Содержание.

1 .Выбор электродвигателя .............................................................3

1. Определение потребной мощности электродвигателя..........3

   1. Определение общего КПД привода…………………………3

1.2 Определение частоты вращения................................................3

1.2.1 Нахождение числа оборотов. На тихоходном валу…………3

1.2.2 Нахождение передаточного числа…………………………...3

1.3 Выбор электродвигателя............................................................4

1.4 Определение вращающего момента на приводном валу…… 4

2 Расчет зубчатых передач...............................................................4

2.1 Предварительный расчет зубчатых передач.............................4

2. Схема последовательности расчета...........................................4

3.Определение крутящих моментов на валах..............................….7

1. Определение крутящего момента на тихоходном валу

редуктора .....................................................................................7

2. Определение крутящего момента на быстроходном валу

редуктора......................................................................................7

3. Определение крутящего момента на промежуточном валу

редуктора ..................................................................................…7

4.Определение диаметров валов по приближенным

зависимостям...............................................................................8

4.1Определение размера быстроходного вала ...............................8

4.2Определение размера тихоходного вала ....................................8

4.3Определение размера промежуточного вала .............................8

4. Нахождение расстояния между деталями и корпусом и

нахождение диаметров болтов. .................................................9

4.5Определение размера приводного вала .....................................10

5 Расчет шпоночных соединений и профилей колес. Подбор

посадок……..................................................................................11

5.1Расчет быстроходной ступени редуктора………………………11

5.1.1 Расчет шпонки для соединения с муфтой…………………….11

5.2 Расчет тихоходной ступени редуктора…...............……………..11

5.2.1 Расчет шпонки для соединения с муфтой…………………….11

5.2.2 Расчет посадки с натягом……………………………………...12

5.2.3 Расчет размеров колеса…………………..…………………….14

5.3 Расчет промежуточного вала……...……………………………..15

5.3.1 Расчет посадки с натягом..……………………………………..15

5.3.2 Расчет размеров колеса……..…………………………………..17

5.4 Расчет приводного вала…………...……………………………..17

5.4.1 Расчет шпонки для муфты……………………………………..17

5.4.2 Расчет шпонки для звездочи…………………………………..17

6.Определение опорных реакций…………………………………...18

6.1 Расчет быстроходного вала......................................................…18

6.1.1 Определение опорных реакций быстроходного вала………..18

6.2 Расчет промежуточного вала........................................................20

6.2.1 Определение опорных реакций промежуточного вала………20

6.3 Расчет тихоходного вала ..............................................................21

6.3.1 Определение опорных реакций тихоходного вала…………..21

7. Расчет валов на прочность……...………………………………...23

7.1 Расчет быстроходного вала……………………………………...23

7.2 Расчет промежуточного вала……………………………………24

7.3 Расчет тихоходного вала………………………………………...24

7.3.1 Расчет на сопротивление усталости тихоходного вала……....25

8.Расчет подшипников качения.........................................................26

8.1 Расчет подшипников качения для быстроходного вала.............26

8.2 Расчет подшипников качения для промежуточного вала..........28

8.3 Расчет подшипников качения для тихоходного вала.................30

8.4 Расчет подшипников качения для приводного вала..................32

9. Выбор смазочного материал и способа смазывания деталей передач.................................................................................................34

10. Подбор муфт..........................................................................…....34

10.1 Муфта между электродвигателем и редуктором…...................34

10.2 Муфта между приводным валом и редуктором……………….35

11. Приложения..............................................................................36-37

12. Список используемой литературы………………………………38

1. Выбор электродвигателя.

Для выбора электродвигателя определяю мощность и частоту его вращения.

1.1. Определяем требуемую мощность электродвигателя.

По исходным данным определяю потребляемую мощность привода, т.е. мощность на выходе ( P_вых) :

P =F_t V=5.5·10³·0.6=3300Вт,

где

F_t - окружная сила [H];

V - скорость ленты [м/с].

1.1.1 Определяем общий КПД привода (_общ).

_общ=_i

i - число кинематических пар.

_i - КПД одной кинематической пары.

_общ = ²_{зуб пер} ²_муфт _подш ,

где

_{зуб пер} = 0.97 из таблицы 1.1 [1.стр.6];

_муфт = 0.98 из таблицы 1.1 [1.стр.6].

_подш = 0.99 из таблицы 1.1 [1.стр.6];

_общ=0.97²·0.98²·0.99 =0.895.

P_{эд потр}=Р_вых / _общ =3300 / 0.895=3688 Вт=3,6кВт

1.2 Определяем частоту вращения.

1.2.1 Находим число оборотов на тихоходном валу.

n _в = n _t ,

n _t = 60·10³ V / Pi D = 60·10³·0.6 / 3.14·254=45 об/мин

где

V - скорость ленты;

D - диаметр барабана;

n _в - частота вращения приводного вала;

n _t - частота вращения на тихоходном валу;

1.2.2 Находим передаточное число редуктора.

U_ред = n_эд / n_в

по таблице 24.9 [1.стр.417] , при P =4 кВт, для всех значений

асинхронной частоты считаю:

1) U_ред = 2850 / 45 = 63.3

2) U_ред = 1410 / 45 = 31.3

3) U_ред = 950 / 45 = 21.1

4) U_ред = 716 / 45 = 15.9

Выбираю 3) значение, т.е. асинхронная частота двигателя равняется:

n_эд = 716 об/мин

1.3 Подбираем электродвигатель.

Определил электродвигатель 132S8 исполнения IM1081

Основные характеристики:

P=4 кВт;

n_эд=716 об/мин;

n_т=45 об/мин;

U_общ = n_эд / n_t =716 / 45 = 15.9 об/мин

Диаметр вала d₁ =38 мм

1.4 Определяем вращающий момент на приводном валу.

T _{пр вал =} F_t D / 2 =5500 · 0.254 / 2 =698.5 Н·м

где

F_т - окружная сила;

D - диаметр звёздочки.

2. Расчет зубчатых передач.

2.1 Расчет зубчатых передач.

Расчет производил на эвм. Результаты этих расчетов приведены в приложении 2.

2.2 Последовательность расчета.

1) Предварительно определяю коэффициент межосевого расстояния К_а, для колес – прямозубых К_а= 4950

для колес – косозубых К_а= 4300

2) Принимаю значение коэффициента _a в зависимости от положения колес относительно опор равным _a = 0.4

3) Определяю значение межосевого расстояния a_w, мм:

a_w=K_a(u1),

где

K_Hb – коэффициент контцетрации нагрузки;

при постоянной нагрузке - K_Hb = 1.0;

при переменной нагрузке - K_Hb =K_Hb⁰ (1 - X ) + X = 1.05;

T_HE2 – эквивалентный момент на колесе.

4) Определяю основные размеры колеса :

делительный диаметр :

d₂ = 2 a_wu / (u1);

ширина [мм] :

b₂ = _а a_w ;

для быстроходной ступени соосного двухступенчатого

редуктора определяют коэффициент ширины :

_аБ = [K _аБ (u_Б + 1) / a_w ]³ K_HbБ T_2Б / u _Б ² []_HБ ² = 0.15 ;

ширина колеса быстроходной ступени :

b_2Б = _аБ a_w

5) Модуль передачи :

cначала принимают коэффициент модуля К_m для колес :

прямозубых - 6.6 ;

косозубых - 5.8;

Предварительно модуль передачи :

m ^/ = 2 К_m T₂ / d₂ b₂[]_F

допускаемое напряжение []_F подставляю меньшее из

[]_F1 и []_F2 .

6) Число зубьев шестерни и колеса .

Число зубьев шестерни :

z₁=z_E / (u+1)>z_1min

для прямозубых колес: z_1min = 17,

для косозубых колес: z_1min = 17cos³.

7) Фактическое передаточное число.

Допускаемое отклонение от заданного передаточного

числа < 4 %.

u_Ф = z₂ / z₁

8) Диаметры колес.

Делительные диаметры d :

шестерни :

d₁ = z₁ m / cos .

колеса внешнего зацепления:

d₂ = 2a_w - d₁

колеса внутреннего зацепления :

d₂ = 2a_w + d₁

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев :

колес внешнего зацепления :

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ – y )m ;

d_f1 = d₁ - 2(1.25 – x₁)m ;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ - y )m ;

d_f2 = d₂ - 2(1.25 - x₂ )m ;

колес внутреннего зацепления :

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁)m ;

d_f1 = d₁ - 2(1.25 - x₁)m ;

d_a2 = d₂ - 2(1 - x₂ - 0.2)m ;

d_f2 = d₂ + 2(1.25 - x₂)m .

9) Силы в зацеплении.

окружная :

F_t = 2T₂ / d₂ ,

где Т₂ - момент на колесе , Н·м ;

радиальная :

F_r =F_t tg a / cos  ;

осевая :

F_a = F_t tg  .

10) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

_F2=К_FaК_FbК_FvY_bY_F2F_tE / (b₂m) < [ ] _F2 ;

в зубьях шестерни:

_F1 =_F2 Y_F1 / Y_F2 < [  ] _F1 .

11) Допускаемые контактные напряжения.

Предел контактной выносливости:

_Hlim1= 17 H_HRC+200;

_Him2=2 H_HB+70;

Коэффициент запаса прочности:

S_H=S_hmin S_ha S_Hb;

Коэффициент долговечности:

Z_N=,

где

N_NG=H³_HB;

N_HE=_H·N_K , _H- беру из таблицы 11 [10.стр.26];

N_K= n₁ 60 n_з t_;

n₁- частота вращения шестерни;

t_- требуемый ресурс времени;

Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:

[]_H= _Hlim Z_N/S_H

Допускаемое контактное напряжение:

[]_H=0.45 ([]_H1+[]_H2);

[]_H2[]_H1.2 []_H2;

3.Определение вращающихся моментов на валах.

1. Определяем вращающий момент на тихоходном валу

редуктора.

Т_тих=, где

Т_вых= 698 Н·м - момент на приводном валу;

_м=0.98 - КПД муфты {табл. 1.1 [1.стр6]};

_оп=0.99 - КПД опор приводного вала {табл. 1.1 [1.стр6]};

Т_тих==719 Н·м

2. Определяем вращающийся момент на быстроходном валу

редуктора.

Т_б=, где

U_ред=U_б U_т, где

U_б=3.208 - передаточное число на быстроходной ступени

редуктора [приложение 2];

U_т=5.091 - передаточное число на тихоходной ступени

редуктора [приложение 2];

_зт=0.97 - КПД зубчатой передачи тихоходной ступени

{табл. 1.1 [1.стр6]};

_зб=0.97 - КПД зубчатой передачи быстроходной ступени

{табл. 1.1 [1.стр6]};

U_ред=3.208·5.091=16.3;

Т_б= =47 H·м.

3. Определяем вращающий момент на промежуточном валу

редуктора.

Т_пр=, где

U_т=5.091 - передаточное число на тихоходной ступени

редуктора [приложение 2];

_зт=0.97 - КПД зубчатой передачи тихоходной ступени

{табл 1.1 [1.стр6]};

Т_пр= =145H·м.

4.Определение диаметров валов по приближенным

зависимостям.

4.1Определяем размеры быстроходного вала .

D=(7..8) [мм]

Подставляю известные величины:

D=7=25.26 мм

Принимаю стандартом диаметр D=36 по таблице 24.1[1.стр410].

Нахожу диаметры других участков быстроходного вала

D_под=D+2 t , где

D_под-диаметр под подшипник;

t = 2.5 - таблица [1.стр.42]

D_под= 36+2·2.5=41 мм,

Принимаю стандартный диаметр D_под=40мм по таблице 24.1[1.стр. 410].

D_бп=D_под+3 r, где

D_бп- диаметр бортика подшипника;

r = 2.5 - по таблице [3.стр25];

D_бп =40+3·2.5=47.5мм;

4.2 Определяем размеры тихоходного вала .

D=(5..6) , где

T_T-момент на тихоходном валу.

D=5·=44.35мм;

Принимаю стандартом диаметр D=45 по таблице 24.1[1.стр. 410].

Нахожу диаметры других участков тихоходного вала

D_под=D+2 t, где

D_под-диаметр под подшипник;

t=2.5 - таблица [1.стр.42];

D_под= 40+2·2.5=50 мм;

Принимаю стандартный диаметр D_под= 50 мм по таблице 24.1[1.стр. 410].

D_бп=D_под+3 r, где

D_бп- диаметр бортика подшипника;

r =3 - по таблице [1.стр42];

D_бп =50+3·3=59 мм;

D_к > D_бп = 60 мм;

4.3 Определяем размеры промежуточного вала .

D_к=(6…7) , где

T_пр- момент на промежуточном валу;

D_к=6· =31.5мм;

Принимаю стандартом диаметр D=32 мм по таблице 24.1[1.стр.410].

Нахожу диаметры других участков промежуточного вала:

D_под=D_к-3 r,

где

D_под - диаметр под подшипник;

r=2 - таблица [1.стр.42];

D_под= 32 +3·2=38 мм;

Принимаю стандартный диаметр D_под=35 мм по таблице 24.1[1.стр.410].

D_бп=D_под+3 r,

где

D_бп - диаметр бортика подшипника;

r=1.6 - по таблице [1.стр.42];

D_бп =35+3·1.6=39.8 мм;

Принимаю стандартный диаметр D_бп=44 мм по таблице 24.1[.стр.410]

D_бк=D_к +3 f,

где

f=1 - по таблице [1.стр.42];

D_бк=32+3·1=35 мм.

Принимаю стандартный диаметр D_бк=35 мм по таблице 24.1[1.стр.410]

4.4 Находим расстояние между деталями и корпусом и диаметры

болтов.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за

внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляю

зазор а (мм). Его определяю по формуле:

а= +3 , где

L =210 мм – наибольшее расстояние между внешними

поверхностями деталей передач.

а=+3= 9 мм;

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес:

b₀ = 4а,

b₀ = 4·8 = 36 мм;

Расстояние между торцовыми поверхностями колес

двухступенчатого редуктора равно с (мм). Его определяют по

формуле:

с=(0.3...0.5) а;

с=0.4 а=9 · 0.4 = 3.6 мм.

Толщина стенки: =1.2 6.168мм;

T=698 H·м- вращающий момент на тихоходном валу;

=8мм;

Рассчитываю толщину лапы: d=2,35 =2.35·8=18мм;

Размер под болты в корпусе: d=1.25=11.08мм.

4.5 Определяем размеры приводного вала .

D_пр= 5.5,

где

T_т- момент на тихоходном валу;

D_пр=5.5· = 45мм;

Нахожу диаметры других участков валов промежуточного вала:

D_под=D+2 t_цил=51,

где

D_под-диаметр под подшипник;

t=3-таблица [1.стр42];

Принимаю стандартный диаметр D_под=50 мм по таблице 24.1[1.стр. 410].

5 Расчет шпоночных соединений и размеров колес.

Подбор посадок.

5.1Рассчитываем быстроходную ступень редуктора.

5.1.1Рассчитываем шпонку для соединения с муфтой.

рис.3

Для передачи вращающего момента применяю призматическую шпонку ГОСТ 23360-78. Стандарт предусматривает для каждого размера вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому b и h беру из таблицы: 24.29 [1.стр.432] и определяю расчетную длину призматической шпонки:

L_p=,

где

Т=T_ср=47 H·м - вращающий момент быстроходного вала;

D=36 мм - диаметр быстроходного вала;

(h-t₁) - высота грани шпонки в ступице, работающая на

смятие;

h=8 мм- высоту шпонки беру из таблицы 24.29[1.стр.432];

t₁=5 мм - глубину врезания шпонки в паз вала беру из

таблицы 24.29[1.стр.432];

[]_см=150 Н/мм² - допускаемые напряжения смятия беру по

рекомендации.

L_p==5.8 мм;

По технологическим соображениям L_p=28 мм. Для лучшей работы шпоночного соединения колесо устанавливаем на вал с натягом. По рекомендации посадку принимаю .

Посадки шпонок в паз вала и ступицу регламентированы

ГОСТ 23360 - 78 . Призматическая шпонка сидит в пазу

вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного

паза вала принимаю Р9.

5.2 Рассчитываем тихоходную ступень редуктора.

5.2.1Рассчитываем шпонку для соединения с муфтой.

Для передачи вращающего момента применяю

призматическую шпонку ГОСТ 23360-78. Стандарт

предусматривает для каждого размера вала определенные

размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому b и h

беру из таблицы 24.32 [3.стр.405] и определяю расчетную

длину призматической шпонки:

L_p=,

где

Т=T_Т=698 [ H·м ] - вращающий момент тихоходного вала;

D=45 мм - диаметр вала;

(h-t₁) - высота грани шпонки в ступице, работающая на

смятие;

h=9 мм- высоту шпонки беру из таблицы 24.29[1.стр.432];

t₁=5.5 мм - глубину врезания шпонки в паз вала беру из

таблицы 24.29[1.стр.432];

[]_см=150 H/мм - допускаемые напряжения смятия беру по

рекомендации;

L_p==59 мм;

L_p=70 мм по технологическим соображениям. Для лучшей

работы шпоночного соединения колесо устанавливаю на вал с

натягом. По рекомендации посадку принимаю .

Посадки шпонок в паз вала и ступицу регламентированы

ГОСТ 23360 - 78 . Призматическая шпонка сидит в пазу

вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного

паза вала принимаю Р9.

5.2.2 Расчет посадки с натягом.

Подбор посадки колеса произвожу в следующем порядке.

1. Определяю среднее контактное давление:

р = = = 68 Н / мм²,

где

К=3 – коэффициент запаса сцепления;

T =698 ·10³– вращающий момент на колесе;

d = 55 мм - диаметр соединения;

d₁ = 0 мм – диаметр отверстия пустотелого вала;

d₂ = 90 мм – условный наружный диаметр ступицы колеса;

l = 46 мм – длина сопряжения;

f =0.14 – коэффициент трения.

2) Определяю деформацию деталей:

= p d ·10³ (C₁/E₁ +C₂/E₂)

C₁ = - ₁ ; C₂ = + ₂

Подставляю значения данных и нахожу C₁ и C₂:

C₁ = =0.7

C₂ = + 0.3 = 3.83

где

₂ = 0.3 – коэффициент Пуассона для стали.

Определяю деформацию:

= 68 ·55 ·10³ ·(0.7 /2.1 ·10⁵+3.83/2.1·10⁵) = 80.6 мкм,

где

Е = 2.1 ·10⁵ – модуль упругости для стали.

3) Определяю поправку на обмятие микронеровностей:

u = 5.5 (Ra₁+Ra₂) ,

где

Ra₁ = 0.8 и Ra₂ = 0.8 – средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

u = 5.5 ·(0.8 +0.8) = 8.8 мкм

4. Определяю min натяг, потребный для передачи вращающего

момента:

[ N ]_min = + u = 80.6 + 8.8 = 89.4 мкм

4. Определяю max натяг, допускаемый прочностью деталей:

[ N ] _max = [δ] _max + u ,

где

[ δ ] _max – max деформация допускаемая прочностью деталей.

[ δ ] _max = [ p ] _max δ / p ,

где

[ p ] _max – max давление, допускаемое прочностью охватываемой детали

[ p ] _max = 0.5 _т [1– (d/d₂) ²] ,

где

_т = 640 Н/мм² – предел текучести материала

[ p ] _max = 0.5 ·640 ·[1– (55/90) ²] = 200.5 Н/мм²

Теперь определяю max деформацию:

[ δ ] _max = 200.5 ·80.6 /68 = 237.6 мкм ,

Нахожу max натяг:

[ N ] _max = 237.6 + 8.8 = 246.4 мкм.

По полученным значениям [ N ] _min и [ N ] _max выбираю

посадку .

4. Для выбранной посадки определяю силу запрессовки:

F_П = π d l p _max f _П ,

где

f _П = 0.20 – коэффициент трения при прессовании;

p _max – давление от натяга выбранной посадки.

p _max = N_max – u p /δ = 154 – 8.8·68/80.6 = 146.5 Н/мм²

Считаю силу запрессовки:

F_П = 3.14 ·55 ·46 ·146.5 ·0.20 = 233 кН

5.2.3 Рассчитываем размеры колеса.

L_СТ=(0.8..1.5) D, где

L_СТ- длина посадочного отверстия;

D- диаметр вала;

Принимаю L_СТ=0.85·55=46 мм;

D_ст=1,5 D+10,

где

D_ст- диаметр ступицы;

D_ст=1,5·55=84 мм;

S=2.2 m+0.05·b₂,

где

S- толщина торцов зубчатого венца;

m=3 - модуль зацепления приложение 2;

b₂=33 - ширина зубчатого венца приложение 2;

S=2.2·3+0.05·33=6.6+1.65=8.25 мм;

f=(0.6..0.7)m,

где

f-размер фаски;

f=0.65·3=1.95 мм;

Глубина канавки: h =2.5 m=2.5·3=7.5 мм;

Толщина диска: С =(1.2…1.5)S=1.5·8.25=12.375 мм.

5.3 Рассчитываем промежуточную ступень редуктора.

5.3.1 Расчет посадки с натягом.

Подбор посадки колеса произвожу в следующем порядке.

2. Определяю среднее контактное давление:

р = = = 46 Н / мм²,

где

К=4.5 – коэффициент запаса сцепления;

T =145 ·10³– вращающий момент на колесе;

d = 40 мм - диаметр соединения;

d₁ = 0 мм – диаметр отверстия пустотелого вала;

d₂ = 70 мм – условный наружный диаметр ступицы колеса;

l = 40 мм – длина сопряжения;

f =0.14 – коэффициент трения.

2) Определяю деформацию деталей:

= p d ·10³ (C₁/E₁ +C₂/E₂)

C₁ = - ₁ ; C₂ = + ₂

Подставляю значения данных и нахожу C₁ и C₂:

C₁ = =0.7

C₂ = =3.39

где

₂ = 0.3 – коэффициент Пуассона для стали.

Определяю деформацию:

= 40 ·46 ·10³ ·(0.7 /2.1 ·10⁵+3.39/2.1·10⁵) = 35.8 мкм,

где

Е = 2.1 ·10⁵ – модуль упругости для стали.

3) Определяю поправку на обмятие микронеровностей:

u = 5.5 ·(Ra₁+Ra₂) ,

где

Ra₁ = 0.8 и Ra₂ = 0.8 – средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

u = 5.5 ·(0.8 +0.8) = 8.8 мкм

4. Определяю min натяг, потребный для передачи вращающего

момента:

[ N ]_min = + u = 35.8 + 8.8 = 44.6 мкм

4. Определяю max натяг, допускаемый прочностью деталей:

[ N ] _max = [δ] _max + u ,

где

[ δ ] _max – max деформация допускаемая прочностью деталей.

[ δ ] _max = [ p ] _max δ / p ,

где

[ p ] _max – max давление, допускаемое прочностью охватываемой детали

[ p ] _max = 0.5 _т [1– (d/d₂) ²] ,

где

_т = 640 Н/мм² – предел текучести материала

[ p ] _max = 0.5 ·640 ·[1– (40/70) ²] = 215.5 Н/мм²

Теперь определяю max деформацию:

[ δ ] _max = 215.5 ·35.8 /46 = 167.7 мкм ,

Нахожу max натяг:

[ N ] _max = 167.7 + 8.8 = 176.5 мкм.

По полученным значениям [ N ] _min и [ N ] _max выбираю

посадку .

4. Для выбранной посадки определяю силу запрессовки:

F_П = π d l p _max f _П ,

где

f _П = 0.20 – коэффициент трения при прессовании;

p _max – давление от натяга выбранной посадки.

p _max = N_max – u p /δ = 108 – 8.8·46/35.8 = 96.7 Н/мм²

Считаю силу запрессовки:

F_П = 3.14 ·40 ·40 ·96.7 ·0.20 = 97 кН

5.3.2 Рассчитываем размеры колеса.

L_СТ=(0.8..1.5)D, где

L_СТ- длина посадочного отверстия;

D- диаметр вала;

Принимаю L_СТ=1.0·40=40 мм;

D_ст=1,5 D+10,

где

D_ст- диаметр ступицы;

D_ст=1,5·40=60 мм;

S=2.2 m+0.05 b₂,

где

S- толщина торцов зубчатого венца;

m=2 - модуль зацепления приложение 2;

b₂=21 - ширина зубчатого венца приложение 2;

S=2.2·2+0.05·21=4.4+1.05=5.45 мм;

f=(0.6..0.7)m,

где

f-размер фаски;

f=0.65·2=1.3 мм;

Глубина канавки: h =2.5 m=2.5·2=5 мм;

Толщина диска: С =(1.2…1.5)S=1.5·5.45=8.175 мм.

5.4Рассчитываем шпоночное соединение для приводного вала .

5.4.1Рассчитываем шпонку для муфты.