Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

Задание 8/1

Спроектировать привод винтового питателя

1 – электродвигатель

2 – открытая ременная передача

3 – цилиндрический одноступенчатый редуктор

4 – муфта

5 – винтовой питатель

Р_вых, кВт 6,4

n_вых, мин^-1 95

Редуктор цилиндрический косозубый

Ременная передача клиновым ремнем

Муфта упругая втулочно-пальцевая

Срок службы в годах при 2х- сменной работе 8.

Подпись руководителя проекта ________________

Оглавление

Введение…………………………………………………………………5

1 Кинематический расчет привода ……………………………………….. 7

2 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи………..……… 10

3 Расчет ременной передачи…………………. …………………………… 17

4 Ориентировочный расчет валов …………………………………………20

5 Конструктивное оформление зубчатых колес……………… 22

6 Конструирование корпуса и крышки редуктора………………………… 23

7 Предварительный подбор подшипников……….…………………………24

8 Эскизная компоновка редуктора…………………………………………...25

9 Проверочный расчет валов…………………………………………………25

10 Проверка подшипников на долговечность………………………………31

11 Подбор и проверка шпонок……………………………………………….33

12 Уточненный расчет ведомого вала на прочность………………………..34

13 Смазка зубчатых колес и подшипников………………………………….37

14 Сборка редуктора………………………………………………………….38

15 Выбор муфты………………………………………………………………38

16 Техника безопасности…………………………………………………... 39

17 Эксплуатация привода ……………………………………………………40

Библиографический список………………………………………….……. 41

 

Введение.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование – это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование – это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальнойсхемы в реальную конструкцию.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики.

Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация - заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации, необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров. В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

I. Кинематический расчет привода

Схема привода

1.2 Задача расчёта:

- подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала;

- определить общее передаточного число привода и его ступеней;

- определить мощность - Р, частоту вращения -n, угловую скорость - и вращающий момент -Т на каждом валу привода.

Данные для расчёта

1. Мощность на рабочем валу Р_вых = 6,4 кВт
2. Частота вращения рабочего вала n_вых = 95 мин .

Условия расчёта

Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условия: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.

Р_ном Р _дв.

Допускаются отклонения

Р_ном Р _дв на 5%;

Р_ном Р_дв до 10%.

Расчёт привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения его вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

 

1.5.1 Определяем общий коэффициент полезного действия привода

, (1.1)

где - КПД ременной передачи;

- КПД зубчатой передачи;

- КПД пары подшипников качения.

.

1.5.2 Определяем номинальную (требуемую) мощность двигателя Р_ном:

Р_ном = = =6,9 кВт. (1,2)

По значению номинальной мощности по таблице выбираем электродвигатель большей мощности

Р_дв =7,5 кВт > Р_ном = 6,9 кВт.

Выбор оптимального типа двигателя зависит от кинематических характеристик рабочей машины. При этом надо учесть, что двигатели с большей частотой вращения (синхронной 3000 мин ) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 мин ) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

Для расчета выбираем двигатель 4АМ132 S4УЗ, у которого

Р_дв= 7,5кВт, а n_ном= 1455мин .

 

1.5.3 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода (u_общ)определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя (n_ном) к частоте вращения приводного вала рабочей машины (n_рм) и равно произведению передаточных чисел редуктора (u_ред) и ременной передачи (u_рп).

u_общ = = u_ред u_рп. (1.3)

 

u_общ = ; (1.4)

Разбивка передаточного числа привода должна обеспечить компактность каждой ступени передачи.

С учетом рекомендаций для зубчатой передачи принимаем u_зп = 4,0

u_рп = = . (1,5)

1.5.4. Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращательный момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном.

Определяем мощности на каждом валу привода:

Р₁ = Р_дв = 6,9 кВт;

Р₂ = = = 6,6 кВт;

Р₃ = = = 6,4 кВт.

Определяем частоту вращения каждого вала:

n₁ = n_дв = 1455 мин^-1;

n₂ = мин^-1;

n₃ = мин^-1.

Определяем угловые скорости каждого вала:

= ;

= ;

= .

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода:

Т = ;

Т₁ = ;

Т₂ = ;

Т₃= .

Результаты расчётов сводим в таблицу 1.

 

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода.

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин^-1	Угловая скорость , c	Вращающий момент Т, Нм
I	6,9			45,4
II	6,6		39,8
III	6,4		9,94

Заключение. Анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в таблице 1 показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров, Р_вых и n_вых соответствующих техническому заданию.

 

 

Данные для расчёта

Исходными данными для расчёта являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1.

 

Таблица 2.1 –Таблица силовых и кинематических параметров редуктора

Вал	Р, кВт	n, мин^-1	, c^-1	Т, Hм
II	6,6		39,8
III	6,4		9,94

 

Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

, ,

где и - соответственно расчетные контактные и изгибные

напряжения проектируемой передачи;

и - соответственно допускаемые контактные и изгибные

напряжения материалов колес.

Допускается недогрузка передачи - < не более 10% и перегрузка > до 5%.

0,9 [s]_F £ s_F £ 1,05 [s]_F.

Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердостью 350НВ. При этом обеспечивается нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни HB₁ назначается больше твердости колеса HB₂,

HB₁= HB₂+(20-50). (2.1)

 

Рекомендуемый выбор материалов, термообработки и твердости колес приводятся в таблице 3.6, а механические свойства сталей в таблице 3.1.

2.5.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

 

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендации выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью НВ (НВ ). Принимаем материал: для колеса - сталь 40X, термообработка – улучшение, твердость сердцевины - 235HВ, твердость на поверхности - 261 НВ.

НВ_cр=(235+261)/2=248.

Для шестерни - сталь 40X, термообработка – улучшение, твердость сердцевины - 268HВ, твердость на поверхности - 302 НВ.

НВ_cр=(268+302)/2=285.

HB₁=285>HB₂= 248 на 37 единиц, т.е. условие (2.1) выполняется.

2.5.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [σ]_Н и допускаемые напряжения изгиба [σ]_F

По таблице 3.6 определяем величину допускаемых контактных напряжений [σ]_Н в зависимости от твердости:

[σ]_H0=1,8НВ_cр+67Н/мм^2.. (2.2)

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент долговечности К_HL = 1, тогда получаем:

[σ] _Н1 = К_HL ^. [σ]_H01ср +67 = 1^. 1, 8 ^. 285+67 = 580 МПа;

[σ] _Н2 = К_HL ^. [σ]_{H02 ср} +67 = 1^. 1, 8 ^. 248+67 = 514 МПа.

В качестве расчетных допускаемы напряжений принимаем:

[ ]_H=0.45([ ]_H1+[ ]_H2; (2.3)

[ ]_H=0.45(580+514)=493 Н/мм².

Определяем допускаемое напряжение изгиба по таблице 6[2] в

зависимости от НВ_ср

[ ]_{F 0}= 1.03HBср. (2.4)

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент

долговечности К_FL= 1, тогда

[ ]_F1= К_FL 1,03HBср₁ = 1∙1,03∙ 285=294 Н/мм²;

[ ]_F2= К_FL1,03 HBср₂ = 1∙1,03 ∙248= 256 Н/мм².

 

2.5.3 Определяем межосевое расстояние редуктора

, (2.5)

где К =430 - вспомогательный коэффициент для косозубой передачи;

К_Нβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимается по таблице 4.1 в зависимости от коэффициента Ψ_bd;

Ψ_bd - коэффициент ширины колеса относительно делительной окружности шестерни, его значение принимается по таблице 4.2;

Ψ_вα = - коэффициент ширины колеса относительно межосевого

расстояния.

При симметричности расположения шестерни относительно опор

Ψ_bd = 0,8…1,4, принимаем Ψ_bd = 1, тогда _Ψbα = = 0,4.

Согласно значению Ψ_bd =1, при симметричном расположении колес и

НВ 350 по таблице 4.1 принимаем значение

К_Нβ = 1,04, тогда

= 163 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 по таблице 4.3 и окончательно принимаем = 165 мм.

2.5.4 Определяем нормальный модуль зацепления

m_n= () = .

По таблице 4.4 принимаем m_n=2мм.

2.5.5 Определяем число зубьев шестерни z₁, приняв = 10 ⁰, cos = 0,98,

(2.6)

Принимаем z₁=32, тогда .

2.5.6 Уточняем передаточное число:

2.5.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

(2.7)

.

 

Рисунок 2.1 – Геометрические параметры зубчатого зацепления

 

2.5.8 Определяем геометрические параметры шестерни и колеса:

делительный диаметр:

(2.8)

диаметр окружности вершин зубьев:

(2.9)

диаметр окружности впадин зубьев:

(2.10)

ширина венца колеса:

(2.11)

Принимаем 70мм

ширина венца шестерни:

Уточняем межосевое расстояние:

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

 

Таблица 2.2- Геометрические параметры зубчатого зацепления

Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, , мм
Модуль зацепления, mn, мм
Угол наклона зубьев, β, град	14^036^110^11	14^036^110^11
Число зубьев, z
Делительный диаметр, d мм
Диаметр вершин зубьев, dа мм
Диаметр впадин зубьев, df мм
Ширина венца, b, мм

 

2.5.9 Определяем окружную скорость колес:

; d₂ - в мм,

для данной скорости по таблице 4.5 назначаем 8 степень точности изготовления зубчатых колес.

2.5.10 Определение силовых параметров зацепления

На рисунке 2.2 изображена схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.

Рисунок 2.2 - Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

 

В зацеплении косозубых цилиндрических колес действуют силы:

окружная F_t = 2Т₁ /d₁

радиальная F_r=F_t × tga / cosb = (2.12)

осевая F_a = F_t × tgb=

где b - угол наклона зубьев колес.

У зубчатых передач a =20⁰,

2.5.11 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям, σ_н.

Определяем контактные напряжения по формуле:

, (2.13)

где К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К= 376; =1,22 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между зубьями (таблица 4.6);

К_Нβ =1,04 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактной линии зуба (таблица 4.1);

= 1,02 - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки

(таблица 4.7).

 

Подставив числовые значения коэффициентов в формулу (2.6), получим:

 

МПа;

< МПа;

.

Недогрузка в пределах допустимой.

 

2.5.12. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба, σ_F.

, (2.14)

(2.15)

где К_Fa=0,9 - коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями (таблица 4.6);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактной линии зуба (таблица 4.1);

- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки

(таблица 4.7);

- коэффициент, учитывающий влияние угла

наклона зуба;

Y_F - коэффициент формы зуба принимается по эквивалентному числу

зубьев

, (2.16)

для шестерни , принимаем z_ν1 =35;

для колеса , принимаем z_ν2 =140.

По таблице 4.8 находим значения: Y_F1=3.75, Y_F2=3.6.

 

Подставив числовые данные в формулы (2.7) и (2.8), получим;

Условия (2.13) и (2.14) выполняются.

Результаты проверочного расчета целесообразно представить в виде таблицы.

 

Таблица 2.3 – Параметры проверочного расчета закрытой передачи.

Параметр	Расчетные значения	Допускаемые значения	Примечания
Контактные напряжения, σн, Н/мм^2			Недогрузка 2%
Напряжения изгиба, σF,Н/мм^2	σF1			Условие прочности выполняется
σF2

 

Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.

Таблица 3.2 – Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение
Передаточное отношение	4,0
Тип ремня	Б
Количество ремней
Межосевое расстояние, мм
Длина ремня, мм
Диаметр ведущего шкива, мм
Диаметр ведомого шкива, мм
Угол обхвата малого шкива
Частота пробегов ремня П, с^-1	4,24
Предварительное натяжение ремня F0, Н
Сила давления ремней на валу Fоп, Н

Проверочный расчет валов

9.1 Пространственная схема нагружения валов

 

9.2 Задача расчета

Определить диаметры валов в опасном сечении.

9.3 Данные для расчета

Они приведены в таблице

 

Параметр	Шестерня	Колесо
Ft, Н
Fr, H
Fa, H
Fрп, Н
Т, Нм
ω, с^-1	39,8	9,94

9.4 Условия расчета

Пользуясь 3-й или 4-й теорией прочности, определить диаметры валов в опасном сечении, учитывая совместное действие изгиба и кручения.

 

9.5 Расчет ведущего вала

9.5.1 Составляем уравнения равновесия и определяем опорные

реакции от сил, действующих в плоскости УZ (вертикальная плоскость)

; - R_Ву ∙ 2l₁+ F_t ∙ l₁ = 0,

откуда R_Ву = (F_t ∙ l₁₎ / 2l₁ = F_t / 2;

R_Ву =5060 /2= 2530 H;

R_Ау= R_Ву=2530.

9.5.2 Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции

от сил, действующих в плоскости ХZ (горизонтальная плоскость):

R_Вх ∙ 2l₁- F_r ∙ l₁ - F_a ∙ d₁/2 -F_рп ∙ l ₂ = 0;

откуда R_Вх = (F_рп ∙ l₂ + F_r ∙ l₁ + F_a ∙ d₁/2)/ (2l₁);

R_Вх =(1460 ∙ 95+ 1900∙ 62+1300∙ 66/2) /2∙ 62 = 2415 Н

 

; R_Aх ∙ 2l₁ - F_рп ∙ (2l₁₊ l₂) + F_r ∙ l₁ - F_a ∙ d₁/2 = 0;

откуда R_Ах ={- F_r1 ∙ l₁ + F_a ∙ d₁/2+F_рп (2l₁₊ l₂)}/ 2l₁;

R_Ах = { -1900∙ 62 + 1300∙ 66/2)+1460(95+124) / 2∙ 62 = 1975 Н.

 

Проверка: - R_Ах + R_Вх – F_r+ F_рп= 0;

-1975+2415 +1900 + 1460 = 0; 3875-3875 =0.

 

9.5.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

в плоскости УZ (вертикальная плоскость)

Сечение 1-1

=62мм

R_Ву z₁ ; при Z₁=0; М₁=0;

при Z₁=622мм; М₁= 2530∙ 0,062=-156,86 Нм.

 

9.5.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

в плоскости ХZ (горизонтальная плоскость)

Сечение 1-1:

=95мм;

; при ;

при ; .

Сечение 11-11:

;

М₂= ,

при ;

Сечение 111-111:

;

, при ; ;

при ;

 

По данным расчётам строим в масштабе эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, а также эпюр крутящего момента.

9.5.5 Используя 3-ю теорию прочности, определяем приведенный момент в опасном сечении по формуле

;

9.5.6 Определяем диаметр вала в опасном сечении

,

где [ _-1] = (50 – 60)Н/мм² - допускаемые напряжения изгиба.

 

Принимаем [ _-1] = 60 Н/мм², тогда

мм.

 

В нашем случае d=35,7 мм намного меньше диаметра окружности впадин шестерни – d_f=61мм, что дает значительный запас прочности

 

 

 

Рисунок 9.1 – Эпюры изгибающих моментов и крутящего момента

на ведущем валу

9.6 Расчет ведомого вала

На ведомый вал, помимо усилий в зубчатой передаче, действует

консольная сила от муфты F_м, но ввиду того, что масса муфты мала, этим усилием при расчете реакций и параметров вала можно пренебречь.

 

9.6.1 Составляем уравнения равновесия и определяем опорные

реакции в плоскости уz (вертикальная плоскость).

∑М_Су=0 R_Dу 2l₁ - F_t l₁ = 0,

откуда R_Dу=(F_t l₁)/ 2l₁= F_t / 2.

R_Dу =5060 /2 = 2530 Н. R_Cу = R_Dу= 2530 Н.

Проверка. R_Cу + R_Dу - F_t = 0

2530 + 2530- 5060 =0. 5060 - 5060 =0.

9.6.2 Составляем уравнения равновесия и определяем опорные

реакции в плоскости хz (горизонтальная плоскость).

- R_DХ *2l₁ + F_t * l₁ + F_м l₂ ) = 0,

откуда R_DХ=(F_t * l₁ + F _м* l₂)/(2l₁)

R_DХ =(5060*61 + 2500* 80) / (2*61) = 4169 Н.

-R_СХ*2l₁-F_t * l₁ + Fм (2 l₁+ l₂) = 0,

откуда R_СХ = [-F_t * l₁ +Fм (2 l₁+ l₂]/(2l₁)

R_СХ = [(- 5060*61+ 2500(2 *61 +80)] / (2*61) = 1609 Н.

 

Проверка. R_CX - R_DХ+F_t - F_м = 0

1609 [phone]=0. 6669 - 6669 =0

9.6.3 Построение эпюр изгибающих и вращающих моментов

в плоскости УZ (вертикальная плоскость)

Сечение 1-1

=61мм

М₁₌ . при Z₁=0; М₁=0.

при Z₁=61мм; М₁= 2356∙0,061=143,7 Нм.

 

Сечение 11-11

. при ; .

при ;

 

9.6.4 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

в плоскости ХZ (горизонтальная плоскость)

Сечение 1-1:

=80мм

М₁= - F_М z₁. при ; .

при М₁=- 2356х 0,080 =-200Н/м.

 

Сечение 11-11

. при ;

при ;

Рисунок 9.2 – Эпюры изгибающих моментов и крутящего

момента на ведомом валу

 

По данным расчётам строим в масштабе эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, а также эпюр крутящего момента.

 

9.6.5 Используя 3-ю теорию прочности определяем приведенный момент в опасном сечении по формуле

Нм

Приняв [ _-11] =50 Н/мм² получаем значения диаметра вала в опасном сечении

мм.

Фактический диаметр вала под колесом, 65мм больше расчетного, 52мм.

 

Задача расчета

- определить эквивалентную динамическую нагрузку;

- проверить подшипники на динамическую грузоподъемность;

- определить расчетную долговечность подшипника.

Данные для расчета

Частота вращения колец подшипника: n₂=380 мин^-1, n ₃=95 мин^-1.

Силы в полюсе зацепления: окружная F_t = 5060 H; радиальная F_r = 1900 H; осевая F_a = 1300 H.

Характеристики подшипников приведены в таблице 7.1.

Условие расчета

Проверочный расчет подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность определяется по условиям:

,

где - расчетная динамичность грузоподъемность, Н;

- базовая динамическая грузоподъемность, Н;

- расчетная долговечность, ч;

- требуемая долговечность, ч.

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162 -93 и составляет для зубчатых редукторов > 10000 ч.

Подбор и проверка шпонок

Шпонка исключает проскальзывание колеса по валу и служит для передачи крутящего момента от колеса к валу и обратно. Шпонка подбирается по диаметру вала и длине ступицы, и проверяется на смятие.

Проверке подлежат одна шпонка входного конца ведущего вала – под полумуфтой, одна шпонка промежуточного вала под колесом быстроходной передачи и две шпонки ведомого вала – под зубчатым колесом тихоходной передачи и на выходном конце вала под полумуфтой.

 

Схема шпоночного соединения

11.2 Задача расчета

Подобрать шпонки и проверить их на смятие.

11.3 Условие расчета

Подобранные шпонки должны удовлетворять условию

Допускаемые напряжения при стальной ступице и спокойной нагрузке

11.4 Подбор и проверка шпонок

Проверке подлежат одна шпонка ведущего вала – под шкивом ременной передачи, и две - ведомого вала – под зубчатым колесом и под полумуфтой.

Размеры шпонок b х h подбираем по таблице, а рабочую длину шпонки l_р замеряем с чертежа эскизной компоновки редуктора.

Таблица 11.1 – Размеры шпонок (ГОСТ 23360-78)

Вал	Диаметр вала, мм	Сечение шпонки, мм	Глубина паза, мм	Рабочая длина шпонки, мм	Вращаю- щий момент, Нм
d	b	h	вала t1	втулки t2	lр	Т
					3,3 4,3 4,4

Проверяем условие прочности по формуле

,

где d – соответствующий диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм.

;