Быстроходный вал(червяк)

СОДЕРЖАНИЕ

Введение 5

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6

II. Выбор марки материала, назначение химико-термической

обработки зубьев; определение допускаемых напряжений 7

III. Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеплении 8

IV. Проверка прочности и жесткости червяка 10

V. Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость 12

VI. Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры

червячной пары 13

VII. Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора 15

VIII. Проверка прочности вала червячного колеса 18

IX. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений 20

Х. Подбор подшипников 21

ХI. Тепловой расчет редуктора 24

ХII. Посадка деталей и сборочных единиц редуктора 25

ХIII. Смазка зацепления и подшипников 26

Заключение 27

Литература 28

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

1.Вычерчиваем на отдельном чертеже кинематическую схему проектируемого редуктора, соединенного с электродвигателем.

На этой схеме: 1-червячный редуктор; 2-электродвигатель; 3-упругая муфта.

2. Назначаем передаточное число и находим частоту вращения быстроходного вала. Учитывая исходные данные, стандартный ряд передаточных чисел, принимаем и=i=16. Тогда n₁= i n₂=16*85=1360 мин^-1.

3. Выбираем число витков червяка и определяем КПД. Табл. П37[1] при и=14…20 рекомендует число витков червяка z₁=(3)…2, принимаем z₁=2 при и=16. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: червячной передачи и двух пар подшипников. Для червячной передачи при z₁=2 η₁=0.75…0.82, а для пары подшипников качения η₂=0.99. Принимая η₁=0.80, ориентировочно получаем: η= η₁*η²₂=0.99²* 0.8=0.79.

4.Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:

Р₁=Р₂/ η=2.6/0.79=3.3 кВт.

5. Выбираем электродвигатель. По таблице П61 [1] при Р₁=3.5 кВт, n₁=1360 мин^-1 принимаем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа 4А100L4У3 в закрытом обдуваемом исполнении, для которого n₁= n_э=1440 об/мин—расчетная частота вращения; Номинальная мощность электродвигателя Р_э=4.0 кВт> Р₁, угловая скорость вала ротора быстроходного вала: ω₁=ω_э=πn/30= π*1440/30=150 рад/с.

II. Выбор материала червяка , венца червячного колеса и определение допускаемых напряжений.

1. Для червяка назначаем нормализованную сталь С45 с поверхностной закалкой токами высокой частоты (ТВЧ) до твердости >НRC45 и последующей шлифовкой витков червяка. По табл.П3[1] предел прочности для стали 45 (нормализация) при d<100 мм σ_В^/=589 МПа.

Предел выносливости и коэффициенты в формуле:

σ_-1=0.43σ^/_в=0.43*589=253,27 МПа. [n]=1,3…3, К_σ=1.2…2.5, k_ри=1.

Принимая [n]=2,5, К_σ=2.4; k_ри=1, находим допускаемое напряжение изгиба для вала-червяка при симметричном цикле напряжений:

[σ_и]_-1= σ_-1/([n]К_σ] k_ри=[253.27/2.5*2.4]1=42.2 МПа

2. По табл. П38[1], принимая для венца червячного колеса безоловянную бронзу марки АЖ9-4, отливка в землю, получаем:

σ_В^//=400 МПа; (σ^II_FР)_-1=0.16 σ_В^//=0.16*400=64 МПа.

Скорость скольжения червяка: v_s=(0.02…0.05)ω₁=(0.02…0.05)150=(3…7.5) м/с.

Ориентировочно принимая v_s=5 м/с, находим допускаемое контактное напряжение для зубьев червячного колеса (табл.П38[1]):

σ_НР=295-25 v_s=295-25*5=170 МПа.

III. Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеплении.

1. Определяем число зубьев червячного колеса и значение коэффициента диаметра червяка: z₂= и z₁=2*16=32; q=8…12.5, принимаем q=10.

2. 2.Уточняем значение частоты вращения и определяем вращающий момент на тихоходном валу редуктора: n₂= n₁/ и=1440/16=90 мин^-1, что незначительно превышает заданное значение.

3. Т₂=9.55Р₂/ n₂=9.55*2.6*10³/90=276 Н*м.

4. 3.Вычисляем межосевое расстояние:

5. а_w>(q+ z₂)³√(184*10³/ z₂ σ_НР)²*Т/q =(32+10) ³√(184*10³/ 32*170*10⁶)²*276/10=136 мм.

6. Принимаем а_w=140 мм.

7. 4.Находим расчетный модуль: m= 2а_w/( q+ z₂)=2*140/( 32+ 10)=6.7 мм. Принимаем стандартное значение m= 7 мм (табл.П33[1]).

8.

9. 5. Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:

10. d₁= m q =7*10=70 мм; d₂= m z₂=7*32=224 мм

11. d_а1= d₁+2m=70+2*7=84 мм; d_а2= d₂+2m=224+2*7=238 мм;

12. d_f1= d₁-2.4 m=70-2.4*7=53.2 мм. d_f2= d₂-2.4m=238-2.4*7=221.2 мм.

13.

14. 6. Уточняем межосевое расстояние: а_w =( d₁+ d₂)/2=( 70+224)/2=147 мм.

15. Принимаем а_w=150 мм.

16. 7.Определяем ширину венца и наибольший диаметр червячного колеса: b₂<0.75 d_а1=0.75*84=63 мм, принимаем b₂=63 мм;

17. d_ам2< d_а2+1.5m=238+1.5*7=249 мм, принимаем d_ам2=250 мм

18. Итак, принимаем b₂=63 мм , d_ам2=250 мм для червячного колеса.

19. 8. Уточняем скорость скольжения червяка, допускаемое контактное напряжение, КПД редуктора и мощность на его быстроходном валу (червяке); назначаем степень точности передачи:

20. v_s= (mω₁√q²+z₁²=(7*150√10²+2²)/2*10³=5.35 м/с;

21. σ_НР=295-25 v_s=295-25*5.35=161 МПа.

22. По табл. П34[1] с учетом примечания 2 получаем:

^23. ρ^/=1.4 ρ^/_табл=1.4*1°25^/=1^°59^/

24. По табл.П36[1] при z=2, q=10 угол подъема витка червяка γ=11°19^/.

25. Вычисляем КПД редуктора: η=0.95*tgγ/ tg(γ+ρ^/)=0.95*tg11°19^// tg(11°19^/+1^°59^/)=0.806.

26. Мощность и вращающий момент на червяке: Р₁= Р_2/η=2.6/0.806=3.22 кВт<Р_э=4.0 кВт.

27. Т₁=9.55Р₁/n₁=9.55*3.22*10³/1440=21 Н*м.

28. По табл. П2 [1] принимаем 8-ю степень точности.

29. 9.Определяем силы, действующие в зацеплении.

30. -Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

31. F_t2= F_а1=2Т₂/ d₂=2*276/(224* 10^-3)=2.46*10³ Н=2,46 кН.

32. -Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

33. F_t1= F_а2= F_t2*tg(γ+ρ^/)= F_t2*tg(11^°19^/+1^°59^/)=2.46*10³*0.236=580 Н;

34. -Радиальная (распорная) сила: F_r= F_t2tgα= F_t2tg20^°=2.46*10³*0.364=895 Н.

35.

IV. Проверка прочности и жесткости червяка.

Чтобы повысить прочность и жесткость и снизить производственные затраты, червяк изготовляем вместе с валом, причем расстояние между центрами подшипников вала-червяка ориентировочно принимаем равным наибольшему диаметру червячного колеса d_ам2=260 мм. Принимая точки приложения реакций примерно на уровне внутренних торцов подшипников, ориентировочно получаем: 2а₁= d_ам2-20…40 мм=250-20…40 мм.

Принимаем 2а₁=230 мм и а₁=115 мм.

1.Вычерчиваем схему нагружения червяка (рис.1) и определяем реакции опор в вертикальной плоскости уОz от сил F_а1 и F_r:

ΣМ_А= -F_rа₁- F_а10.5d₁+Y_в*2а₁=0;

Y_в=( F_rа₁+ F_а10.5d₁)/2а₁=895/2+2460*70/4*115=447.5+374=822 Н;

ΣМ_В=- Y_А2а₁- F_а10.5d₁+ F_rа₁=0;

Y_А=(F_r/2)- F_аd₁/(4а₁)=448-374=74 Н.

2. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы F_t1:

Х_А=Х_В=0.5F_t1=0.5*580=290 Н.

3.Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях А,С и В;

--в плоскости yOz: М_А=М_В=0. М_С^лев= Y_Аа₁=74*0.115=8.5 Н

М_С^прав= Y_ва₁=822*0.115=94.5 Н*м; (М_{Fr, Fа})_max=94.5 Н*м;

--в плоскости xOz: М_А=М_В=0; М_С= X_Аа₁=290*0.115=33.4 Н*м;

М _Ft=33.4 Н*м.

4. Крутящий момент Т₁=21 Н*м

Далее, строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.1).

5. Вычисляем наибольшие напряжения изгиба для опасного сечения С: суммарный изгибающий момент:

М_сум=М_и=√(М_FrFа)²+М _Ft²=√94.5²+33.4²=100 Н*м.

Следовательно, σ_и=М_и/W_x=32 М_и/πd_f1³=32*100/π*(53.2*10^-3)³=7.0*10⁶ Па=

7.0 МПа.

6. Определяем напряжение сжатия от силы F_а1 в сечении С:

σ_с= F_а1/S_c=4F_а1/ πd_f1²=4*2460/ π*(53.2*10^-3)²=1.11*10⁶ Па.

7. Находим напряжение кручения в сечении С:

τ_к=Т/ W_р=16Т₁/π d_f1³=16*21/π *(53.2*10^-3)³=0.71*10⁶ Па=0.71 МПа.

8. По III теории прочности определяем эквивалентное напряжение и сравниваем его значение с допускаемым:

σ_эIII=√ (σ_и+ σ_с)²+4τ_к² =√(7.0+1.11)²+4*0.71²=8.0 МПа, что значительно меньше [σ_и]_-1=42.2 МПа.

9. Проверяем червяк на жесткость. Сила, изгибающая червяк: F=√ F_t1²+ F_r=√580²+895²=1067 Н.

Расстояние между точками приложения реакций l=2a₁=230 мм.

Допускаемый прогиб червяка [f]=(0.005…0.01)m=(0.005…0.01)7=0.035…0.07 мм.

Наименьший осевой момент инерции поперечного сечения С червяка:

J_x= π d_f1⁴/64= π(53.2*10^-3)⁴/64=21.3*10^-8 м⁴

Прогиб червяка при а=b=0.5 l; Е=2*10¹¹ Па (см. табл.П2[1]).

f=(Fа² b²)/3ЕJ_x l=F l³/48 ЕJ_x=1067(230*10^-3)³/(48*2*10¹¹ *21.3*10^-8)=6.0*10^-6 м, что значительно меньше [f].

V. Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость.

1. Определяем коэффициенты, входящие в формулу: К_β=1 при постоянной нагрузке; К_v=1.35 (см. табл.П35[1]).

Коэффициент нагрузки К_Н=К_β К_v =1.35*1=1.35*Z_м=225*10³ Па^1/2 для стали—бронзы (см. табл.П22[1]). К_δ=δ/(85°cosγ)=98°/(85°cos11^°19^/)=1.17, где δ=2аrcsinb₂/( d₁+1.5m)= 2аrcsin63/( 70+1.5*7)=98^°.

Вычисляем расчетные (рабочие) напряжения:

σ_Н=Z_М√ К_НF_t2/ d₁d₂К_δ=225*10³√(1.35*2460)/(70*224*10^-6*1.17)=100*10⁶ Па< σ_НР.

2.Вычисляем эквивалентное число зубьев:

z_v=z₂/ cos³γ= z₂/ cos³11^°19^/=32/0.942=34.5;

По табл.П27[1] при z_v=34.5, интерполируя, определяем коэффициент формы зуба Y_F=1,525. Следовательно

σ_F= Y_FК_FF_t2/ qК_δm²=(1,525*1,35*2460)/10*1.17*(7*10^-3)²=

=12*10⁶ Па< (σ^//_FР)_-1=64 МПа.

VI. Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары.

Тихоходный вал.

Ориентировочный расчет выходного конца тихоходного вала редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям; принимаем τ_К= Т/ W_р=16Т₂/π d³< [τ_К].

Получаем d>³√16Т₂/ (π[τ_К])= ³√16*276/(π*25*10⁶)=3.96*10^-2 м.

Согласуя с рядом R_a40, принимаем: диаметр выходного конца вала d_в2=40 мм; диаметр вала под уплотнение d^I₂=44 мм; диаметр вала под подшипник d^II₂=45 мм.

Диаметр вала под ступицу червячного колеса d^III₂ = 50 мм; диаметр опорного бурта мм для торца ступицы червячного колеса и наружный диаметр распорного кольца d^IV₂ = 55 мм ( см.табл. П63 [1]).

Диаметр ступицы червячного колеса D_ст=1.6d^III₂ = 1.6*50=80 мм; толщину венца и обода центра червячного колеса δ₀=2m=2*7=14 мм; диаметр винта для крепления венца к ободу центра червячного колеса

d^I=(1.2…1.5) m=(1.2…1.5)7=8.4…10.5 мм, принимаем d^/=9 мм; длину ступицы червячного колеса l_ст=2d^III₂=2*50=100 мм; длину выходного конца тихоходного вала l₂=(1.5…2) d_В2=(1.5…2) 40=60…80 мм; принимаем l₂=75 мм; толщину диска е=0.5b₂=0.5*52=26 мм.

Быстроходный вал.

Червяк изготовлен вместе с валом, как обычно принято в червячных передачах. Диаметры посадочных участков вала-червяка определяем конструктивно, ориентируясь на расчетные диаметры червяка. При относительно большом размере осевой силы F_а1 следует ожидать больших значений требуемой динамической грузоподъемности подшипников, а потому диаметр посадочного участка вала-червяка под подшипник принимаем относительно высоким d^II₁< d_{f 1}=53.2 мм.

Согласуя с рядом R_a40, принимаем диаметр вала под подшипник d^II₁=40 мм; диаметр вала под уплотнение d^I₁=36 мм; диаметр выходного конца вала

d_в1=30 мм. Так как разница между диаметрами соединяемых валов d_в1=30 мм и d₁=28 мм (табл. П62 [1]) для вала двигателя 4А100L4У3 не превышает 20…25%, то можно ориентироваться на применение стандартной муфты.

Диаметр бурта для упора крыльчатки, разбрызгивающей масло, принимаем равным d^III₁=45 мм; Ширину крыльчатки можно принимать из соотношения

l₁^II=10…18 мм, принимаем l₁^II=14 мм; Размер l₁^III=4…6 мм, принимаем l₁^III=5 мм.

Длину нарезанной части червяка при m=7 мм и z₁=2 определяем по формуле при а=25 мм: b₁>(11+0.06 z₂) m+а =(11+0.06 *32)7+25=105.5 мм.

Принимаем b₁=110 мм.

Длину выходного конца вала (вала-червяка) выбираем из соотношения l₁=(1.5…2) d_В1=(1.5…2)30=45…60 мм; принимаем l₁=50 мм. В дальнейшем размер l₁ уточняем по длине ступицы муфты, выбранной для соединения валов электродвигателя и редуктора.

VII. Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора.

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна. Предусматриваем разъёмную конструкцию корпуса, что обеспечивает удобства монтажа и демонтажа редуктора. Плоскость разъёма совмещаем с плоскостью, проведенной через ось тихоходного вала, параллельно оси быстроходного (вала-червяка).

1. Толщина стенок корпуса и крышки редуктора δ=0.045а_w+1…3 мм=0.045*150 +1…3 мм=6.75+1…3 мм, принимаем δ=10 мм.

2. Толщина нижнего пояса крышки редуктора s₁=1.5 δ=1.5 *10=15 мм, принимаем s₁=15 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s = s₁+2…5 мм=15+2…5 мм, принимаем s =18 мм.

4. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t=2δ=2*10=20мм, принимаем t =20 мм.

5. Толщина ребер корпуса и крышки редуктора С= δ=10 мм, принимаем С=10 мм.

6. Диаметр фундаментных болтов d_ф=0.036а_w+12мм =0.036*150+12мм =5.4+12 мм, принимаем d_ф =18 мм.

7. Диаметр шпилек, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, d_к=0.75 d_ф =0.75 *18=13.5 мм, принимаем d_к.п=12 мм.

8. Диаметр шпилек, соединяющих корпус с крышкой редуктора, d_к=0.5 d_ф =0.5* 18=9 мм, принимаем d_к^/ =10 мм.

9.

10. 9.Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к редуктору d_п= =(0.7…1.4) δ=(0.7…1.4)10=7…14 мм, принимаем d_п =10 мм. Принимаем х=х^/=х^//=20 мм.

11. 10.Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_к.с=6…10 мм, принимаем d_к.с=8 мм.

12. 11.Диаметр резьбы пробки (для слива масла из картера редуктора) d_сл>(1.6…2.2) δ=(1.6…2.2) 10=16…22 мм, принимаем d_сл=18 мм12.Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора К=2d_к=2*10=20мм, принимаем К=20мм.

13. 13.Ширину нижнего пояса корпуса редуктора К=(2…2.5) d_ф =(2…2.5) 18=36…45 мм, принимаем К^/=40 мм.

14. 14.Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса у₁>0.5 δ=0.5*10=5 мм, принимаем у₁=5 мм;

15. 15.Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса у₁>δ=10 мм, принимаем δ=10 мм;

16. 16.Расстояние от оси червяка до дна картера у₂=(2…2.5) d^II₁ =(2…2.5)40= 80…100 мм, принимаем у₂ =90 мм.

17. 17.На тихоходный и быстроходный валы ориентировочно назначаем конические роликоподшипники средней серии. По табл. П43 [1] при d^II₁=40 мм получаем D^/=90 мм, Т^/ _max=25.5 мм; при d^II₂=45 мм получаем D^//=100 мм, Т^// _max=27.5 мм.

18. 18.Толщина крышки подшипника вместе с манжетным уплотнением:

19. х₁=0.5 Т^/ _max+5…10 мм=0.5*25.5+5…10 мм, принимаем х₁=18 мм.

20. х₂=0.5 Т^// _max+5…10 мм=0.5*27.5+5…10 мм, принимаем х₂=20 мм.

21. Размер l ^/₁= l ^/₂>d_п=10 мм, принимаем l ^/₁= l ^/₂=10 мм.

22. 19.Определение положения точек приложения реакций подшипников и габаритных размеров редуктора:

23. а) расстояние между точками приложения реакций подшипников

24. быстроходного вала принято 2а₁=230 мм и, следовательно, а₁=115 мм;

25. б) для тихоходного вала: а₂=у₂+0.5l_ст=5+0.5*100=55 мм, принимаем а₂=55 мм.

26. Габаритные размеры редуктора:

27. L_р=2а₁+2(Т^/ _max+х₁+ l^/)+ l₁=2*115+2(25.5+18+10)+50=387 мм, принимаем длину редуктора L_р=390 мм;

28. В_р= l₂+2(Т^//_max+х₂+ l^/₂)+2а₂+0.5К=75+2(27.5+20+10)+2*55+0.5*40=320 мм, принимаем В_р=320 мм.

29. Н_р=δ+ у₂+ а_w+0.5d_ам2+у₁+δ+8…12 мм=10+90+150+0.5*260+10+10+5…15 мм=400+8…12 мм, принимаем высоту редуктора Н_р=410 мм.

30. Размер «В» и расстояния между отверстиями для фундаментных болтов определяются конструктивно при вычерчивании общего вида редуктора.

31. По ориентировочно полученным конструктивным размерам редуктора и размерам, полученным в процессе расчета, вычерчиваем компоновочный чертеж редуктора в масштабе 1:1.

VIII. Проверка прочности вала червячного колеса.

Материал для изготовления тихоходного вала—сталь 40, термообработка—нормализация. Для данного вала по таблице П3[1] при d<100 мм для стали 40 σ_в=550 МПА и, следовательно, предел выносливости

σ_-1=0.43*σ_в=0.43*550=236 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений вычисляем по формуле, принимая [n]=2,5, К_σ=2.0, k_ри=1:

[σ_и]^//_-1= σ_-1/([n]К_σ] k_ри=[236/2.5*2]1=47.4 МПа.

1.Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.2).

а) Определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz от сил F_r и F_а2:

ΣМ_А= -F_rа₂- F_а20.5d₂+Y_в*2а₂=0;

Y_в=( F_rа₂+ F_а20.5d₂)/2а₂=895/2+580*224/4*55=448+591=1039 Н;

ΣМ_В=- Y_А2а₂- F_а20.5d₂+ F_rа₂=0;

Y_А=(F_r/2)- F_а2d₂/(4а₂)=448-591=-143 Н.

б) вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости хOz от силы F_t2:

Х_А=Х_В=0.5F_t2=0.5*2460=1230 Н

2.Находим размер изгибающих моментов в характерных точках (сечения) А, С и В

--в плоскости yOz: М_А=М_в=0; М_С^лев= Y_А а₂=-143*0.055=-7.87 Н*м;

М_С^прав= Y_В а₂=1039*0.055=57.1 Н*м;

Следовательно, М_max=(М_{Fr, Fа2})=57.1 Н*м;

--в плоскости хOz: М_А=М_в=0; М_С= Х_А а₂=1230*0.055=67.7 Н*м;

М_Ft2 =67.7 Н*м.

3. крутящий момент Т=Т₂=276 Н*м;

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены нарис.2.

4.Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем рабочее напряжение в сечении С:

М_сум =М_и=√(М_Fr, _Fа2)²+ М²_Ft2=√57.1²+67.7²=88.5 Н*м;

Так как вал под ступицей червячного колеса ослаблен шпоночной канавкой, то в расчет следует ввести значение d, меньшее на 8…10% d₂^III.

Т.е. d= d₂^III -0.1 d₂^/// =50-0.1*50=45 мм. Находим:

σ_и= М_и/W_x=32 М_и/πd³=32*88.5/π*(45*10^-3)³=10.0*10⁶ Па=10 МПа.

5. Напряжение сжатия от силы F_а2 невелико, им можно пренебречь.

6. Определяем максимальное напряжение кручения в сечении С:

τ_к=Т/ W_р=16Т₂/π d³=16*276/π *(45*10^-3)³=15.4*10⁶ Па=15.4 МПа.

7.Эквивалентное напряжение вычислим по III теории прочности и сравниваем его значение с допускаемым:

σ_эIII=√ σ_и²+ 4τ_к²=√10²+4*15.4²=32.4 МПа, что меньше [σ_и]_-1=42.2 МПа.

IХ. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.

Быстроходный вал(червяк).

Для выходного конца быстроходного вала при d_В1=30 мм по таблице П49[1] подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм при t₁=4 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l₁=50 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок. Принимаем l=45 мм—длина шпонки со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки (см. рис. к таблице П49[1]):

l_р= l-b=45-8=37 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предложении посадки полумуфты, изготовленной из чугуна [σ_см]=69…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия σ_см=4.4Т₁/d_в1 l_рh=4.4*23/(30*37*7*10^-9)=13.0*10⁶ Па<<[σ_см].