Министерствовысшего и профессионального образования РФ
Ижевскийгосударственный технический университет
Воткинскийфилиал
Кафедра«Техническая механика»
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯЗАПИСКА
к курсовомупроекту по курсу «Детали машин»
ВариантТ-7-5: «Механизм привода поворотной части робота»
Выполнил: студентБегеев А. М.
группа Т–712
Руководитель проекта: ЮрченкоС. А.
2002
Содержание
ВВЕДЕНИЕ
1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
2 КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ
2.1 Выбор электродвигателя
2.2 Определение передаточных чиселпривода
2.3 Определение вращающих моментов навалах привода
3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.1 Выбор твердости, термическойобработки и материала колес
3.2 Допускаемые напряжения
3.3 Расчет межосевого расстояния
3.4 Предварительные основные размерыколес
3.5 Диаметры валов
3.6 Модуль передач
3.7 Суммарное число зубьев и уголнаклона
3.8 Число зубьев шестерни и колеса
3.9 Фактическое передаточное число
3.10 Диаметры колес
3.11 Размеры заготовок колес
3.12 Силы в зацеплении
3.13 Проверка зубьев колес понапряжениям изгиба
3.14 Проверка зубьев колес по контактнымнапряжениям
4 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
5 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ
5.1 Определение радиальных реакций
5.2 Определение осевых нагрузок
6 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
7 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГОСОЕДИНЕНИЯ
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
ВВЕДЕНИЕ
Технический уровень всехотраслей народного хозяйства в значительной мере определятся уровнем развитиямашиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплекснаямеханизация и автоматизация производственных процессов в промышленности,строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
В данном проектеразрабатывается привод поворотной части робота, состоящий из поворотной колонныи редуктора.
Редуктором называютмеханизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в видеотдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочеймашине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышениевращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
1 ИСХОДНЫЕДАННЫЕ
/>
Рис. 1. Кинематическаясхема привода
/>
Рис. 2. График загрузки
2 КИНЕМАТИЧЕСКИЕРАСЧЕТЫ 2.1 Выборэлектродвигателя
Потребную мощностьэлектродвигателя определим по формуле:
/>
где />
Здесь /> – КПД цилиндрическойпередачи;
/> – КПД пары подшипников качения;
/> – КПД соединительной муфты.
Вычисляем общий КПДпривода:
/>
Потребная мощностьэлектродвигателя:
/>.
Определим частотувращения вала электродвигателя по формуле
/>,
где />, /> – передаточные числатихоходной и быстроходной ступеней, соответственно.
Рекомендуемые значенияпередаточных чисел /> принимаем по таблице 1.2 [1],получаем:
/>
/>
Вычисляем частотувращения электродвигателя:
/>
По справочнику [2]подбираем электродвигатель 4А112МА8 со следующими характеристиками:
/>
/>2.2 Определение передаточных чисел привода
Определим окончательноеобщее передаточное число привода по формуле:
/>
получим
/>
Полученное расчетом общеепередаточное число распределим между ступенями привода, пользуясьсоотношениями, приведенными в таблице 1.3 [1]:
/>
/>
где /> – передаточное числоредуктора, в нашем случае равное />.
Вычисляем передаточныеотношения ступеней
/>
/>2.3 Определение вращающих моментов на валах привода
Частота вращения валаколеса тихоходной ступени />
/>.
Частота вращения валаколеса быстроходной ступени />
/>.
Момент на приводном валу />
/>.
Момент на валу колесабыстроходной ступени редуктора />
/>.
3 РАСЧЕТЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 3.1 Выбортвердости, термической обработки и материала колес
Для колес быстроходнойступени выберем сталь 40ХН и термическую обработку по II варианту [1] – т.о.колеса – улучшение, твердость HB 269…302; т.о. шестерни – улучшение и закалкаТВЧ, твердость поверхности HRC 48…53.
Для колес тихоходнойступени выберем тоже сталь 40ХН и термическую обработку по I варианту [1] –т.о. колеса – улучшение, твердость HB 235…262; т.о. шестерни – улучшение,твердость HB 269…302.3.2 Допускаемые напряжения
Расчет передач проведемпо допускаемым напряжениям
/>
и />
соответствующимдлительной контактной и изгибной выносливостям:
/> и /> – пределы выносливостей;
/> и /> – коэффициенты безопасности поконтактным (индекс ) и изгибным (индекс F) напряжениям.
Допускаемые контактныенапряжения и напряжения изгиба определим отдельно для колеса />, /> и шестерни />, />.
Значения /> и /> принимаем по таблице 2.2[1], в которой /> и /> – средняя твердость для двухпредельных значений, приведенных в вариантах т.о. и в таблице 2.1.
Для тихоходной ступенипринимаем
/>
/>,
и получаем следующиезначения
для колеса
/>;
/>,
для шестерни
/>;
/>,
для быстроходной ступенипринимаем
/>
/>
/>
/>,
и получаем следующиезначения
для колеса
/>
/>
для шестерни
/>
/>.
Для зубчатых передач приII варианте т.о. определяют расчетное допускаемое контактное напряжение
/>
это напряжение не должнопревышать />.
Вычисляем
/>
условие
/>.
выполняется. В расчетнуюформулу вместо /> подставим меньшее из значений /> и />,следовательно, для дальнейших расчетов будем использовать, следующие значениядопустимых напряжений:
для тихоходной ступени
/>;
/>,
для быстроходной ступени
/>;
/>.
3.3 Расчет межосевого расстояния
Межосевое расстояниеопределяется по формуле:
/>
где коэффициент/>– длякосозубых колес.
Коэффициент концентрациинагрузки /> принимаемдля прирабатывающихся колес при переменной нагрузке:
/>
где /> – начальный коэффициентконцентрации нагрузки;
/> – коэффициент режима нагрузки.
При ступенчатом графикережима нагружения коэффициент /> вычисляем по формуле:
/>
где /> – момент при i-м режименагружения;
/> – наибольший момент из числадлительно действующих;
/> – время работы передачи (ч) приi-м режиме;
/> – время работы передачи, ч.
Вычисляем коэффициентрежима нагрузки
/>
Начальный коэффициентконцентрации нагрузки /> принимаем по таблице 2.3 [1] взависимости от коэффициента />. Так как ширина колеса /> и диаметршестерни /> ещёне определены, коэффициент /> определяем ориентировочно:
/>,
где коэффициент /> принимаем изряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор,равным:
для тихоходной передачи,при консольной расположении колес
/>,
для быстроходнойпередачи, при симметричном расположении колес
/>.
Вычисляем коэффициентыдля передач:
/>;
/>
По таблице 2.3 [1] взависимости от коэффициента /> находим />.
Получаем
/>;
/>.
При коэффициенте /> целесообразноприменять колеса с бочкообразными зубьями, для которых />, тогда получим
/>;
/>.
Вычисляем коэффициентыконцентрации нагрузки
/>;
/>.
/> – эквивалентный момент на колесе,где
/> – коэффициент долговечности.
Здесь: /> – коэффициентэквивалентности, зависящий от режима нагружения; /> – коэффициент циклов, учитывающийразличие в числе циклов нагружений зубчатых колес в разных ступенях передач; /> – базовоечисло циклов нагружений.
При ступенчатом графикережима нагружения коэффициент эквивалентности
/>,
где />; />; /> и /> определяются также каки при вычислении коэффициента режима />.
Базовое число цикловнагружения
/>;
/>.
Число циклов нагружения
/>,
где /> – число зацепленийколеса;
/> – время работы передачи,определяется так
/>,
где /> – срок службы привода;
/> – коэффициент годовой загрузкипривода;
/> – сменность работы привода;
/> – коэффициент сменной загрузкипривода.
Вычисляем числа цикловнагружения
/>
/>
Вычисляем коэффициентэквивалентности
/>.
Вычисляем коэффициентыдолговечности
/>, принимаем />;
/>.
Вычисляем эквивалентныемоменты на колесах
/>;
/>.
Вычисляем межосевыерасстояния
/>
/>
Вычисленные межосевыерасстояния округляем в большую сторону до стандартных значений и окончательнополучаем:
/>;
/>.3.4 Предварительные основные размеры колес
Делительный диаметрзубчатых колес
/>;
/>.
Ширина зубчатых колес
/>.
Вычисляем основныеразмеры колес
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.3.5 Диаметры валов
Диаметры различныхучастков валов редуктора определим по формулам:
для быстроходного вала
/>;
/>;
/>,
для промежуточного вала
/>;
/>;
/>;
/>;
/>,
для тихоходного вала
/>;
/>;
/>;
/>,
где /> – высота буртика;
/> – фаска подшипника;
/> – размер фаски
принимаемые в зависимостиот диаметра /> посадочнойповерхности.
Вычисляем диаметры валови округляем их в ближайшую сторону до стандартных значений:
быстроходный вал
/> принимаем />;
/>;
/> принимаем />;
/>;
/> принимаем />,
для промежуточного вала
/> принимаем />;
/>;
/> принимаем />;
/>;
/> принимаем />;
/>.
тихоходный вал
/> принимаем />;
/>;
/> принимаем />;
/>;
/> принимаем />;
/>.3.6 Модуль передач
Модуль передач определимпо формуле:
/>,
где коэффициент /> – длякосозубых колес.
/> – эквивалентный момент на колесе,
где /> – коэффициентдолговечности.
Здесь: /> – базовое число циклов
При ступенчатом графикережима нагружения коэффициент эквивалентности
/>,
где /> при т.о. колес –улучшение.
Вычисляем коэффициентэквивалентности />
/>
Вычисляем коэффициентыдолговечности />
/>, принимаем />;
/>, принимаем />.
Вычисляем эквивалентныемоменты на колесах />
/>;
/>.
Вычисляем модули передач
/>;
/>.
Значения модуля,полученные расчетом, округляем до стандартной величины и получаем
/>;
/>.3.7 Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклоназубьев косозубых колес
/>
Вычисляем
/>;
/>.
Суммарное число зубьев
/>
Вычисляем суммарное числозубьев
/>;
/>.
Определяем действительноезначение угла
/>;
Вычисляем
/>;
/>.3.8 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
/>
Вычисляем числа зубьевшестерен
/>;
/>.
Для косозубых колес />
Вычисляем минимальнодопустимое число зубьев
/>;
/>.
Условие
/>
выполняется для обеихпередач.
Число зубьев колеса
/>
Вычисляем числа зубьевколес
/>;
/>.3.9 Фактическое передаточное число
/>
Вычисляем фактическиепередаточные числа
/>;
/>.
Общее передаточное числопривода
/>
Отклонение от заданногопередаточного числа
/>
Условие
/>
выполняется.3.10 Диаметры колес
Делительные диаметры />:
шестерни
/>;
колеса
/>;
Диаметры окружностейвершин /> ивпадин /> зубьев
/>;
/>;
/>;
/>,
где /> и /> – коэффициенты смещенияу шестерни и колеса; /> – коэффициент воспринимаемогосмещения.
Вычисляем диаметры колеси полученные результаты заносим в таблицу 1.
Делительные диаметрышестерен />
/>;
/>.
Делительные диаметрыколес />
/>;
/>.
Диаметры окружностейвершин зубьев />
/>;
/>;
/>;
/>.
Диаметры впадин />
/>;
/>;
/>;
/>.
Параметры зубчатых колес Таблица1Параметр
/>
/>
/>
/> Число зубьев Модуль, мм Угол наклона, град ¢¢¢ ¢¢¢ Делительный диаметр, мм Диаметр впадин, мм Диаметр вершин зубьев, мм Межосевое расстояние, мм Ширина венца, мм 3.11 Размерызаготовок колес
Чтобы получить притермической обработке принятые для расчета механические характеристикиматериала колес, вычислим предельные размеры заготовок и проверим выполнениеусловий
/>;
/>;
Диаметр заготовки
/>;
для колеса с выточкамипринимаем меньшее из
/>;
/>,
для колеса без выточек
/>.
По таблице 2.1 [1]находим следующие предельные размеры заготовок
электродвигательпривод вал
для />, />, /> – />; />;
для /> – />; />.
Вычисляем размерызаготовок
для /> (без выточки)
/>;
/>,
для /> (с выточкой)
/>;
/>,
для /> (без выточки)
/>;
/>,
для /> (с выточкой)
/>;
/>
проверяем условия /> и /> – всевыполняются.3.12 Силы в зацеплении
Окружная сила />
/>;
Радиальная сила />
/>;
Осевая сила />
/>.
Вычислим уточненныекрутящие моменты и частоты вращения
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
Вычисляем силы взацеплениях и результаты заносим в таблицу 2.
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Силы в зацеплении, в Н Таблица2Ступень
Окружная сила />, Н
Радиальная сила />, Н
Осевая сила />, Н
Крутящий момент />, Н·м
Частота вращения />, мин-1 Быстроходная Тихоходная 3.13 Проверказубьев колес по напряжениям изгиба
Расчетное напряжениеизгиба в зубьях колеса определим по формуле
/>;
в зубьях шестерни поформуле
/>.
Степень точности передачпринимаем по таблице 2.5 [1] в зависимости от окружной скорости колеса (м/с)
/>;
Вычисляем окружныескорости колес
/>;
/>.
По таблице 2.5 [1]принимаем 9-ю степень точности для всех колес.
Для косозубых колес привыбранной степени точности коэффициент />.
Коэффициент концентрациинагрузки /> принимаемдля прирабатывающихся колес по формуле
/>,
где /> – начальный коэффициентконцентрации нагрузки;
/> – коэффициент режима.
По таблице 2.6 [1] взависимости от /> принимаем
/>; />;
/>; />.
Вычисляем коэффициентыконцентрации нагрузки />
/>;
/>.
Коэффициент динамическойнагрузки /> принимаемпо таблице 2.7 [1]
/>.
Коэффициент /> вычисляют поформуле
/>.
Вычисляем коэффициенты />
/>;
/>.
Коэффициенты формы зуба /> принимаем потаблице 2.8 [1]
/>; />;
/>; />.
/> – эквивалентная окружная сила.
Вычисляем эквивалентнуюокружную силу />
/>;
/>.
Вычисляем напряженияизгиба действующие в передачах
для колес
/>
/>
для шестерен
/>;
/>.
Все условия
/>
выполняются.
Проверим зубья колес настатическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам />
/>
Значение /> берем из таблицы 2.2[1]
/> – при т.о. колеса улучшение;
/> – при сквозной закалке зубьевТВЧ.
Получаем
для />
/>;
для /> и />
/>;
для />
/>.
Вычисляем напряженияизгиба при кратковременно действующих пиковых моментах
/>;
/>;
/>;
/>.
Все условия
/>
выполняются.3.14 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное контактноенапряжение определим по формуле
/>,
где для косозубых колес />; />. Коэффициент /> принимаем потаблице 2.9 [1] и получаем
/>.
Вычисляем контактныенапряжения, действующие в колесах
/>
/>
Условия
/>
выполняются.
Проверим зубья колес настатическую прочность при кратковременных действующих пиковых моментах /> по формуле
/>.
Значения /> берем из таблицы 2.2[1]
/> – при т.о. колеса улучшение;
/> – при сквозной закалке зубьевТВЧ.
Получаем
для />
/>,
для /> и />
/>,
для />
/>.
Вычисляем контактныенапряжения при кратковременно действующих пиковых моментах
/>;
/>.
Все условия
/>
выполняются.
4 РАСЧЕТЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Чтобы поверхностивращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, междуними оставляют зазор />, который определяют по формуле
/>,
где /> – наибольшее расстояниемежду внешними поверхностями деталей передач, мм.
Вычисляем зазор />
/>.
Толщину стенки />, отвечающуютребованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора,рекомендуется определять по формуле
/>,
где /> – вращающий момент натихоходном валу, />.
Вычисляем толщину стенки />
/> принимаем />.
Радиусы для сопряжениястенок корпуса редуктора определим по соотношению
/>; />
где /> – радиус внутреннегосопряжения, а /> – наружного.
Вычисляем радиусы /> и />
/>; />.5 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ
Предварительно выберемдля обеих опор роликовые конические подшипники средней серии /> со следующими характеристиками:/>; />; />; />; />; />; />; />.
Требуемая долговечностьподшипников в часах
/>
полученное значениеокругляем по таблице 70 [3] до />.5.1 Определение радиальных реакций
Радиальная реакцияподшипника /> считаетсяприложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведенных черезсередины контактных площадок. Для роликовых конических подшипников расстояние«а» между этой точкой и торцом подшипника определяется по формуле:
/>,
где /> – монтажная высотакольца;
/> – диаметр внутреннего кольцаподшипника;
/> – диаметр наружного кольцаподшипника;
/> – коэффициент осевого нагружения.
Вычисляем расстояние «а»
/>.
С учетом монтажной высотыкольца /> ирасстояния «а» построим расчетную схему для определения радиальных силдействующих на подшипники (рис. 3).
/>
Рис. 3. Схема копределению реакций опор
Приведем плоскостидействия известных сил к двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Реакции опоропределим из условия равновесия всех сил относительно каждой опоры.
Плоскость X–X
/>;
/>, откуда реакция /> равна
/>.
/>;
/>, откуда реакция /> равна
/>.
Плоскость Y–Y
/>;
/>, откуда реакция /> равна
/>.
/>;
/>, откуда реакция /> равна
/>.
Результирующие радиальныесилы, максимально длительно действующие на подшипники, вычислим по формуле
/>,
где /> и /> – соответственногоризонтальная и вертикальная составляющие радиальной силы.
/>;
/>.
5.2 Определениеосевых нагрузок
Результирующая осеваясила, действующая на подшипники от косозубых зубчатых колес равна
/>.
/>
Рис. 4. Схема нагруженияподшипников
При установке вала нарадиально-упорных подшипниках осевые силы />, нагружающие подшипники, находятс учетом осевых составляющих S отдействия радиальных сил />:
для конических роликовыхподшипников
/>,
где /> – коэффициент осевойнагрузки.
Вычисляем осевыесоставляющие />
/>;
/>.
В таблице 7.2 [1] исходяиз условий нагружения />; /> получаем формулы для вычисления /> и />:
/>;
/>.
Вычисляем осевые силы />, нагружающиеподшипники
/>;
/>.
Эквивалентнуюдинамическую нагрузку /> для подшипников определим поформуле
/>,
где /> и /> – коэффициентырадиальной и осевой нагрузок;
/> – коэффициент вращения;
/> – коэффициент безопасности;
/> – коэффициент, зависящий отрабочей температуры подшипника.
Вычисляем эквивалентныединамические нагрузки />
/>
/>
Требуемуюгрузоподъёмность подшипников определим по самой нагруженной опоре 2 по формуле
/>,
где /> – частота вращениякольца, мин-1;
для роликовых подшипников/>.
Требуемаягрузоподъёмность подшипников /> равна
/>.
Так как
/>,
то предварительнонамеченный подшипник подходит.
6 ПРОВЕРОЧНЫЙРАСЧЕТ ВАЛОВ
При расчете примем, чтонасаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины.
Под действием постоянныхпо величине и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения,изменяющиеся по симметричному циклу.
Построим расчетную схемудля II вала: нанесем на неё все внешниесилы нагружающие вал (рис. 5).
Расчет произведем в формепроверки коэффициента запаса прочности. Для каждого из установленныхпредположительно опасных сечений определим расчетный коэффициент запасапрочности «S» и сравним его с допускаемымзначением [S], которое обычно принимают [S]=1,3…2.
/>,
где /> и /> – коэффициенты запасапо нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:
/> – для напряжений изменяющихся посимметричному циклу.
/>
Здесь /> и /> – амплитуды напряженийцикла;
/> – среднее напряжение цикла.
/>; />.
Напряжение в опасныхсечениях определим по формулам
/>; />,
где /> – результирующийизгибающий момент;
/> – крутящий момент;
/> и /> – осевой и полярный моменты сопротивлениясечения вала.
/>
Рис. 5. Расчетная схемаII вала
Пределы выносливости валав рассматриваемом сечении
/>;
/>
где /> и /> – пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;
/> и /> – коэффициенты концентрациинапряжений для данного сечения вала.
Значения /> и /> находят позависимостям:
/>;
/>,
где /> и /> – эффективныекоэффициенты концентрации напряжений;
/> – коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения;
/> – коэффициент влиянияшероховатости;
/> – коэффициент влиянияповерхностного упрочнения.
Коэффициент влиянияасимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала
/>,
где /> – коэффициентчувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
По эпюрам эквивалентногомомента /> (рис.5) видно, что самым опасным сечением является сечение 1–1.
Материал вала выберемсталь 45 со следующими характеристиками: HB 270, />; />; />; />; />; />.
Осевой /> и полярный /> моментысопротивления сечения 1‑1
/>;
/>.
где /> – диаметр сеченияравный 40 мм.
Вычисляем моментысопротивления
/>;
/>.
Вычисляем напряжения вопасном сечении
/>;
/>,
По таблицам 10.3…10.6 [1]находим значения следующих коэффициентов
/>; />; при />; />.
/>; при />.
/> – без упрочнения.
Вычисляем коэффициентыконцентрации напряжений
при />
/>;
при />
/>.
Вычисляем коэффициентвлияния асимметрии цикла
/>.
Вычисляем пределывыносливости вала в рассматриваемом сечении
/>;
/>.
Вычисляем коэффициентызапаса по нормальным и касательным напряжениям
/>;
/>.
Вычисляем коэффициентзапаса прочности
/>.
Запас прочности обеспечендостаточный так как
/>.
7 ПРОВЕРКАПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ
Рекомендуется назначатьодинаковые шпонки для всех ступеней вала исходя из ступени наименьшегодиаметра, имеющего шпоночный паз. Наличие на одном валу шпоночных пазов,одинаковых по сечению и длине, улучшает технологичность конструкции вала.
Предварительно выберемсечение шпонки, рекомендуемое ГОСТ 23360‑78, исходя из величины диаметравала.
Получаем шпонку 12´8´40 ГОСТ 23360‑78.
Проверим рабочие гранишпонки на смятие. Условие прочности на смятие
/>,
где /> – наибольшийдопускаемый крутящий момент;
/> – диаметр вала;
/> – рабочая длина шпонки;
/> – выступ шпонки от шпоночногопаза;
/> – допускаемое напряжение насмятие.
Вычисляем наибольшийдопускаемый крутящий момент />
/>
так как наибольшийпродолжительно действующий крутящий момент на валу />, то выбранная шпонка проходитпроверку на смятие
/>
Проверим шпонку на срез.Условие прочности сечения шпонки на срез
/>,
где /> – ширина шпонки;
/> – допускаемое напряжение на срез.
Вычисляем наибольшийдопускаемый крутящий момент />
/>,
так как />, то выбранная шпонкапроходит проверку на срез.
СПИСОКИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Дунаев П. Ф.,Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. ‑М.: Высшая школа,1985.
2. Асинхронныедвигатели серии 4А: Справочник/ под ред. Кравчика А. Э., Шлафа М. М. и др. ‑М.:Энергоиздат, 1982.
3. Справочникконструктора-машиностроителя/ под ред. Анурьева В. И. т. 2 – М.:Машиностроение, 1982.