; ж – эпюра крутящих моментов.
Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости XAZ:
, 
,
, 
,
, 
, 
.
, 
,
, 
, 
.
, 
, 
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис. 3, в).
Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости YAZ, для чего совмещаем плоскость YAZ с плоскостью чертежа (рис. 3, г).
Определяем реакции опор в плоскости YAZ:
,
,
отсюда
,
, Н.
,
,
отсюда
,
, Н.
Выполняем проверку:
Рассчитываем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости YAZ:
, 
,
, 
,
, 
, 
.
, 
,
, 
, 
,
, 
, 
.
По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов (рис. 3, д).
Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала (точки 1…3):
,
,
, ,
.
По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов (рис. 3, е).
Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала (рис. 3, ж).
Находим опасное сечение по величине 
и Т на эпюрах. Из рис. 3 видно, что опасное сечение расположено под шестерней.
Эквивалентный момент в этом сечении равен:
,
, 
Уточняем диаметр вала в опасном сечении под шестерней, принимая допускаемое напряжение при изгибе 
, МПа:
,
, мм.
Расчет показал, что диаметр вала под шестерней необходимо уменьшить по сравнению с ранее принятым 
, мм. По ГОСТу принимаем 
, мм. Корректируем диаметры остальных участков вала: 
, мм; 
, мм; 
, мм; 
, мм.
Назначаем подшипник 208, с механическими характеристиками: 
мм; 
мм; 
мм; 
мм; 
кН; 
кН,
где d – внутренний диаметр подшипника, мм;
D – внешний диаметр подшипника, мм;
В – ширина подшипника, мм;
С – динамическая грузоподъемность, кН;
– статическая грузоподъемность, кН.
Принимаем вал-шестерню.
Выходной вал редуктора
Строим общую расчетную схему нагружения вала (рис 4, а). Направление сил в зацеплении зубчатых колес и в открытой передаче определяем по рисунку в задании.
Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости XAZ, представляя его в виде балки на двух опорах – А и В (рис 4, б).
Рассчитываем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:
,
,
,
, Н.
,
,
,
, Н.
Выполняем проверку: 
Рисунок 4 – Выходной вал редуктора: а – общая схема нагружения вала; б – схема нагружения вала в вертикальной плоскости; г – схема нагружения вала в горизонтальной плоскости; в, д, е – эпюры изгибающих моментов; ж – эпюра крутящих моментов.
Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости XAZ:
, 
,
, 
,
, 
, .
, 
,
, 
, ,
, 
, .
, 
,
, 
, 
, .
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис. 4, в)
Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости YAZ, для чего совмещаем плоскость YAZ с плоскостью чертежа (рис. 4, г).
Определяем реакции опор в плоскости YAZ:
,
,
,
, Н.
,
,
, Н.
Выполняем проверку:
Рассчитываем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости YAZ:
, 
,
, 
,
, 
, 
.
, 
,
, 
, 
,
, 
, 
.
По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов (рис. 4, д).
Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала (точки 1…4):
,
,
, ,
, ,
, ,
По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов (рис. 4, е).
Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала (рис. 4, ж).
Находим опасное сечение по величине и Т на эпюрах. Из рис. 4 видно, что опасное сечение расположено под правым подшипником.
Эквивалентный момент в этом сечении равен:
.
Уточняем диаметр вала в опасном сечении под шестерней, принимая допускаемое напряжение при изгибе , МПа:
мм
Расчет показал, что диаметр вала под подшипником необходимо уменьшить по сравнению с ране принятым 
, мм. По ГОСТу принимаем 
, мм. Корректируем диаметры остальных участков вала: 
, мм; 
, мм; 
, мм; 
, мм.
Назначаем подшипник 211, с механическими характеристиками: 
, мм; 
, мм; 
, мм; 
, мм; 
, кН; 
, кН.
Условие прочности имеет вид:
где 
=3.
При нереверсивном вращении валов принимаем 
МПа,
где Mи- суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала,
Так как опасное сечение под шестерней, то
По диаметру вала под шестерней 
мм выбираем размеры шпонки: b=18мм, 
7мм, h=11мм [4,табл.7]