3 часть. 3 Расчет зубчатых колес редуктора. Исходных данных для расчета зубчатых колес редуктора принимаем из кинематического расчета привода следующим образом

• Название: 3 Расчет зубчатых колес редуктора. Исходных данных для расчета зубчатых колес редуктора принимаем из кинематического расчета привода следующим образом
• Дата: 23.06.2022
• Размер: 61.9 Kb.
• Имя файла: 3 часть.docx
• Тип: Документы; #611422

3.1. Расчет зубчатых колес редуктора.

Исходных данных для расчета зубчатых колес редуктора принимаем из кинематического расчета привода следующим образом:





об/мин

­



Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механи­ческими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3); для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка -улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения [формула (3.9)]

где _{Н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов

По табл. 3.2 гл.  для углеродистых сталей с твер­достью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической об­работкой (улучшением)
_{Н lim b}= 2 НВ + 70
К_HL— коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL= 1; коэффициент безопасности S_H = 1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. .

[_н] = 0,45 ([_н1] + [_н2]);

для шестерни
для колеса

427 МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[_н] = 0,45 (482 + 427) = 410 МПа.
Требуемое условие [_н]  1,23 [_н2] выполнено.

Коэффициент К_Н, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше реко­мендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную дефор­мацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Прини­маем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III


где для косозубых колес К_а= 43, а передаточное число нашего редуктора и = и_р = 3,15.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 160 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

т_п= (0,01  0,02) a_w= (0,01  0,02) 140 = 2,4 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 — 60* т_п = 2,4 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев  = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу (3.16):

Принимаем z₁ = 31; тогда z₂ = z₁и = 31 5 = 97.

Уточненное значение утла наклона зубьев
=0,96
β=16˚15`

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

мм


Проверка:
диаметры вершин зубьев:



мм
ширина колеса b₂= _baa_w = 0,4 ^. 160 = 64 мм:

ширина шестерни b₁= b₂ + 5 мм = 69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи
м/с.
При тaкой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

K_H=K_HβK_HαK_Hv.
Значения К_нданы в табл. 3.5; при _bd = 0,89 твердости НВ  350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_н1,11.

По табл. 3.4 гл. III при v= 1,88 м/с и 8-й степени точ­ности К_{Н } 1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v  5 м/с имеем К_{Н v} = 1,0. Таким образом, К_Н= 1,155 х 1,08 х 1,0 = 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6):
Мпа < .

Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8,4) гл. VIII]:
Окружная

радиальная H;
осевая F_a = F_t tg = 2715 tg 16° = 778 H.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25):


Здесь коэффициент нагрузки К_F= К_FК_Fv. По табл. 3.7. при _bd = 0,89, твердости НВ  350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F = 1,33. По табл. 3.8 К_Fv = 1,3. Таким образом, коэффициент K_f= 1,33 ^. 1,3 = 1,73; Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v[см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:
у шестерни
у колеса

Допускаемое напряжение по формуле (3.24)

По табл. 3.9. для стали 45 улучшенной при твердости НВ  350 ⁰_{Flim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни ⁰_{Flim b} = 1,8 ^. 200 = 360 МПа. S_F = S_F S_F - коэффициент безопасности см. пояснения к формуле (3.24), где S_F = 1,75 (по табл. 3.9), S_F = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, S_F = 1,75.

Долпускаемые напряжения
для шестерни МПа
для колеса МПа
Находим отношения
для шестерни
для колеса
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для котоорого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_ и K_F см. гл. , пояснения к формуле (3.25):






для средних значений коэффициента торцового перекрытия _ = 1,5 и 8-й степени точности K_F = 0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25):


Условие прочности выполнено.

III. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжения [_к] = 20 МПа по формуле. (8.16) гл. VIII



Принимаем =35мм, =40мм (308 подшипник)
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электро­двигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Иногда принимают d_в1 =d_дв. Некоторые муфты, например УВП (см. гл. XI), могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя (см. табл. П2) диаметр вала может быть 42 или 48 мм.Примем d_дв= 40 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 срасточками полумуфт под d_дв = 40 мм и d_в1 = 35 мм. Примем под подшипни­ками d_п1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом. Иногда вал электродвигателя не соединяется не­посредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача.

Ведомый вал. Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [_к] = 20 МПа.

Диаметр выходного конца вала


Принимаем =45 мм, мм (310 подшипник) мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16)]: d_в2 = 45 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_в2 = 45 мм, под зубчатым колесом d_в2 = 50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя нз конструктивных соображений при компоновке редуктора.
IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 10.6. а); ее размеры определены выше: d₁ = 77,5 мм; d_a1 = 82,3 мм; b₁ = 64 мм.

Колесо кованое (см. гл. X, рис. 10.2,а и табл. 10.1): d₂= 243,3 мм: d_а2 = 247,3 мм; b₂= 69 мм

Диаметр ступицы d_ст = l,6 d_к2 = 1,6 ^. 55 = 88 мм; длина сту­пицы l_ст = = (1,21,5) d_к2 = (1,2  1,5) ^. 55 = 74 мм, принимаем l_ст = 80 мм.

Толщина oбода _о = (2,54) т_п= (2,54) ^. 2,4 = 6, принимаем _о = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3 b₂ = 0,3 ^. 69 = 20,7 мм.
V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

(см. рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)
Толщина стенок корпуса и крышки: = 0,025а + 1 = 0,025  160 + 1 =4 мм, принимаем  = 8 мм: ₁ = 0,02а + 1 = 0,02  160 + 1=4,2 мм, принимаем ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса к крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1,5 = 1,5  8 = 12 мм; b₁= 1,5₁ = 1,5  8 = 12 мм
нижнего пояса корпуса
р = 2,35 = 2,35  8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.
Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,030,036)а + 12 = (0,030,36) 160 + 12 = 17,6 мм; принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7  0,75)d₁ = (0,7  0,75) 22,23 = 15 мм; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющий крышку с корпусом d₃ = (0,50,6) d₁ = (0,5  0,6) 22,23 = 12 мм; принимаем болты с резьбой M12.
VI. Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (см. гл. VII. табл. 7.15).

Вращающий момент на ведущей звездочке
Т₃ = Т₂ = 315,09  10³ Н^.мм
Передаточное число было принято ранее
и_ц = 3,15
Число зубьев: ведущей звездочки [см. с. 148]
z₃ = 31 - 2 и_ц = 31 – 2 ^. 3,15  25;
ведомой звездочки
z₄ = z₃ и_ц = 25 ^. 3,15 = 79
Принимаем

z₃ = 25 и z₄ = 79.
Тогда фактическое



Отклонение


Расчетный коэффициент нагрузки см. гл. VII, формулу (7.38) и пояснения к ней.

К_э = k_дk_аk_нk_рk_смk_п = 1  1  1  1  1,25  1  1 = 1,25,
где k_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); k_а = 1 учитывает влияние межосевого расстояния k_а = 1 при а_ц  (3060)t; k_н = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (k_н = 1, если этот угол не превышает 60^о; в данном примере  = 45^о, см. рис. 12.1); k_р учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р = 1,25 при периодическом регилировании натяжения цепи; k_см = 1 при непрерывной смазке; k_п учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k_п = 1.

Для определения шага цепи по формуле (7.38) гл. VII надо знать допускаемое давление р в шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление р задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38) величиной р следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения
Среднее значение допускаемого давления при п  200 об/мин р = 20 МПа.

Шаг однорядной цепи (т = 1)


Подбираем по табл. 7.15. цепь ПР-31, 75-88, 50 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 38,1 мм; разрушающую нагрузку Q  127 кН; массу q = 5,5 кг/м; А_оп = 394 мм².

Скорость цепи

7,38 м/с

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39)
МПа
Уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление [р] = 14 [1 + 0,01 (z₃ - 17)] = = 14 [1 + 0,0,1 (25 - 17)] = 20,52 МПа. Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 22 МПа — табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при п = 200 об/мин и t = 38,1 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36)


;

.
;

a=40t;


Тогда

.

Округляем до четного числа L_t= 134

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по фор­муле (7.37)
мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возмож­ность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1562  0,004  6 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [см. формулу (7.34)]




Определяем диаметры наружных окружностей звездочек [см. формулу (7.35)]

мм;

мм;

где d₁ = 22,23 mm — диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15);
Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц = 2075 Н — определена выше;

от центробежных сил F_v = qv² = 5,5 2,27²  28 Н, где q — = 5,5 кг/м по табл. 7.15;

от провисания F_f = 9,81 k_fqa_ц = 9,81 1,5 5,5 1,562 = 126,41 Н, где k_f = 1,5 при угле наклона передачи 45°.

Расчетная нагрузка на валы
F_B = F_tц + 2F_f = 2075 + 2 126,41 = 2327 Н.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [по форму­ле (7.40)]


Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]  9,8 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s] выпол­нено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки d_ст= 1,6 ^. 55 = 88 мм; l_ст = (1,21,6) 55 = 6688 мм; принимаем l_ст = 85 мм;

толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 25,4 23,622 мм, где В_вн — расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15).

Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.
VII. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валок при снятой крышке редуктора; жела­тельный масштаб 1 : 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной сто­роне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии a_w= 160 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде пря­моугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом под­шипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 40 мм и d_п2 = 60 мм (см. рис. 12.3 и 12.5).

По табл. ПЗ имеем:

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм			С	С0
308 310	40 50	90 110	23 27	41,0 65,8	22,4 36
П р и м е ч а н и е. Наружный диаметр подшипника D = 90 мм оказался больше даиемтра окружности вершин зубьев da1 = 77,5 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвра­щения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания плас­тичного смазочного материала жидким маслом из зоны за­цепления устанавливают мазеудерживающие кольца (см. гл. IX, рис. 9.47). Их ширина определяет размер у = 812 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁= 65,821 мм и на ведомом l₂ = 67,6 мм.

Примем окончательно l₁ = l₂ = 67,6 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г  1,5В; для подшипника 310 В = 27 мм; l_г = 1,5  27 = 40,5 мм; примем l_г = 40,5 мм.

Толщину фланца  крышки подшипника принимают при­мерно равной диаметру d_o отверстия; в этом фланце  = 14 мм. Высоту головки болта примем 0,7d_б = 0,7  14 = 9,6 мм. Устанавливаем зазор между головкой бол­та и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l= t+ 5 = 38,1 + 5 = 43,1 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃= 65,78 мм, опреде­ляющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃ = 66 мм.
VIII. Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем F_t= 2715 Н, F_r= 1675 Н и F_а = 778 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 67,6 мм.

Реакции опор:

в плоскости хz

H;

в плоскости уz

H;

H;
Проверка: R_y1 + R₂ – F_r= 1060 + 614 – 1675 = 1

Cуммарные реакции
H;

H;

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (см. прило­жение, табл. ПЗ): d=40мм; D = 90 мм: В = 23 мм; С = 41,0 кН и С₀ = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)


в которой радиальная нагрузка Р_r1= 1722 Н: осевая нагрузка Р_a = F_a= 778 Н; V= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэф­фициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1 (см. табл. 9.19); К_Т = 1 (см. табл. 9.20).

Отношение этой величине (по табл. 9.18. соответствует е = 0,26.
Отношение Х = 0,56 и Y= 1,88.
H.
Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч


что больше установленных ГОСТ 16162 — 85

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий :
F_t= 2715 Н, F_r= 1675 Н и F_а = 778 Н;
Нагрузка на вал от цепной передачи F_в = 6998 Н. Составляющие этой нагрузки

H.
Из первого этапа компоновки l₂ = 67,6 мм и l₃=86.39 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

H

H
Проверка R_x3 + R_x4 – (F_t+ F_вх ) = 425 + 3764 – (2715 + 1470) = 0

в плоскости yz

H

H;


Проверка R_у3 + F_ву – (F_r+ R_у4) = 1080 + 1470 – (1675 + 875) = 0.

Суммарные реакции

H;

H;
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии (см. табл. ПЗ):

d = 50 мм; D = 110 мм; В = 27 мм; С = 65,8 кН и С₀ = 36,0 кН.
Отношение этой величине (по табл. 9.18) соответст-
вует е  0,20 (получаем, интерполируя).
Отношение следовательно, X= 1, Y = 0. Поэтому
Р_э = P_r4VK_бK_Т= 3865 1  1,2  1 = 4638 Н.

(Примем К_б = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч


здесь п = 465,07 об/мин -частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ве­дущего вала 308 имеют ресурс L_h  60 ^. 10³ ч, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс L_h 100 ^. 10³ ч.
IX. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным раз­мерам, найденным ранее (см. п. IV). Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающне кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1—2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец.
Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники ( 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной  1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свиде­тельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотне­ния манжетного типа широко используют как при пластич­ных, так и при жидких смазочных материалах (см. §9.5);

г) переход вала  40 к присоединительному концу  32 мм
выполняют на расстоянии 10—15 мм от торца крышки под­шипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала  32 мм определя­ется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и уста­новку распорной втулки — с другой; место перехода вала от  65 мм к  60 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!).

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники*;

в) вычерчиваем мазеудержнвающие кольца, крышки под­шипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l₃ и вычерчиваем звездочку цеп­ной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступил за пределы редук­тора на большую длину.

Переход от 60 мм к 55 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). Это кольцо — между внутренним кольцом подшипника и ступи­цей звездочки — не допускает касания ступипы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется па валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним иди двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призма­тические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вы­черчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых ко­лес и звездочки относительно опор. При значительном изме­нении этих расстояний уточняем реакции опор




* Если нет особых указаний, то можно располагать оси подшипников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии.

и вновь про­веряем долговечность подшипников.
X. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360— 78 (см. табл. 8.9).

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см] = 100120 МПа, при чугунной [_см] = 5070 МПа.

Ведущий в а л : d = 35 мм ; bх h = 10 х 8 мм ; t₁ = 5 мм ; длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, см. табл. 11.5); момент на ведущем валу Т₁ = 105,23 ^. 10³ Н^.мм;


(материал полумуфт МУВП — чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал.

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездоч­кой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 45 мм; bx h= 16 х 10 мм; t_l= 6 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездоч­ки 85 мм); момент Т₃ = 315,09 ^. 10³ Н^.мм;

(обычно звездочки изготовляют из термообработаниых угле­родистых или легировачных сталей). Условие _см < [_см] вы­полнено.