1. Расчёт вала на усталостную прочность.
Исходные данные: Крутящий момент: Т=780 Н*м;
Количество оборотов: n=2600 об/мин;
Окружная сила: Ft=6084 H;
Радиальная сила: Fr=1095 H;
Осевая сила: Fa=1883 Н.
Циклограмма нагружений такая же, как при расчётеконической зубчатой передачи.
1. Принимаем материал вала:
сталь 40Х ГОСТ 4543-71 НВ>270, 
2. Определение реакций опор:
3.Изгибающий момент в опасном сечении:
3. Эквивалентное число циклов нагружения:
,
где 
- крутящий момент и соответствующее ему число циклов нагружения на каждой ступени графика нагрузки;
- показатель кривой усталости.
4. Коэффициент нагружения 
:
Поскольку 
, то 
5. Коэффициенты концентрации напряжений:
,
где 
и 
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений
и 
- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала, опред. из. табл.;
и 
- коэффициенты влияния поверхностного упрочнения.
7. Осевой и полярный моменты сопротивления:
Осевой и полярный моменты сопротивления для вала d=65 мм. составляют по табл. 4.7 (Соловьёв В.Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 126).
Wнетто=22215*109 м3, WР нетто=48050*109 м3.
8. Нормальное и касательное напряжение в опасном сечении вала:
9. Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
,
где 
и 
- пределы выносливости.
10. Коэффициент запаса выносливости:
Условие прочности вала соблюдено.
2. Расчёт вала на жёсткость.
Исходные данные: а=65 мм.; с=140 мм.; с=75 мм.; d=65 мм; l=205 мм.
1. Осевой момент инерции поперечного сечения:
2. Прогиб в вертикальной плоскости:
от силы Fr: 
где Е – модуль упругости материала вала;
2. Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Ft:
3. Суммарный прогиб:
4. Допускаемый прогиб:
Суммарный прогиб меньше допускаемого прогиба.
Проверочный расчёт подшипников.
I. Роликоподшипник, радиальный с короткими цилиндрическими роликами, однорядный.
Средняя узкая серия №2307 ГОСТ 8328-75 
, 
.
II. Роликоподшипник радиально-упорный, конический, однорядный 
Средняя широкая серия №7607 ГОСТ 333-79 
, 
.
, 
, 
, 
, 
График нагружений тот же, что и ранее.
1. Коэффициент вращения V=1; коэффициент безопасности 
; температурный коэффициент 
.
2. Находим соотношение 
и определяем параметр 
:
для подшипника I: 
для подшипника II: 
3. Осевые составляющие радиальных нагрузок:
для подшипника I: 
для подшипника II: 
4. Расчётная осевая нагрузка:
для подшипника I: 
для подшипника II: 
5. Находим соотношение 
:
для подшипника I: 
для подшипника II: 
6. Из табл.5.7. (Соловьёв В.Д. Курсовое проектирование деталей машин стр. 170) находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:
для подшипника I: X=0.45; Y=1.81
для подшипника II: X=0.45; Y=1.62
7. Эквивалентная динамическая нагрузка:
для подшипника I: 
для подшипника II: 
8. Срок службы подшипников:
9. Долговечность подшипников:
Долговечность на каждой ступени графика:
L1=1640*0.4=656 млн.об
L2=1640*0.35=574 млн.об
L3=1640*0,25=410 млн.об
11. Приведённая динамическая нагрузка:
для подшипника I:
для подшипника II:
12. Расчётная динамическая нагрузка:
,
где р – степенной показатель, для шарикоподшипников р=3, для роликоподшипников р=3,3.
для подшипника I: 
для подшипника II: 
Вывод: подшипники подобраны правильно.
Вывод по работе: расчёт не полностью совпадает с реальными размерами деталей.
Литература
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/В.Д.Соловьёв; Тул. гос. ун-т. Тула, 1997. 402 с.
2. Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для машиностроительных вузов. М., «Высшая школа», 1975. 551 с. с ил.
3. Мартынов Р.А., Трынов В.А., Прокопьев В.С. Автомобили КамАЗ. Эксплуатация и техническое обслуживание автомобилей КамАЗ-5320, КамАЗ-5511 и др. Москва, Изд-во «Недра» 1981,-424 с.