Курсовая работа: Проектирование привода ленточного конвейера

Поделиться:
Нет комментариев

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Все поля обязательны для заполнения.

Название: Проектирование привода ленточного конвейера
Раздел: Промышленность, производство

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: Nвых
= 1 кВт.

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

Диаметр барабана: d = 200 мм.

График нагрузки

Срок службы: 15 лет.

Ксут
= 0,25

Кгод
= 0,7

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД привода: η = η1
2
· η2
2
· η3
4
= 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:

Nдв
n
= = 1 / 0,868 = 1,15 кВт.

Выбираем электродвигатель: АИР80В4; Nдв
= 1,5 кВт; nдв
= 1410 мин-1

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

Частота вращения барабана:

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

Передаточное число:

U = U1
· U2
= nдв
/ nвых
= 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
= nдв
= 1410 мин-1

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

n3
= 66,88 мин-1

Мощности на валах:

N1
= Nдв
· 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

Nвых
= 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 Nвых
/ nвых
= 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 НВСР2
; σв
= 780 МПа; σ-1
= 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1
; 285,5 НВСР1
; σв
= 890 МПа; σ-1
= 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].

Срок службы привода:

t = 24 · 365 · Kсут
· Кгод
· Кл
= 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

NK
4
= 60 · C · Σ[(Ti
/ Tmax
)3
· n4
· ti
] = 60 · 1 · [13
· 66,88 · 0,07 · 104
+ 0,73
· 66,88 · 1,73 · 104
+ 0,23
· 66,88 · 0,51 · 104
] = 27 · 106

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

При NK
4
> NHO
, коэффициент долговечности КН43
= КН44
= 1.

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

При NK
> NFO
, коэффициент долговечности КF
43
= КF
44
= 1.

[σ]H
3
= 1,8HBCP
1
+ 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]H
4
= 1,8HBCP
2
+ 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]F
1
= 1,03HBCP
1
= 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]F
2
= 1,03HBCP
2
= 248,5 · 1,03 = 256 МПа

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

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

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

КНβ
= 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
= z3
U2
= 26 · 4,04 = 105

d3
= mz3
= 1,5 · 26 = 39 мм

da
3
= d3
+ 2m = 39 + 2 · 1,5 = 42 мм

dt
3
= d3
– 2,5m = 39 – 2,5 · 1,5 = 35,25 мм

d4
= mz4
= 1,5 · 105 = 157,5 мм

da
4
= d4
+ 2m = 157,5 + 2 · 1,5 = 160,5 мм

dt
4
= d4
– 2,5m = 157,5 – 2,5 · 1,5 = 153,75 мм

b4
= ψва
· 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: уF
3
= 3,9, уF
4
= 3,6, стр. 42 [1].

F
3
] / уF
3
= 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF
4
] / уF
4
= 256 / 3,6 = 71 МПа

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

Коэффициент нагрузки: КF
= К
· KFV
= 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft
3
= Ft
4
= 2T2
/ d3
= 2 · 38,2 / 0,039 = 1959 H

радиальное: Fr
3
= Fr
4
= Ft
3
· tgα = 1959 · tg 20° = 713 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF
4
= Ft
4
· КF
· уF
4
/ b · m = 1959 · 1,14 · 3,6 / 40 · 1,5 = 134 МПа<[σ]F
4
= 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН
= = = 532 МПа

КН
= КНα
· КНβ
· КН
V
= 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα
= 1 стр. 32 [1]; КНβ
= 1 табл. 3.1 [1]; КН
V
= 1,05 стр. 32 [1].

σН
> [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

αW
1
= Кα
(U1
+ 1) = 495 · (5,22 + 1) = 79 мм.

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

КНβ
= 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем αW
1
= 80 мм.

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

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

z2
= z1
U1
= 21 · 5,22 = 110

d1
= mz1
= 1,25 · 21 = 26,25 мм

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

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

d2
= mz2
= 1,25 · 110 = 137,5 мм

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

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

b2
= ψва
· αW
1
= 0,315 · 80 = 25 мм

b1
= b2
+ 5 = 25 + 5 = 30 мм

Коэффициент формы зуба: уF
1
= 4,07, уF
2
= 3,6, стр. 42 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft
1
= Ft
2
= 2T1
/ d1
= 2 · 7,6 / 0,02625 = 579 H

радиальное: Fr
1
= Fr
2
= Ft
1
· tgα = 579 · tg 20° = 211 H

F
1
] / уF
1
= 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF
2
] / уF
2
= 256 / 3,6 = 71 МПа

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

Коэффициент нагрузки: КF
= К
· KFV
= 1,04 · 1,25 = 1,3

К
= 1,04 табл. 3.7 [1], KFV
= 1,25 табл. 3.8 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF
2
= Ft
2
· КF
· уF
2
/ b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа<[σ]F
2
= 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax
= σF
· Tmax
/ Tном
= 87 · 2,2 = 192 < [σFmax
] = 681 МПа

Fmax
] = 2,74НВ2
= 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН2
= = = 461 МПа < [σ]Н2
=514 МПа

КН
= КНα
· КНβ
· КН
V
= 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα
= 1 стр. 32 [1]; КНβ
= 1 табл. 3.1 [1]; КН
V
= 1,05 стр. 32 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax
= σН
· = 461 · = 684 МПа < [σНпр
] = 1674 МПа

Нпр
] = 3,1 · σТ
= 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 = 0,025αW
2
+ 3 = 0,025 · 100 + 3 = 5,5 мм

δ1
= 0,02αW
2
+ 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
= 0,03αW
2
+ 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: FM
= 250 = 250 = 3047 H

Ft
4
= 1959 H, Fr
4
= 713 H, a = 53 мм, b = 103 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RAx
(a + b) – Ft4
b = 0; RAx
= Ft4
b / (a + b) = 1959 · 0,103 / 0,156 = 1294 H

RBx
= Ft4
— RAx
= 1959 – 1294 = 665 H

Mx
= RBx
b = 665 · 0,103 = 69 H · м

RAy
= Fr4
b / (a + b) = 713 · 0,103 / 0,156 = 471 H

RBy
= Fr4
— RAy
= 713 – 471 = 242 H

My
= RBy
b = 242 · 0,103 = 25 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM
(a + b + c) – RAF
м
(a + b) = 0;

RAF
м
= FM
(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

RBF
м
= RAF
м
— FM
= 5000 – 3047 = 1953 H

RA
= = = 1377 H

RB
= = = 708 H

Для расчета подшипников:

RA
‘ = RA
+ RAF
м
= 1377 + 5000 = 6377 H

RB
‘ = RB
+ RBF
м
= 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:

FM
(a + b + c) – RAF
м
(a + b) = 0;

RAF
м
= FM
(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

RBF
м
= RAF
м
— FM
= 5000 – 3047 = 1953 H

Материалвала – сталь 45, НВ = 240, σв
= 780 МПа, σт
= 540 МПа, τт
= 290 МПа,

σ-1
= 360 МПа, τ-1
= 200 МПа, ψτ
= 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.

σа
= σu
= МAF
м
/ 0,1d3
= 304,7 · 103
/ 0,1 · 403
= 47,6 МПа

τа
= τк
/2 = Т3
/ 2 · 0,2d3
= 148,5 · 103
/ 0,4 · 403
= 5,8 МПа

Кσ
/ К
= 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ
/ К
= 2,2 табл. 10.13 [2];

K
= K
= 1 табл. 10.8 [2]; KV
= 1 табл. 10.9 [2].

Kσ
Д
= (Кσ
/ К
+ 1 / К
– 1) · 1 / KV
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

Kτ
Д
= (Кτ
/ К
+ 1 / К
– 1) · 1 / KV
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д
= σ-1
/ Kσ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа, τ-1Д
= τ -1
/ Kτ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ
= σ-1Д
/ σа
= 94,7 / 47,6 = 2; Sτ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 5,8 = 15,7

S = Sσ
Sτ
/ = 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

QA
= RA
‘ Kδ
KT
= 6377 · 1,3 · 1 = 8290 H

Ресурс подшипника:

Lh
= a23
(C / QA
)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 Lh
< [t] возьмем роликовые подшипники №2308; С = 80,9 кН;

d×D×B = 40×90×23, тогда:

Lh
= 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: dвых
= dэл.дв.
= 22 мм, под подшипники – Ø25 мм. Вал изготовлен заодно с шестерней Z1
.

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

Ft
1
= 579 H, Fr
1
= 211 H, a = 40 мм, b = 115 мм, с = 80 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RBx
(a + b) – Ft1
a = 0; RBx
= Ft1
a / (a + b) = 579 · 0,04 / 0,155 = 149 H

RAx
= Ft1
– RBx
= 579 – 149 = 430 H

Mx
= RAx
a = 430 · 0,04 = 17,2 H · м

RBy
= Fr1
a / (a + b) = 211 · 0,04 / 0,155 = 55 H

RAy
= Fr1
– RBy
= 211 – 55 = 156 H

My
= RBy
b = 55 · 0,115 = 6 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM
(a + b + c) – RAF
м
(a + b) = 0;

RAF
м
= FM
(a + b + c) / (a + b) = 345 · 0,235 / 0,155 = 523 H

RBF
м
= RAF
м
— FM
= 523 – 345 = 178 H

МХ
F
м
= RBF
м
b = 178 · 0,115 = 20,5 Н · м

МА
F
м
= FM
с = 345 · 0,08 = 27,6 Н · м

RA
= = = 457 H

RB
= = = 159 H

Для расчета подшипников:

RA
‘ = RA
+ RAF
м
= 457 + 523 = 980 H

RB
‘ = RB
+ RBF
м
= 159 + 178 = 337 H

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

МI

I
= = = 38,2 Н · м

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

Мпр
= = = 38,8 Н · м

dI

I
= = = 18,6 мм < dt
1
= 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

QA
= RA
‘ Kδ
KT
= 980 · 1,3 · 1 = 1274 H

Ресурс подшипника:

Lh
= a23
(C / QA
)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 Lh
< [t] возьмем роликовые подшипники №2305; С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17,

тогда

Lh
= 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:

Ft
2
= 579 H, Fr
2
= 211 H, k = 43 мм, d = 60 мм, l = 54 мм, Ft
3
= 1959 H, Fr
3
= 713 H.

RС
x
(l + d + k) – Ft3
(k + d) — Ft2
k = 0;

RCx
= (Ft3
(k + d) + Ft2
k) / (l + d + k) = (1959 · 0,103+ 579 · 0,043)/ 0,157 = 1444 H

RDx
= Ft3
+ Ft2
– RCx
= 1959 + 579 – 1444 = 1094 H

RCy
= (Fr3
(k + d) — Fr2
k) / (l + d + k) = (713 · 0,103- 211 · 0,043)/ 0,157 = 410 H

RDy
= Fr3
— Fr2
– RCy
= 713 — 211 – 410 = 92 H

Mx
= RCx
l = 1444 · 0,054 = 78 H · м; M’x
= RDx
k = 1094 · 0,043 = 47 H · м

My
= RCy
l = 410 · 0,054 = 22 H · м; M’y
= RDy
k = 92 · 0,043 = 4 H · м

MI-I
= = = 81 H · м

RC
= = = 1501 H

RD
= = = 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:

Мпр
= = = 87,5 Н · м

dI

I
= = = 24,4 мм < dt
3
= 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

QС
= RС
Kδ
KT
= 1501 · 1,3 · 1 = 1951 H

Ресурс подшипника:

Lh
= a23
(C / QС
)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 Lh
< [t] возьмем роликовые подшипники №2305;

С = 40,2 кН;

d×D×B = 25×62×17, тогда:

Lh
= 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 – V40°
= 28 мм2

V2
= 0,8 м/с – V40°
= 34 мм2

V40°ср
= 31 мм2

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

V40°
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:

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

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

σсм
= 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.

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

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

σсм
= 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.

σсм
= 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.