Оглавление

Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

7. Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

8. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

9. Смазка

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфт

Список использованной литературы

Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты

Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера.

Кинематическая схема привода

Мощность на валу барабана: N_вых = 1 кВт.

Скорость ленты конвейера: v = 0,7 м/с.

Диаметр барабана: d = 200 мм.

График нагрузки

Срок службы: 15 лет.

К_сут = 0,25

К_год = 0,7

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД привода: η = η₁² · η₂² · η₃⁴ = 0,98² · 0,97² · 0,99⁴ = 0,868

η₁ = 0,98 – КПД муфты;

η₂ = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи;

η₃ = 0,99 – КПД пары подшипников качения. табл. 1.1, [2]

Требуемая мощность двигателя:

N_двⁿ = = 1 / 0,868 = 1,15 кВт.

Выбираем электродвигатель: АИР80В4; N_дв = 1,5 кВт; n_дв = 1410 мин^-1

d_вых × l = 22 × 50 – размеры выходного конца вала.

Частота вращения барабана:

n_вых = 60v / πd = 60 · 0,7 / 3,14 · 0,2 = 66,88 мин^-1

Передаточное число:

U = U₁ · U₂ = n_дв / n_вых = 1410 / 66,88 = 21,1

Передаточное число тихоходной ступени:

U₂ = 0,88 = 0,88 = 4,04 табл. 1.3 [2].

Передаточное число быстроходной ступени:

U₁ = U / U₂ = 21,1 / 4,04 = 5,22

Частота вращения валов:

n₁ = n_дв = 1410 мин^-1

n₂ = n₁ / U₁ = 1410 / 5,22 = 270 мин^-1

n₃ = 66,88 мин^-1

Мощности на валах:

N₁ = N_дв · η₁ · η₃ = 1,15 · 0,98 · 0,99 = 1,12 кВт

N₂ = N₁ · η₂ · η₃ = 1,12 · 0,97 · 0,99 = 1,08 кВт

N₃ = N₂ · η₂ · η₃ = 1,08 · 0,97 · 0,99 = 1,04 кВт

N_вых = 1 кВт

Вращающие моменты на валах:

Т₁ = 9550 N₁ / n₁ = 9550 · 1,12 / 1410 = 7,6 Н·м

Т₂ = 9550 N₂ / n₂ = 9550 · 1,08 / 270 = 38,2 Н·м

Т₃ = 9550 N₃ / n₃ = 9550 · 1,04 / 66,88 = 148,5 Н·м

Т₄ = 9550 N_вых / n_вых = 9550 · 1 / 66,88 = 142,8 Н·м

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂; 248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁; 285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].

Срок службы привода:

t = 24 · 365 · K_сут · К_год · К_л = 24 · 365 · 0,25 · 0,7 · 15 = 2,3 · 10⁴ ч

Учитывая график нагрузки:

t₁ = 0,03 · 2,3 · 10⁴ = 0,07 · 10⁴ ч

t₂ = 0,75 · 2,3 · 10⁴ = 1,73 · 10⁴ ч

t₃ = 0,22 · 2,3 · 10⁴ = 0,51 · 10⁴ ч

N_K4 = 60 · C · Σ[(T_i / T_max)³ · n₄ · t_i] = 60 · 1 · [1³ · 66,88 · 0,07 · 10⁴ + 0,7³ · 66,88 · 1,73 · 10⁴ + 0,2³ · 66,88 · 0,51 · 10⁴] = 27 · 10⁶

N_HO = 16,5 · 10⁶ табл. 3.3 [4] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При N_K4 > N_HO, коэффициент долговечности К_Н43 = К_Н44 = 1.

N_FO = 4 · 10⁶ - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].

При N_K > N_FO, коэффициент долговечности К_F43 = К_F44 = 1.

[σ]_H3 = 1,8HB_CP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]_H4 = 1,8HB_CP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]_F1 = 1,03HB_CP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_F2 = 1,03HB_CP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₂ = К_α(U₂ + 1) = 495 · (4,04 + 1) = 110 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α₂ = 100 мм.

m = (0,01-0,02) α₂ = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.

z₃ = 2α₂ / m(U₂ + 1) = 2 · 100 / 1,5 · (4,04 + 1) = 26

z₄ = z₃U₂ = 26 · 4,04 = 105

d₃ = m z₃ = 1,5 · 26 = 39 мм

d_a3 = d₃ + 2m = 39 + 2 · 1,5 = 42 мм

d_t3 = d₃ – 2,5m = 39 – 2,5 · 1,5 = 35,25 мм

d₄ = m z₄ = 1,5 · 105 = 157,5 мм

d_a4 = d₄ + 2m = 157,5 + 2 · 1,5 = 160,5 мм

d_t4 = d₄ – 2,5m = 157,5 – 2,5 · 1,5 = 153,75 мм

b₄ = ψ_ва · α₂ = 0,4 · 100 = 40 мм

b₃ = b₄ + 5 = 40 + 5 = 45 мм

Окружная скорость:

V₂ = = = 0,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

Коэффициент формы зуба: у_F3 = 3,9, у_F4 = 3,6, стр. 42 [1].

[σ_F3] / у_F3 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σ_F4] / у_F4 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: К_F = К_Fβ · K_FV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t3 = F_t4 = 2T₂ / d₃ = 2 · 38,2 / 0,039 = 1959 H

радиальное: F_r3 = F_r4 = F_t3 · tgα = 1959 · tg 20° = 713 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F4 = F_t4 · К_F · у_F4 / b · m = 1959 · 1,14 · 3,6 / 40 · 1,5 = 134 МПа<[σ]_F4 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н = = = 532 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 стр. 32 [1]; К_Нβ = 1 табл. 3.1 [1]; К_НV = 1,05 стр. 32 [1].

σ_Н> [σ]_Н2

Перегрузка

Δσ = ((532 – 514) / 532) · 100% = 3,2%

Δσ = 3,2% < [Δσ] = 5% - допускается.

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

U₁ = 5,22

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью

α_W1 = К_α(U₁ + 1) = 495 · (5,22 + 1) = 79 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α_W1 = 80 мм.

m = (0,01-0,02) α_W1 = 0,8-1,6 мм, принимаем m = 1,25 мм.

z₁ = 2α_W1 / m(U₁ + 1) = 2 · 80 / 1,25 · (5,22 + 1) = 21

z₂ = z₁U₁ = 21 · 5,22 = 110

d₁ = m z₁ = 1,25 · 21 = 26,25 мм

d_a1 = d₁ + 2m = 26,25 + 2 · 1,25 = 28,75 мм

d_t1 = d₁ – 2,5m = 26,25 – 2,5 · 1,25 = 23,13 мм

d₂ = m z₂ = 1,25 · 110 = 137,5 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 137,5 + 2 · 1,25 = 140 мм

d_t2 = d₂ – 2,5m = 137,5 – 2,5 · 1,25 = 134,38 мм

b₂ = ψ_ва · α_W1 = 0,315 · 80 = 25 мм

b₁ = b₂ + 5 = 25 + 5 = 30 мм

Коэффициент формы зуба: у_F1 = 4,07, у_F2 = 3,6, стр. 42 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2T₁ / d₁ = 2 · 7,6 / 0,02625 = 579 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 579 · tg 20° = 211 H

[σ_F1] / у_F1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σ_F2] / у_F2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: К_F = К_Fβ · K_FV = 1,04 · 1,25 = 1,3

К_Fβ = 1,04 табл. 3.7 [1], K_FV = 1,25 табл. 3.8 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_t2 · К_F · у_F2 / b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа<[σ]_F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σ_Fmax = σ_F · T_max / T_ном = 87 · 2,2 = 192 < [σ_Fmax] = 681 МПа

[σ_Fmax] = 2,74НВ₂ = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н2 = = = 461 МПа < [σ]_Н2=514 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 стр. 32 [1]; К_Нβ = 1 табл. 3.1 [1]; К_НV = 1,05 стр. 32 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_max = σ_Н · = 461 · = 684 МПа < [σ_Нпр] = 1674 МПа

[σ_Нпр] = 3,1 · σ_Т = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V₁ = = 3,14 · 0,02625 · 1410 / 60 = 2,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α_W2 + 3 = 0,025 · 100 + 3 = 5,5 мм

δ₁ = 0,02α_W2 + 3 = 0,02 · 100 + 3 = 5 мм

Принимаем: δ = δ₁ = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03α_W2 + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм – М16

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 16 = 12 мм – М12

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 16 = 9,6 мм – М10

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 16 = 8 мм – М8

6. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 31 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø36 мм, под подшипники – Ø40 мм, под колесо -

Ø45 мм.

Усилие от муфты: F_M = 250 = 250 = 3047 H

F_t4 = 1959 H, F_r4 = 713 H, a = 53 мм, b = 103 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Ax(a + b) – F_t4b = 0; R_Ax = F_t4b / (a + b) = 1959 · 0,103 / 0,156 = 1294 H

R_Bx = F_t4 - R_Ax = 1959 – 1294 = 665 H

M_x = R_Bxb = 665 · 0,103 = 69 H · м

R_Ay = F_r4b / (a + b) = 713 · 0,103 / 0,156 = 471 H

R_By = F_r4 - R_Ay = 713 – 471 = 242 H

M_y = R_Byb = 242 · 0,103 = 25 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M(a + b + c) – R_AFм(a + b) = 0;

R_AFм = F_M(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

R_BFм = R_AFм - F_M = 5000 – 3047 = 1953 H

R_A = = = 1377 H

R_B = = = 708 H

Для расчета подшипников:

R_A' = R_A + R_AFм = 1377 + 5000 = 6377 H

R_B' = R_B + R_BFм = 708 + 1953 = 2661 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Реакции от усилия муфты:

F_M(a + b + c) – R_AFм(a + b) = 0;

R_AFм = F_M(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

R_BFм = R_AFм - F_M = 5000 – 3047 = 1953 H

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_AFм / 0,1d³ = 304,7 · 10³ / 0,1 · 40³ = 47,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₃ / 2 · 0,2d³ = 148,5 · 10³ / 0,4 · 40³ = 5,8 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 табл. 10.13 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 табл. 10.8 [2]; K_V = 1 табл. 10.9 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа, τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 47,6 = 2; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 5,8 = 15,7

S = S_σ S_τ / = 2 · 15,7 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №208, С = 32 кН, С₀ = 17,8 кН, d×D×B = 40×80×18

Q_A = R_A' K_δ K_T = 6377 · 1,3 · 1 = 8290 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₃) = 0,8 · (32 / 8,29)³ · (10⁶ / 60 · 66,88) = 1,1 · 10⁴ ч

1,1 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_h < [t] возьмем роликовые подшипники №2308; С = 80,9 кН;

d×D×B = 40×90×23, тогда:

L_h = 0,7 · (80,9 / 8,29)^3,3 · (10⁶ / 60 · 66,88) = 3,2 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

7. Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 11,5 мм

Принимаем: d_вых = d_эл.дв. = 22 мм, под подшипники – Ø25 мм. Вал изготовлен заодно с шестерней Z₁.

Усилие от муфты: F_M = 125 = 125 = 345 H

F_t1 = 579 H, F_r1 = 211 H, a = 40 мм, b = 115 мм, с = 80 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

R_Bx(a + b) – F_t1a = 0; R_Bx = F_t1a / (a + b) = 579 · 0,04 / 0,155 = 149 H

R_Ax = F_t1 – R_Bx = 579 – 149 = 430 H

M_x = R_Axa = 430 · 0,04 = 17,2 H · м

R_By = F_r1a / (a + b) = 211 · 0,04 / 0,155 = 55 H

R_Ay = F_r1 – R_By = 211 – 55 = 156 H

M_y = R_Byb = 55 · 0,115 = 6 H · м

Реакции от усилия муфты:

F_M(a + b + c) – R_AFм(a + b) = 0;

R_AFм = F_M(a + b + c) / (a + b) = 345 · 0,235 / 0,155 = 523 H

R_BFм = R_AFм - F_M = 523 – 345 = 178 H

М_ХFм = R_BFм b = 178 · 0,115 = 20,5 Н · м

М_АFм = F_M с = 345 · 0,08 = 27,6 Н · м

R_A = = = 457 H

R_B = = = 159 H

Для расчета подшипников:

R_A' = R_A + R_AFм = 457 + 523 = 980 H

R_B' = R_B + R_BFм = 159 + 178 = 337 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев.

М_I-I = = = 38,2 Н · м

Определим диаметр вала в опасном сечении при совместном действии изгиба и кручения:

М_пр = = = 38,8 Н · м

d_I-I = = = 18,6 мм < d_t1 = 23,13 мм

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С₀ = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

Q_A = R_A' K_δ K_T = 980 · 1,3 · 1 = 1274 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₁) = 0,8 · (14 / 1,27)³ · (10⁶ / 60 · 1410) = 1,3 · 10⁴ ч

1,3 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_h < [t] возьмем роликовые подшипники №2305; С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17,

тогда

L_h = 0,7 · (40,2 / 1,27)^3,3 · (10⁶ / 60 · 1410) = 7,3 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

8. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Исходные данные:

F_t2 = 579 H, F_r2 = 211 H, k = 43 мм, d = 60 мм, l = 54 мм, F_t3 = 1959 H, F_r3 = 713 H.

R_Сx(l + d + k) – F_t3(k + d) - F_t2k = 0;

R_Cx = (F_t3(k + d) + F_t2k) / (l + d + k) = (1959 · 0,103+ 579 · 0,043)/ 0,157 = 1444 H

R_Dx = F_t3 + F_t2 – R_Cx = 1959 + 579 – 1444 = 1094 H

R_Cy = (F_r3(k + d) - F_r2k) / (l + d + k) = (713 · 0,103- 211 · 0,043)/ 0,157 = 410 H

R_Dy = F_r3 - F_r2 – R_Cy = 713 - 211 – 410 = 92 H

M_x = R_Cxl = 1444 · 0,054 = 78 H · м; M'_x = R_Dxk = 1094 · 0,043 = 47 H · м

M_y = R_Cyl = 410 · 0,054 = 22 H · м; M'_y = R_Dyk = 92 · 0,043 = 4 H · м

M_I-I = = = 81 H · м

R_C = = = 1501 H

R_D = = = 1098 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана нарезкой зубьев. Определим диаметр вала в сечении I – I по совместному действию изгиба и кручения:

М_пр = = = 87,5 Н · м

d_I-I = = = 24,4 мм < d_t3 = 35,25 мм

Прочность вала обеспечена.

Вал изготовлен заодно с шестерней z₃. Принято: под колесом z₂ – Ø30 мм, под подшипниками – Ø25 мм. Выбор типа подшипника. Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,

С = 14 кН, С₀ = 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15

Q_С = R_С K_δ K_T = 1501 · 1,3 · 1 = 1951 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_С)^m (10⁶ / 60n₂) = 0,8 · (14 / 1,95)³ · (10⁶ / 60 · 270) = 1,8 · 10⁴ ч

1,8 · 10⁴ ч < [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Так как L_h < [t] возьмем роликовые подшипники №2305;

С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17, тогда:

L_h = 0,7 · (40,2 / 1,95)^3,3 · (10⁶ / 60 · 270) = 9,3 · 10⁴ ч > [t] = 2,5 · 10⁴ ч

Подшипник подходит.

9. Смазка

Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в масло на полную высоту зуба.

Вязкость масла по табл. 11.1 [2]:

V₁ = 2,8 м/с – V_40° = 28 мм²/с

V₂ = 0,8 м/с – V_40° = 34 мм²/с

V_40°ср = 31 мм²/с

По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого

V_40°C = 29-35 мм²/с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Напряжение смятия:

σ_см = 2Т / d(l – b)(h – t₁) < [σ]_см = 120 МПа

Ведущий вал Ø22 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t₁ = 3,5 мм.

σ_см = 2 · 7,6 · 10³ / 22 · (40 – 6)(6 – 3,5) = 8,12 МПа < [σ]_см

Промежуточный вал Ø30 мм, шпонка 8 × 7 × 36, t₁ = 4 мм.

σ_см = 2 · 38,2 · 10³ / 30 · (36 – 8)(7 – 4) = 23 МПа < [σ]_см

Ведомый вал Ø36 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t₁ = 5 мм.

σ_см = 2 · 148,5 · 10³ / 36 · (45 – 10)(8 – 5) = 80,8 МПа < [σ]_см

Ведомый вал Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 50, t₁ = 5,5 мм.

σ_см = 2 · 148,5 · 10³ / 45 · (50 – 14)(9 – 5,5) = 52,8 МПа < [σ]_см

11. Выбор муфт

Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметры концов валов: Ø22 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 63-22-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.

В нашем случае: Т₁ = 7,6 Н · м

Муфта, соединяющая ведомый вал с валом барабана.

Диаметры концов валов: Ø36 мм.

По ГОСТ 21424-93 принята муфта:

Муфта 250-36-1-У3 ГОСТ 21424-93.

[T] = 250 Н · м, D × L = 140 × 165.

В нашем случае: Т₃ = 148,5 Н · м

Запас у муфт большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгиб нет надобности.

Список использованной литературы

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, "Машиностроение", 1988 г.

2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.