Моечная установка для мытья паром агрегатов автомобилей и тракторов

Содержание

4.Конструкторская часть
4.1.Исходные данные
4.2.Расчет энергосиловых и кинематических параметров привода
4.2.1. Выбор электродвигателя
4.2.2.Расчет передаточного числа привода
4.3.Расчет червячной передачи
4.3.1.Выбор материалов червячной пары
4.3.2.Проектный расчет червячной передачи
4.3.3.Проверочный расчет червячной передачи
4.3.4.Проверочный расчет по напряжениям изгиба
4.3.5.Расчет коэффициента полезного действия передачи
4.3.6.Расчет сил, действующих в зацеплении
4.3.7.Расчет червячной передачи на нагрев
4.4.Предварительный расчет валов и выбор подшипников
4.5.Выбор соединительных муфт
4.6.Проверочный расчет шпонок  
4.6.1.Быстроходный вал
4.6.2.Тихоходный вал
4.7.Выбор шлицевого соединения привода и тележки
4.7.1.Исходные данные для расчета  
4.7.2.Условия напряжения смятия  
В конструкторской части разработаны моечная установка для мытья паром агрегатов автомобилей и вспомогательной тележки с валом поворотно- червячного механизма.

4.Конструкторская часть
4.1.Исходные данные
Масса незаправленного смазкой двигателя 172 кг;
Примем вращающий момент на тихоходном валу Т2=1700 Н•м;
Частота вращения выходного вала nвых = 10 об\мин;
Червячная передача с нижним расположением червяка типа ZA;
Число заходов червяка ;
Дополнительно примем: нагрузка постоянная, реверсивная, технический ресурс передачи Lh =20000 ч.

5-агрегат (Автомобильный двигатель УМЗ-4216)

Рисунок 4.1 -Кинематическая схема привода.
По заданной кинематической схеме привод состоит из упругой муфты, редукторной червячной передачи и зубчатой муфты. Следовательно имеется 4 вала. Причем входной вал редуктора и вал муфты можно условно считать одним валом, в расчетах учитывая КПД передачи муфты. Выходной вал редуктора и вал второй муфты также условно считаем одним валом, учитывая КПД передачи муфты. В редукторе - 2е подшипниковые пары.

4.2. Расчет энергосиловых и кинематических параметров привода
4.2.1 Выбор электродвигателя

Находим мощность на выходном валу
РВЫХ = Т2•2;  (4.2.1)
где 2 – угловая скорость ведомого вала, рад/с;
Т2 - вращающий момент на тихоходном валу.

Причем угловая скорость ведомого вала определяется по формуле:
  (4.2.2)
где n2 - частота вращения выходного вала.

Тогда
РВЫХ = 1700•1,05=1780,24 Вт.

Расчет требуемой мощности электродвигателя производим по формуле:

Р_(двиг.расч.)=Р_вых/η_Σ ,   (4.2.3)

где:  Рвых - мощность на выходном валу привода;
η_Σ - общий КПД привода.

η_Σ= η_М^а*η_П^b*η_ПК^с ,   (4.2.4)

где:  η_М^а - КПД муфты (а – количество муфт в приводе);
η_П^b - КПД редукторной передачи (b – количество редукторных передач привода);
η_ПК^с - КПД одной пары подшипников качения (с – количество подшипниковых пар).
Подставим все значения в формулу (4.2.3) расчета мощности:

Исходя из мощности ориентировочных значений частот вращения, используя исходные данные, выбираем электродвигатель с техническими данными в таблице 4.2.1
Таблица 4.2.1
Технические данные электродвигателя
Тип электро- двигателя Мощн., кВт Синхро - нная частота враще- ния, об./мин Ток статора,А KПД, % Kоэф. мощно - сти Iпуск./ Iном.  Масса, кг(IM1081/2081)
АИР112MA8 2,2 750 6,16 76,5 0,71 6 43,5
Примечание - номинальная частота вращения электродвигателя 705 об./мин.

4.2.2 Расчет передаточного числа привода

Определим передаточное число привода по формуле:
  (4.2.5)
где n1 – номинальная частота вращения электродвигателя

Полученное значение приводим значению из стандартного ряда передаточных чисел червячных передач (ГОСТ 2144-76).
Принимаем

4.3. Расчет червячной передачи
4.3.1 Выбор материалов червячной пары
По рекомендации [1] для изготовления червяка принимаем Сталь 40ХН ГОСТ 4543* с закалкой поверхности до твердости HRC 48...54
4.3.1.1 Определим скорость скольжения:
Характеристики материала изготовления и свойства червячной передачи определяют исходя из значения скорости скольжения Vs. Скорость скольжения вычисляется по формуле:
  (4.3.1)


Для изготовления венца червячного колеса выбираем материал бронзу марки БрА9ЖЗЛ с отливом в песчаную форму, пределом прочности
[σв] = 395 МПа и пределом текучести [σт] = 195 МПа

4.3.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения:
Для червячного колеса из безоловянной бронзы и стального закаленного, шлифованного червяка определим по формуле:
[H] = 300-25 ×Vs;  (4.3.2)
[H] = 300-253,786 = 205,34 МПа

4.3.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[F] = [F]0 ×YF;  (4.3.3)
где [F]0 - предел выносливости;
YF - коэффициент долговечности при изгибе.

Предел выносливости определяется по формуле:
[F]0 = 0,08в + 0,25т;   (4.3.4)
[F]0 = 0,08395 + 0,25195 = 80,35 МПа.

Эквивалентное число циклов напряжений для зубьев червячного колеса при постоянной нагрузке
NFE = 60n2× ;  (4.3.5)
где, n2 -частота вращения червячного колеса находим из формулы (4.2.5):
n2=n1/u
n2=705/71=9, 9 об/мин
Тогда по формуле (4.3.5) получим:
NFE = 609, 9×20000=10575000=11, 9•106

Коэффициент долговечности при изгибе:

YN = (106/NFE) 1/9;   (4.3.6)
YN = (106/11, 9•106)1/9 = 0, 76

Допустимое напряжение изгиба по формуле (4.3.3) получим:
[F] = 80,350,76 = 61 МПа

Сведём найденные значения механических характеристик материалов червячной передачи в таблицу 4.3.1

Таблица 4 .3.1
Механические характеристики материалов червячной передачи
Элемент передачи Марка материала Термообработка HRC σВ σТ [σ]H [σ]F
  Способ отливки  Н/мм2
Червяк Сталь 40ХН З 48...54 900 750 – –
Колесо БрА9ЖЗЛ П – 395 195 205,34 61

4.3.2 Проектный расчёт червячной передачи

4.3.2.1 Определим число зубьев колеса
Число зубьев колеса определяется по формуле:
z2 = z1u;   (4.3.7)
z2 =1×71 = 71.

4.3.2.2 Определяем межосевое расстояние:
;  (4.3.8)
Коэффициент диаметра червяка, приняв в первом приближении
q/ = 0,25z2;   (4.3.9)
q/ = 0, 2571 =17, 75
Тогда межосевое расстояние

Модуль зацепления определим из формулы:
;    (4.3.10)

Принимаем стандартные значения и q = 20 т.к. первый ряд предпочтительней второго.
Из стандартного ряда (ГОСТ 2144-76) примем значение модуля зацепления m=5.
Коэффициент смещения инструмента:
х = (aw/m) – 0,5(q + z2);   (4.3.11)
х = 225/5-0,5(20+71)=-0,5 мм


4.3.2.3 Вычисляем основные геометрические размеры червяка:
делительный диаметр

d1 = q × m;   (4.3.12)
d1= 205 = 100 мм;
начальный диаметр

dw1 = m × (q + 2x);   (4.3.13)
dw1= 5(20 + 2(-0, 5)) = 95, 0 мм;

диаметр вершин витков

da1 = d1 + 2 × m;   (4.3.14)
da1= 100, 0 + 25 = 110, 0 мм;

диаметр впадин витков

df1 = m ×(q-2, 4);   (4.3.15)
df1=5×(20-2, 4) = 88, 0 мм;

делительный угол подъема линии витков

= arctg(z1/q);   (4.3.16)
= arctg(1/20) = 2,86;

длина нарезаемой части червяка

b1 ≥ (8 + 0,06z2)×m;   (4.3.17)
b1 ≥ (8 + 0, 0671)5 = 61,3 мм.
Округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 = 63 мм.

4.3.2.4 Основные геометрические размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр

d2 = dw2 = m × z2;   (4.3.18)
d2= 571 = 355, 0 мм.
диаметр вершин зубьев

da2 = m × (z2 + 2 +2 x);   (4.3.19)
da2 = 5[71 + 2+2 (-0, 5)] = 360, 0 мм.

наибольший диаметр колеса

daм2 ≤ da2 + 6 × m/ (z1 + 2);   (4.3.20)
daм2 ≤ 360, 0 + 65/ (1 + 2) = 370 мм.

диаметр впадин зубьев

df2 = d2 – 2 m × (1, 2 – x);   (4.3.21)
df2 = 355, 0 – 25(1, 2 – (-0, 5)) = 338, 0 мм.

ширина венца

b2 ≤ 0, 75×da1; (4.3.22)
b2 ≤ 0, 75110 = 82, 5 мм.
Округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 = 80 мм.

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2 = 2arcsin(b2/(da1 – 0,5m));   (4.3.23)
2= 2arcsin(80/(110 – 0,55)) = 96,18.
=48,09.

4.3.3 Проверочный расчёт червячной передачи
4.3.3.1 Проверим контактные напряжения зубьев колеса

;   (4.3.24)

где Т_2 - крутящий момент на колесе;
KH – коэффициент нагрузки;
Причем коэффициент нагрузки определяется из формулы:
К_н=К_в*К_v ;  (4.3.25)
где К_в - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии;
К_v - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.

К_в=1+ (z2/Ө) 3;   (4.3.26)
где - коэффициент деформации червяка
=349 по
Тогда
К_в=1+ (71/349) 3=1,01

Определим фактическую скорость скольжения
;   (4.3.27)
м/с.
По [1, таблица 6.4] выбираем 8-ю степень точности изготовления, согласно которой по [1, таблица 6.9] принимаем К_v=1,2
Тогда коэффициент нагрузки по формуле (4.3.25) составит:
KH=1, 01•1, 2=1, 212
Тогда контактные напряжения зубьев колеса

Определим допускаемые контактные напряжения по формуле (4.3.2):
[H] = 300-253,7 = 207,6 МПа
192,5 МПа <207,6 МПа.
Условие выражения (4.3.24) соблюдено.
4.3.3.2 Определим недогрузку
;  (4.3.28)

Допускается недогрузка не боле 15%
Условие соблюдено.
4.3.4 Проведем проверочный расчет по напряжениям изгиба
;  (4.3.29)

где YF – коэффициент формы зуба,
Ft2 – окружная сила на колесе,
KF=KH – коэффициент нагрузки,
mn – нормальный модуль.

Число зубьев эквивалентного колеса:
Zv = z2/Cos3λ;   (4.3.30)
Zv = 71/Cos32, 86=71, 27
Принимаем YF= 1,37 [1, с.110].
Окружная сила на колесе
Ft2 =2Т2/d2; (4.3.31)
Ft2 =2•1700•103 /355=9577, 5H.
По условию принимаем KF=KH= 1, 212.
Модуль в нормальном сечении зуба
mn=m•Cos;  (4.3.32)
mn=5•Cos2,86=4,99.
Вычислим напряжение изгиба

Допустимое напряжения изгиба определили по формуле (4.3.3)
[F] = 61 МПа
27,21МПа < 61МПа
Условие выражении (4.3.29) выполнено.

4.3.5 Определим коэффициент полезного действия передачи
= tg/tg( + pI);   (4.3.33)
где pI – приведенный угол трения
Примем pI= 122/ по [1, таблица 6.5]

= tg2,86/tg(2,86 + 1,22) = 0,7,

4.3.6 Расчет сил, действующих в зацеплении

Окружная сила на червяке равна осевой силе на червячном колесе:
|Ft1| =|Fa2| =2•T1/d1;   (4.3.34)
где T1 – вращающий момент на червяке.
Определяется по формуле
T1 = T2/ (u•);  (4.3.35)
T1 = 1700/ (71•0, 7) =34, 21 Н•м.
Тогда
|Ft1| =|Fa2| =2•34,21•103/100 = 684,2 Н.
Окружная сила на червячном колесе, равна осевой силе на червяке
|Ft2| =|Fa1| =9577,5 Н определили по формуле (4.3.31)
Радиальная сила на червяке и червячном колесе
|Fr1| =|Fr2| =Ft2•tg20o;   (4.3.36)
|Fr1| =|Fr2| =9577,5•0,364=3485,9 Н.

4.3.7 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А 20,0aw1,7;   (4.3.37)
А= 20,00,2251,7 = 1,58 м2,

где aw – межосевое расстояние червячной передачи, м.
Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

  (4.3.38)

где  – КПД червячной передачи;
P1 – мощность на червяке, кВт;
KT – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2С);
– коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;
t0 = 20 С – температура окружающего воздуха;
[t]раб = 90 С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, С.

tраб = 1000(1 – 0,7)1,78 /(151,58(1 + 0,3)) +20= 37,3 С.
37,3 С < 90 С
Условие соблюдается.
Результаты вычислений сведем в таблицу:
Таблица 4.3.2
Сводная таблица параметров червячной передачи.
Параметр aw, мм m х d, град g, град q Z b, мм d1, мм da, мм df, мм dam, мм
Червяк 225 5  48,09 2,86 20 1 63 100 110 88 -----
Колесо   -0,5  ----- ----- 71 80 355 360 338 370
Червячный редуктор ООО «Подольск- Привод»
1Ч-225-71-56-2-У2С

4.4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Подшипники выбираются с учетом многих факторов работы редуктора. Для упрощения выбора примем, что обычно для червячных передач рекомендуется выбирать роликовые конические однорядные подшипники ГОСТ 27365-87. Типоразмер подшипника диктуется диаметром его внутреннего кольца, который равен диаметру вала, на который садится подшипник.

Быстроходный вал (вал-червяк):

d1 = (0, 8...1, 2)dдв;   (3.4.1)
где dдв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм
d1 = (0, 8...1, 2)dдв= (0,8...1,2)32 = 25,6...38,4 мм,
Из полученного интервала принимаем стандартное значение d1 = 35 мм
диаметр посадочный под подшипник
dп = d1 + 2t;   (3.4.2)
где, t – глубина паза в ступице по [1, приложение 6]

dп = 35 + 23,3 = 41,6 мм, принимаем dп = 45 мм
Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники средней серии: подшипник 1027309A ГОСТ 27365-87.

Рисунок 3.2 -Основные размеры подшипников червячного вала.

Расстояние между опорами вала:
l1≈ dам2= 370 мм.

длина ступени под полумуфту:

l1 = (1, 0...1, 5)d1;   (4.4.2)
l1 = (1, 0...1, 5)d1 = (1,0...1,5)35 = 35...52,5 мм
принимаем l1 = 50 мм.
Для выхода режущего инструмента, при нарезании витков червяка, участки вала, прилегающие к нарезке примем <d_f1.
d2 = dп + 3,2r;   (4.4.3)
где, r – радиус скругления подшипника по [1, приложение 24]
d2= 45 + 3,22,0 = 51,4 мм, принимаем d3 = 53 мм.
Положение точки опоры вала:

a=0.5*(T+(D+d)/3*e);   (4.4.4)

где: Т – ширина подшипника;
D – диаметр наружного кольца подшипника;
d – диаметр внутреннего кольца подшипника;
е – коэффициент влияния осевого нагружения по [1, приложение 24]
е = 0,83
Тогда
а = 0,5•(27,25+(100+45)•0,83/3)=33,7 мм.

Таблица 4.4.1
Геометрические размеры ведущего вала»
Параметр d_1, мм d_a1,мм d_f1,мм b_1,мм d_в1, мм d_п1,мм
Значение 100 110 88 63 95 35



Рисунок 4.3 - Ведущий вал.

Тихоходный вал (вал колеса):

;  (4.4.6)

где: [τ]к =15...20 МПа – допускаемое напряжение кручения, для получения значения диаметра вала возьмем нижнюю границу значений

d1 = (1700103/ (0, 220))1/3 = 75, 18 мм, принимаем d1 = 75 мм

длина ступени под полумуфту:
l1 = (1, 0...1, 5)75 = (1,0...1,5)75 = 75...112,5 мм
принимаем l1 = 100 мм.

диаметр посадочный под подшипник по формуле (4.4.2):
dп = 75 + 24,9 = 84,8 мм, принимаем dп = 85 мм.

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники средней серии: подшипник 1027317A ГОСТ 27365-87.

Рисунок 4.4 -Основные размеры подшипников вала колеса.
Определим размеры ведомого вала:
длина вала под ступицу колеса
lст = (1,2...1,8)•b2;   (4.4.7)
lст = 1,6•80=128мм.
принимаем lст = 130 мм.
диаметр для упора подшипника по формуле (4.3)
d2= 85 + 3,24,0 = 97,8 мм, принимаем d2 = 100 мм
диаметр под посадку колеса:
dk = d2 + 10;   (4.4.8)
dk = 100 + 10= 110 мм;
расстояние от ступицы колеса до кольца подшипника – 15 мм.;
положение точки опоры вала:
а = 0,5•(44,5+(180+85)•0,83/3)=58,91 мм


Рисунок 4.5 -Ведомый вал

После уточнения размера валов возможно приступить к расчетам.


Рисунок 4.6 - Расчетная схема передачи

Левую опору, воспринимающую осевую нагрузку Fa обозначим цифрой «1», правую – цифрой «2».
Рассмотрим плоскость X0Z.

R_x1=R_x2=F_t1/2=704/2=352 (Н).  (4.4.9)


Рассмотрим плоскость Y0Z.
составим уравнение моментов относительно точки «2»:

∑▒M_2 =0; -R_y1*l+F_r1*l/2+F_a1*d_1/2=0;   (4.4.10)
R_y1=(F_r1*l/2+F_a1*d_1/2)/l=(850*184/2+2334*50/2)/184≅742 (Н).

∑▒M_1 =0; R_y2*l-F_r1*l/2+F_a1*d_1/2=0;  (4.4.11)
R_y2=(F_r1*l/2-F_a1*d_1/2)/l=(850*184/2+2334*50/2)/184≅108 (Н).


 (4.8.7)
 (4.8.8)

0=0.

Суммарные радиальные нагрузки, действующие на подшипники:

F_k1=2.5*√(2&T_1 ),при 10<Т≤250 (Н*м)  (4.4.12)

R_ri=√(2&〖R_xi〗^2+〖R_yi〗^2 ) +F_k;  (4.4.13)



Для ведомого вала правую опору, воспринимающую осевую нагрузку Fa обозначим цифрой «4», левую – цифрой «3».
Рассмотрим плоскость X0Z.

R_z3=R_z4=F_t2/2=2334/2=1167 (Н);

Рассмотрим плоскость Y0Z.
∑▒M_3 =0; R_y4*l+F_r2*l/2-F_a2*d_2/2=0;  (4.4.14)
R_y3=(F_r2*l/2+F_a2*d_1/2)/l=(850*110/2+704*202/2)/110≅1071 (Н)


∑▒M_4 =0; R_y3*l-F_r2*l/2-F_a2*d_2/2=0;  (4.4.15)
R_y4=(〖-F〗_r2*l/2+F_a2*d_1/2)/l=(-850*110/2+704*202/2)/110≅221 (Н);


Суммарные радиальные нагрузки, действующие на подшипники ведомого вала:







После нахождения реакций опор построим эпюры моментов:

F_kx1=F_ky1=F_k1*cos〖〖45〗^0 〗≅8 (Н);  (4.4.16)
Fkx1=Fky1=14,62•Cos45o=10,34H;


Mk1=14,62•0,084=1,23 H•м.
Участок 1-1: 0 ≤ z ≤ 0,084;
My(z) = –Fky∙z; My(0) = 0 Н∙м; Mx(0,084) = – 10,34•0,084 =– 0,9 Н∙м.
Mx(z) = Fkx∙z; Mx(0) = 0 Н∙м; Mx(0,084) = -10,34∙0,084 = 0,9 Н∙м.
T = 34, 21 Н∙м на всем участке
Участок 2-2: 0 ≤ z ≤ 0,146;
Mx(z) = Fkx∙(0,084+z)+ Rx1∙z;
Mx(0) = 0,9 Н∙м;
Mx(0,146) = 10,34•(0,084+0,146) +342,1•0,146 = 52,3 Н∙м.
My(z) = –Fky∙(0,084+z) – Ry1∙z;
My(0) = – 0,9 Н∙м;
My(0,146) =–10,34•(0,084+0,146)-3382,9•0,146= –496,3 Н∙м
T = 34, 21 Н∙м на всем участке.
Участок 3-3: 0 ≤ z ≤ 0,146;
Mx(z) = Fkx∙(0,084 + 0,146 + z) + Rх1∙(0,146 + z) - Ft1∙z;
Mx(0) = 10,34∙0,23 + 342,1∙0,146 = 52,3 Н∙м;
Mx(0,146) = 10,34∙0,376 + 342,1∙0,292 – 684,2•0,146= 3,89 Н∙м.
14,62∙0,376 + 342,1∙0,292 – 684,2•0,146
My(z) = –Fky∙(0,084 + 0,146 + z) – Ry1∙(0,146 + z) + Fa1∙d1/2 + Fr1∙z;
My(0) = –10,34∙(0,084 + 0,146) – 3382,9∙(0,146) + 9577,5∙0,1/2 =–17,41 Н∙м;
My(0,146) = –10,34∙(0,084 + 0,146+0,146) – 3382,9∙(0,146+0,146) + 9577,5∙0,1/2 +3485,9•0,146= –3,88 Н∙м.
T = 0 Н∙м на всем участке.

рисунок 11 «моменты ведущего вала»

4.5 Выбор соединительных муфт
Из полученных параметров подберем тип упругой муфты.


Рисунок 4.7 - Муфта упругая.
Таблица 4.5.1
Муфта упругая
Тип max d вала, мм. L, мм. Е, мм. А, мм. С, мм М, мм. D, мм. вес, кг. Т, Н*м
F60 42 25 42 165 125 16,5 103 2 24

Муфта зубчатая, ГОСТ Р 50895-96, используется для постоянного соединения соосных валов и для одновременной компенсации их незначительных угловых и радиальных смещений


Рисунок 4.8 -Муфта зубчатая.

Параметры выбранной муфты приведены в таблице 4.5.2.
Таблица 4.5.2
Муфта зубчатая
Обозначение Крутящий момент max, Н*м D, мм. D2, мм d, мм. L, мм.
МЗ-5 8000 290 130 50...90 235

4.6. Проверочный расчет шпонок
4.6.1 Быстроходный вал
Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 108, длина 28 мм, диаметр вала d = 35 мм.
Определяем напряжение смятия

;  (4.6.1)

где T – передаваемый момент, Н∙м;
d – диаметр вала, мм;
lp – рабочая длина шпонки, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза, мм. См. [1, приложение 6]
Причем
lp=lш-b;   (4.6.2)
где, lш – длина шпонки, мм;
b – ширина шпонки, мм.
lp=28-10=18 мм
Тогда
см = 2∙103∙34, 21 /(35∙18∙(8 – 5)) = 36,2 МПа.
Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.

4.6.2 Тихоходный вал

Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 2514, длина 100 мм, диаметр вала d = 110 мм.
рабочая длина шпонки:
lp= 100-20=80 мм

Определяем напряжение смятия по формуле (4.6.1)

см = 2∙103∙1700/(110∙80∙(14 – 9)) = 77,27 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.

4.7 Выбор шлицевого соединения привода и тележки

4.7.1 Исходные данные для расчета

Передаваемый момент T=1700 Н∙м;
Диаметр тихоходного вала d = 75 мм. Определили по формуле (3.4.6);
Рабочая высота зубьев h – 12 мм как у шпонки под червячное колесо.
Выберем прямобочное соединение с центрированием по боковым граня. Т.к. в нашем случаи предъявляются пониженное требование к соосности вала и ступицы ударные нагрузки (при включении и выключении).

4.7.2 Проверим условие напряжения смятия

;  (4.7.1)
где, dm – средний диаметр соединения, мм;
l – рабочая длина соединения, мм;
h – рабочая высота зубьев, мм;
z – число зубьев по [1, приложение 8];
[]см – допустимое напряжение смятия, МПа.
По [1, с. 160] принимаем []см=20 МПа.

Причем средний диаметр для прямобочного соединения определяется:

dm=(D+d)/2;    (4.7.2)

dm=(72+78)/2=75мм.

Рабочая длина соединения

l ≤ (1...1,5)•d;   (4.7.3)

l ≤ (1...1,5)•75=75...112,5
Принимаем l =100мм.

Тогда


3,7 МПа < 20 МПа
Условие соблюдается.