Проект привода с цилиндрическим зубчатым редуктором

СОДЕРЖАНИЕ Задание

1. Энерго-кинематический расчёт

2. Расчёт быстроходной цилиндрической передачи

2.1 Выбор материалов

2.2 Проектировочный расчёт передачи

2.3 Геометрические размеры передачи

2.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

2.5 Силы в зацеплении

2.6 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

2.7 Проверочный расчёт на статическую прочность10

3. Расчёт тихоходной цилиндрической передачи0

3.1 Выбор материалов

3.2 Проектировочный расчёт передачи

3.3 Геометрические размеры передачи

3.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

3.5 Силы в зацеплении

3.6 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

3.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

4. Расчёт открытой цилиндрической передачи

4.1 Выбор материалов

4.2 Проектировочный расчёт передачи

4.3 Геометрические размеры передачи

4.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

4.5 Силы в зацеплении

4.6 Проверочный расчёт по изгибным напряжениям

4.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

5. Расчёт элементов корпуса

6. Выбор и расчёт подшипников

6.1 Реакции опор в вертикальной плоскости

6.2 Расчёт реакций опор и изгибающих моментов промежуточного вала

6.3 Расчёт тихоходного вала

6.4 Расчёт подшипников быстроходного вала

6.5 Расчёт подшипников промежуточного вала

7. Уточнённый расчёт валов

8. Расчёт шпоночных соединений

9. Выбор масла

10. Выбор муфт Список использованной литературы ЗАДАНИЕ Спроектировать привод Рдв = 7,5 кВт, Uпр = 30, п_дв = 1500 мин-1

Рисунок 1 — Схема привода: 1 — электродвигатель, 2 — муфта, 3 — редуктор соосный, 4 — открытая цилиндрическая передача

1. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ Находим КПД привода, учитывая, что:

_цил — КПД закрытой цилиндрической передачи, _цил = 0,96;

_от — КПД открытой цилиндрической передачи, _цил = 0,95;

_м — КПД муфты, _м = 0,98;

_п — КПД пары подшипников, _п = 0,99.

_пр = _{м цил}²_п³ = 0,98 · 0,95· 0,96² · 0,99³ = 0,8852

Значения к.п.д. для различных типов передач и подшипников приведены в табл. 1.

Таблица 1

По мощности 7,5 кВт выбираем следующие электродвигатели

1. АИР112М2У3 P=7,5 кВт, n=2895 мин^-1

2. АИР132S4У3 P= 7,5 кВт, n=1440 мин^-1

3. АИР132M6У3 P= 7,5 кВт, n=960 мин^-1

4. АИР160S8У3 P= 7,5 кВт, n=727 мин^-1

По условиям задания принимаем двигатель АИР132S4У3 P= 7,5 кВт, n=1440 мин^-1

Выбираем электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый АИР132М6У3 ТУ 16−525.564−84

АИР — серия;

132 — высота оси центров;

S — установочный размер по длине станины;

4 — число полюсов;

У3 — категория климатического размещения.

Мощность электродвигателя Р_дв = 7,5 кВт, число оборотов n_дв =1440 мин^-1_.

Определяем и частоту вращения приводного вала:

Число оборотов электродвигателя

n_дв = n_IV u_бu_тих u_от

Коэффициент относительной ширины

ближайшее стандартное передаточное число 5

Принимаем u_б = 5 — передаточное число быстроходной передачи;

u_тих = 4 — передаточное число тихоходной передачи

Передаточное число открытой цилиндрической передачи

Уточняем передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора

Так как n_дв = 1440 мин^-1, то

Мощности на валах

Р_II = Р_{дв м п} = 7,5 · 0,98 · 0,99 = 7,27 (кВт)

Р_III = Р_{II цил п} =7,27 · 0,96 · 0,99 = 6,91 (кВт)

Р_IV = Р_{III цилп} = 6,91 · 0,96 · 0,95 = 6,3 (кВт)

Частоты вращения валов

n_I = n_дв = 1440 мин^-1

n_II = n_I /u_б = 1440/5 = 288 мин^-1

n_III = n_II /u_т = 288/4,0 = 72 мин^-1

n_IV = n_III /u_от = 72/1,5 = 48 мин^-1

Определяем угловую скорость каждого вала по формуле

Крутящие моменты на валах находим по формуле

(Нм) (Нм)

(Нм) (Нм)

Определяем диаметры валов

Из каталога электродвигателей диаметр d_B1 = 38 мм, d_B2 = d_B1 = 38 мм

Диаметры остальных валов находим по формуле

где:[]_K — пониженное допускаемое напряжение при кручении, принимаем []_K = 15…25 МПа, тогда

мм, принимаем 50 мм

мм, принимаем 65 мм

Результаты расчётов сводим в таблицу 2

Таблица 2

Результаты энерго-кинематического расчёта привода

2. РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материалов Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки, для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса Выбираем для шестерни — сталь 40Х, закалка, твёрдость сердцевины 269…302 НВ, твёрдость зубьев 48…53 HRC_э.

Среднее значение твёрдости Н₁^пов=0,5(48+53)=50,5 HRC_э или 490 НВ. Предел текучести _т1 = 750 МП. Для колеса — сталь 50, улучшение, твёрдость зубьев 269…302 НВ. Среднее значение твёрдости Н₂^пов=0,5(269+302)=285,5, _т = 530 МПа.

Таблица 3

При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на сопротивление усталости

где _HR — базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базе испытаний, МПа;

Для шестерни _HR1 = 18 HRC_э +150 = 18 50,5 + 150 =1059 МПа Для колеса _HR2 = _HR1 = 2НВ₂ + 70 = 2285,5 + 70 = 601 МПа Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, выбираем по табл. 1.2 Z_R=1

Коэффициент, учитывающий влияние скорости, выбираем из табл. 1.3 Zv= 1

Находим базу испытаний, зависящую от твёрдости Для шестерни

N_HG1=30HB^2,4=30 490 ^2,4 = 8,58 10⁷

Для колеса

N_HG2=30HB^2,4=30 285,5^2,4 = 2,35 10⁷

Оцениваем суммарный ресурс

L_h = 365К_год24К_сут = 4 365 0,66 24 0,5 = 11 563,2 ч Определяем суммарное число циклов нагружений при числе зацеплений каждого зуба за один оборот, с=1.

Для шестерни

N_H1=N₁=60cn₁L_h = 60 960 11 563,2=6,6610⁸

Для колеса

N_H2=N₂= N₁ / u = 6,6610⁸ /5,02 = 1,32 10⁸

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям К_НБ оценивается по формуле при m = 6 по циклограмме нагрузки Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев шестерни

N_HE1=NK_HE= 6,66 10⁸0,54= 3,5910⁸

колеса

N_HE2= N_HE1/u = 3,5910⁸ /5,02 = 7,1 10⁷

Так как N_HE1 N_HG1 и N_HE2 N_{HG2 ,} то коэффициенты долговечности Z_N1,2 = 1

S_H — коэффициент безопасности, рекомендуется S_H = 1,1 при нормализации, улучшении или объёмной закалке; S_H = 1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании;

Для шестерни МПа Для колеса МПа Допускаемые контактные напряжения, используемые в расчёте, находим по формуле

_Нр = 0,45(_Н1 + _Н2) = 0,45(962,73+583)=695,58 1,25_Н2 = 1,25 583=729

Допустимые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев Для шестерни _FR1 = 500 МПа Для колеса 1,8НВ = 1,8 285,5 = 514 МПа

Допускаемые изгибные напряжения.

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 4:

Таблица 4

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям К_FE оценивается по формуле при m = 6

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев шестерни

N_FE1=NK_FE= 6,66 10⁸0,39= 2,5910⁷

колеса

N_FE2= N_FE1/u = 2,5910⁸ /5,02 = 5,1 10⁶

Так как N_FE1 N_FG2 N_FG =2,4 10⁶_, то коэффициенты Y_N1=Y_N2=1

S_F — коэффициент безопасности, рекомендуется S_F = 1,75

Напряжения изгиба Для шестерни МПа Для колеса МПа Допустимые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев Для шестерни [_F]_max1 = 1400 МПа Для колеса [_F]_max2 = 2,7HB = 2,7 285,5 = 770 МПа

2.2 Проектировочный расчёт передачи Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10 .

Число зубьев шестерни Округляем до целого числа, принимаем 19 зубьев Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁ u = 19 5,02 = 95,38 = 95

Уточняем угол наклона зубьев

= 20,2165 или 2012'39''

Рисунок 2

2.3 Геометрические размеры передачи Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм

(мм)

(мм) Действительное передаточное число Отклонение этого значения Проверка (мм) Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n = 60 + 2 3,0 = 66 мм

d_a2 = d₂ + 2m_n = 300 + 2 3,0 = 306 мм

мм Однако, поскольку редуктор соосный принимаем межосевое расстояние тихоходной ступени, а = 180 мм.

Определяем ширину колеса

b₁ = _ba · a = 0,4 · 107,31 = 42,92 (мм),

Округляем до целого числа, принимаем 43 мм. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем b₁ = 48 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

2.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям Окружная скорость колёс с степень точности передачи

(м/с) По [1. стр. 32], выбираем степень точности передачи — 8-В По табл. 1.17 в зависимости от степени точности, типа передачи и твёрдости материала коэффициент динамичности нагрузки K_Hv =1,0

Коэффициент концентрации K_H = 1,15 1, табл. 1.10,

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями K_H = 1,08 1, табл. 17

Значения коэффициента динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям () приведены в табл.5

Коэффициент нагрузки

K_H = K_H K_H K_Hv = 1,0 1,04 1,08 = 1,12

Проверяем контактные напряжения по формуле 1.26 1

2.5 Силы в зацеплении Определяем окружную силу в зацеплении

(Н) Радиальная сила в зацеплении

(Н) Осевая сила в зацеплении F_a = F_t tg = 2060 tg 20,2156 = 1957,00 Н

2.6 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба 1, формула 3.25:

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_FK_FK_Fv = 1,1 0,91 1,22 = 1,22

K_F = 0,91 1, стр. 42

K_Fv = 1,1 1, стр. 42

K_F = 1,22

Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Вывод: на примере тихоходной передачи произвели ее расчет: определили допускаемое контактное и изгибное напряжения, марку стали колес (шестерни), произвели расчет зубьев на прочность.

Для шестерни z_v1 = 22 Y_F1 = 3,9 1, стр. 42

Для колеса z_v2 = 99 Y_F2 = 3,61 1, стр. 42

Для шестерни Для колеса

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше К_F = 1 1, стр. 296

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25) 1

Условие прочности выполнено.

2.7 Проверочный расчёт на статическую прочность Проверочные расчёты на статическую прочность при действии нагрузки.

Максимальное контактное напряжение с учётом коэффициента перегрузки К_п=Т_пус/Т=1,3 (по заданию).

2020 МПа Максимальное напряжение в ножке зуба

770 МПа Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

3. РАСЧЁТ ТИХОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материалов Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки, для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса Выбираем для шестерни — сталь 40Х, закалка, твёрдость сердцевины 269…302 НВ, твёрдость зубьев 48…53 HRC_э. Среднее значение твёрдости Н₁^пов=0,5(48+53)=50,5 HRC_э или 490 НВ. Предел текучести _т1 = 750 МП.

Для колеса — сталь 50, улучшение, твёрдость зубьев 269…302 НВ. Среднее значение твёрдости Н₂^пов=0,5(269+302)=285,5, _т = 530 МПа.

Таблица 5

При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на сопротивление усталости

где _HR — базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базе испытаний, МПа;

Для шестерни _HR1 = 18 HRC_э +150 = 18 50,5 + 150 =1059 МПа Для колеса _HR2 = _HR1 = 2НВ₂ + 70 = 2285,5 + 70 = 601 МПа Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, выбираем по табл. 1.2 Z_R=1

Коэффициент, учитывающий влияние скорости, выбираем из табл. 1.3 Zv= 1

Находим базу испытаний, зависящую от твёрдости Для шестерни

N_HG1=30HB^2,4=30 490 ^2,4 = 8,58 10⁷

Для колеса

N_HG2=30HB^2,4=30 285,5^2,4 = 2,35 10⁷

Оцениваем суммарный ресурс

L_h = L365К_год24К_сут = 4 365 0,66 24 0,5 = 11 563,2 ч Определяем суммарное число циклов нагружений при числе зацеплений каждого зуба за один оборот, с=1.

Для шестерни

N_H1=N₁=60cn₁L_h = 60 1 191,2 311 563,2=1,3210⁸

Для колеса

N_H2=N₂= N₁ / u = 1,3210⁸ /4,0 = 3,3110⁷

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям К_НБ оценивается по формуле при m = 6

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев шестерни

N_HE1=NK_HE= 1,32 10⁸0,54= 7,110⁷

колеса

N_HE2= N_HE1/u = 7,110⁷ /4,0 = 1,78 10⁷

Так как N_HE1 N_HG1 и N_HE2 N_{HG2 ,} то коэффициенты долговечности Z_N1,2 = 1

S_H — коэффициент безопасности, рекомендуется S_H = 1,1 при нормализации, улучшении или объёмной закалке; S_H = 1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании;

Для шестерни МПа Для колеса МПа Допускаемые контактные напряжения, используемые в расчёте, находим по формуле

_Нр = 0,45(_Н1 + _Н2) = 0,45(962,73+583) = 695,58 1,25_Н2 = 1,25 583 = 729

Допустимые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев Для шестерни _FR1 = 500 МПа Для колеса 1,8НВ = 1,8 285,5 = 514 МПа

Допускаемые изгибные напряжения.

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 4:

Таблица 6

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям К_FE оценивается по формуле при m = 6

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев шестерни

N_FE1=NK_FE= 1,32 10⁸0,39= 5,1410⁷

колеса

N_FE2= N_FE1/u = 5,1410⁸ /4,0 = 1,28 10⁷

Так как N_FE1 N_FG2 N_FG =4 10⁶_, то коэффициенты Y_N1=Y_N2=1

S_F — коэффициент безопасности, рекомендуется S_F = 1,75

Напряжения изгиба Для шестерни МПа Для колеса МПа Допустимые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев для шестерни [_F]_max1 = 1400 МПа Для колеса [_F]_max2 = 2,7HB = 2,7 285,5 = 770 МПа

3.2 Проектировочный расчёт передачи Принимаем предварительные коэффициенты нагрузки К'_Н = 1,3. Принимаем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния _ba = b/a= 0,4

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев 1, формула 3.7, мм

(мм) где: К_o = 410 МПа^1/3 для стальных косозубых колёс;

Ближайшее значение межосевого расстояния, а = 160 мм, 1, стр. 36, по конструктивным соображениям принимаем 180 мм.

Рисунок 3

Определяем нормальный модуль

m_n = (0,016…0,0315) a = 2,6…5,13 3,0 (мм) Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 10 .

Число зубьев шестерни Округляем до целого числа, принимаем 23 зуба Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁ u = 23 4 = 92

Уточняем угол наклона зубьев

= 18,4420 или 1826'18''

3.3 Геометрические размеры передачи Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм

(мм)

(мм) Проверка (мм) Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n = 72,0 + 2 3,0 = 78 мм

d_a2 = d₂ + 2m_n = 288 + 2 3,0 = 294 мм Определяем ширину колеса

b₁ = _ba · a = 0,4 · 180 = 72 (мм), принимаем 72 мм Округляем до целого числа, принимаем 72 мм. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем b₁ = 77 мм.

3.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям Окружная скорость колёс с степень точности передачи

(м/с) По [1. стр. 32], выбираем степень точности передачи — 8-В По табл. 1.17 в зависимости от степени точности, типа передачи и твёрдости материала коэффициент динамичности нагрузки K_Hv =1,0

Коэффициент концентрации K_H = 1,08 1, табл. 1.10,

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями K_H = 1,09 1, табл. 17

Коэффициент нагрузки

K_H = K_H K_H K_Hv = 1,08 1,09 1,0 = 1,18

Проверяем контактные напряжения по формуле 1.26 1

3.5 Силы в зацеплении Определяем окружную силу в зацеплении

(Н) Радиальная сила в зацеплении

(Н) Осевая сила в зацеплении

F_a = F_t tg = 8352,22 tg 18,4420 = 2489,55 Н

3.6 Проверочный расчёт по изгибным напряжениям Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба 1, формула 3.25:

Здесь коэффициент нагрузки

K_F = K_FK_FK_Fv = 0,92 1,17 1,1 = 1,18

K_F = 1,17 1, стр. 42

K_Fv = 1,1 1, стр. 42

K_F = 0,92

Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Для шестерни z_v1 = 23 Y_F1 = 3,89 1, стр. 42

Для колеса z_v2 = 99 Y_F2 = 3,61 1, стр. 42

Для шестерни Для колеса

Вывод: на примере тихоходной передачи произвели ее расчет: определили допускаемое контактное и изгибное напряжения, марку стали колес (шестерни), произвели расчет зубьев на прочность.

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25) 1

Условие прочности выполнено

3.7 Проверочный расчёт на статическую прочность Проверочные расчёты на статическую прочность при действии нагрузки.

Максимальное контактное напряжение с учётом коэффициента перегрузки К_п=Т_пус/Т=1,3 (по заданию).

2020 МПа Максимальное напряжение в ножке зуба

770 МПа Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

Результаты расчётов сводим в таблицу 7.

Таблица 7

Результаты расчётов цилиндрических передач

4. РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Выбор материалов Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки, для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса Выбираем для шестерни — сталь 40Х, закалка, твёрдость сердцевины 269…302 НВ, твёрдость зубьев 48…53 HRC_э. Среднее значение твёрдости Н₁^пов=0,5(48+53)=50,5 HRC_э или 490 НВ. Предел текучести _т1 = 750 МП.

для колеса — сталь 50, улучшение, твёрдость зубьев 269…302 НВ. Среднее значение твёрдости Н₂^пов=0,5(269+302)=285,5, _т = 530 МПа.

Таблитца 8

Допускаемые изгибные напряжения

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 9:

Таблица 9

4.2 Проектировочный расчёт передачи Принимаем предварительные коэффициенты нагрузки К'_Н = 1,3. Принимаем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния _ba = b/a= 0,4

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев 1, формула 3.7, мм

(мм) где: К_o = 425 МПа^1/3 для стальных прямозубых колёс;

Рисунок 4

Ближайшее значение межосевого расстояния, а = 180 мм, 1, стр. 36.

Определяем нормальный модуль

m_n = (0,016…0,0315) a = 2,6…5,13 3,0 (мм) Число зубьев шестерни Округляем до целого числа, принимаем 48 зуба Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁ u = 48 1,5 = 72

4.3 Геометрические размеры передачи Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм

(мм)

(мм) Проверка (мм) Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n = 138,0 + 2 3,0 = 144 мм

d_a2 = d₂ + 2m_n = 216 + 2 3,0 = 222 мм Определяем ширину колеса

b₁ = _ba · a = 0,4 · 180 = 72 (мм), принимаем 72 мм Округляем до целого числа, принимаем 72 мм. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем b₁ = 77 мм.

4.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям Окружная скорость колёс с степень точности передачи

(м/с) По [1. стр. 32], выбираем степень точности передачи — 8-В По табл. 1.17 в зависимости от степени точности, типа передачи и твёрдости материала коэффициент динамичности нагрузки K_Hv =1,0

Коэффициент концентрации K_H = 1,08 1, табл. 1.10,

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями K_H = 1,09 1, табл. 17

Коэффициент нагрузки

K_H = K_H K_H K_Hv = 1,08 1,09 1,0 = 1,18

Значения коэффициента динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям () приведены в табл. 5

Проверяем контактные напряжения по формуле 1.26 1

4.5 Силы в зацеплении Определяем окружную силу в зацеплении

(Н) Радиальная сила в зацеплении

(Н)

4.6 Проверочный расчёт по изгибным напряжениям Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба 1, формула 3.25:

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_FK_FK_Fv = 0,92 1,17 1,1 = 1,18

K_F = 1,17 1, стр. 42

K_Fv = 1,1 1, стр. 42

K_F = 0,92

Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Для шестерни z_v1 = 48 Y_F1 = 3,80 1, стр. 42

Для колеса z_v2 = 72 Y_F2 = 3,65 1, стр. 42

Для шестерни Для колеса

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, для которого найденное отношение меньше Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25) 1

Вывод: на примере тихоходной передачи произвели ее расчет: определили допускаемое контактное и изгибное напряжения, марку стали колес (шестерни), произвели расчет зубьев на прочность.

Условие прочности выполнено.

4.7 Проверочный расчёт на статическую прочность Проверочные расчёты на статическую прочность при действии нагрузки.

Максимальное контактное напряжение с учётом коэффициента перегрузки К_п=Т_пус/Т=1,3 (по заданию).

2020 МПа Максимальное напряжение в ножке зуба

770 МПа Следовательно, статическая прочность зубьев обеспечена.

энергетический кинематический передача вал подшипник

5. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок редуктора, между ними оставляют зазор «а», который определяют по формуле

(мм) где L — наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач. Принимаем «а» = 12 мм.

L = 180+300/2+288/2 = 474 мм Расстояние «в» между дном корпуса и поверхностью колёс принимаем в 4а, в = 4· 12 = 48 мм Толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять по формуле

мм, мм Принимаем = 7 мм.

Толщину внешних рёбер жесткости принимаем 6 мм.

Толщина стенки крышки корпуса ₁ = 0,9, ₁ = 0,9 7 = 6 мм.

Размеры фланцев корпуса и крышки принимаем 32 мм + = 40 мм.

Опорную поверхность корпуса следует выполнять в виде двух длинных, параллельно расположенных или нескольких небольших платиков, расположенных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки корпуса. Число болтов принимаем 4, диаметры болтов М16.

Точность фиксирования крышки редуктора относительно корпуса достигается штифтами, которые располагаются на возможно большем расстоянии друг от друга. Диаметры штифтов принимаем 10 мм.

6. РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ ОПОР

6.1 Реакции опор в вертикальной плоскости На вал действуют силы в вертикальной плоскости:

F_r — радиальная сила на шестерне;

F_a — осевая сила на шестерне;

В горизонтальной плоскости:

F_t — окружная сила на шестерне;

F_м — окружная сила от муфты;

Исходные данные:

d = 360 м, l₁ = 0,032 м, l₂ = 0,032 м, l₃ = 0,110 м, Fr = 789,08 Н,

F_a = 198 Н, F_t = 2060 Н, F_м = 1176 Н Сумма моментов в точке, А равняется 0:

МАу = 0 -Frl₁ — Fa0,5d + RВy (l₁ +l₂) = 0;

Н Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВу = 0, Frl₂ — Fa0,5d — RАy (l₁ +l₂) = 0;

Н Проверка: У = 0, -RAy + F_r +RBy = 0;

Эпюры изгибающих и крутящего моментов быстроходного вала Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Му_2слева = - RAyl₁ = - 79,14 · 0,032 = - 2,53 Нм Му_{2справа} = - RByl₂ = - 266,72 · 0,032 = - 8,53 Нм

Реакции опор в горизонтальной плоскости Сумма моментов в точке, А равняется 0:

МАх = 0, Ftl₁ — RBx (l₁ + l₂) — Fм (l₁ + l₂ + l₃) = 0;

Н Знак (-) свидетельствует об изменении направления действия силы Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВх = 0, — F_tl₂ + RAx (l₁ + l₂) — Fм l₃ = 0;

Н Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Мх₂ = RAхl₁ = 2376,68 · 0,032 = 76,05 Нм Мх₃ = F_мl₃ = 1176 · 0,11 = 129,36 Нм Суммарные реакции опор в подшипниках:

Н

Н Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под подшипником М_и = 129,36 Н. Концентратор напряжений — посадка с натягом.

6.2 Расчёт реакций опор и изгибающих моментов промежуточного вала На вал действуют силы в вертикальной плоскости:

F_r1, F_r2 — радиальная сила на колесе и шестерне;

F_a1, F_a2 — осевая сила на колесе и шестерне;

В горизонтальной плоскости:

F_t1, F_t2 — окружная сила на колесе и шестерне.

Исходные данные:

l₁ = 0,08 м, l₂ = 0,140 м, l₃ = 0,045 м,

d₂ = 300 мм, F_r2 = 789,08 Н, F_a2 = 798 Н, F_t2 = 2060 Н,

d₁ = 72 мм, F_r1 = 3171,72 Н, F_a1 = 2489,5 Н, F_t1 = 8352,2 Н, Реакции опор в вертикальной плоскости Сумма моментов в точке, А равняется 0:

МАу = 0 -Fr₂l₁ — 0,5Fa₂d₂ + RВy (l₁ +l₂ + l₃) — Fr₁(l₁+l₂) + 0,5Fa₁d₁ = 0;

Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВу = 0, Fr₂(l₂ + l₃) — 0,5Fa₂d₂ + 0,5Fa₁d₁ — RАy (l₁ +l₂+ l₃) + Fr₁l₃ = 0;

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Му_2слева = - RAyl₁ = -396,78 · 0,08 = - 31,74 Нм Му_{2справа} = RBy (l₂+l₃) + F_r2 l₂ = - 1193,77 · 0,225 + 266,72 · 0,14 = -231,25

Нм Му_3слева = - RАy (l₁+l₂) + F_r1 l₂ = - 396,78 · 0,22 + 1323,84 · 0,14 = -97,98

Нм Му_{3справа} = RByl₃ = - 1323,84 · 0,045 = - 59,57 Нм Реакции опор в горизонтальной плоскости Сумма моментов в точке, А равняется 0:

МАх = 0, F_t2l₁ — F_t1(l₁ + l₂) — RBx (l₁ + l₂ + l₃) = 0;

Н Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВх = 0, — F_t2 (l₂ + l₃) + F_t1l₃ + RAx (l₁ + l₂ + l₃) = 0;

Н Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Мх₂ = RAхl₁ = 2695,58 · 0,08 = 215,64 Нм Мх₃ = RВхl₃ = 1569,12 · 0,045 = -70,61 Нм Суммарные реакции опор в подшипниках:

Н Нм Опасное сечение находится под шестерней.

Концентратор напряжений — вал-шестерня.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении Нм

Эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала

6.3 Расчёт тихоходного вала На вал действуют силы в вертикальной плоскости:

F_r — радиальная сила на колесе;

F_a — осевая сила на колесе;

В горизонтальной плоскости:

F_t — окружная сила на колесе;

F_м — окружная сила от муфты;

Исходные данные:

d = 0,288 м, l₁ = 0,086 м, l₂ = 0,086 м, l₃ = 0,100 м,

F_r2=3171,62 Н, F_а2=2489,55 Н, F_t2=8352,22 Н, F_t1=13 299, 42 Н, F_r2=4839,65 Н Реакции опор в вертикальной плоскости Сумма моментов в точке, А равняется 0:

МАу = 0 Fr₂l₁ + 0,5FаdRВy (l₁ +l₂) — Fr₁(l₁+l₂ +l₃)= 0;

Н Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВу = 0, -Frl₂ +0,5Fаd + RАy (l₁ +l₂) = 0;

Н Проверка:

У = 0, -RAy + F_r2 +RByF_r1 = 0;

— 2316,28 +3172,62 +3983,31 -4839,65 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Му₂ = - RAyl₁ = - 2316,28 · 0,086 = - 199,2 Нм Му₂ = RВyl₂ — Fr₁(l₂ + l₃)= 3983,31 · 0,086 — 4839,65 · 0,186 = - 557,61 Нм Му₂ = - Fr₁l₃ = - 4839,65 · 0,1 = - 483,96 Нм Реакции опор в горизонтальной плоскости Сумма моментов в точке, А равняется 0:

МАх = 0, — Ft₂l₁ + RBx (l₁ + l₂) + F_t1 (l₁ + l₂ + l₃) = 0;

Н Знак (-) свидетельствует об изменении направления действия силы Сумма моментов в точке В равняется 0:

МВх = 0, F_tl₂ — RAx (l₁ + l₂) + F_t l₃ = 0;

Н Проверка: X = 0, RAx — F_t2 — RBx + F_t1 = 0;

11 908,33 — 8352,22 — 16 855,53 + 13 299,42 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Мх₂ = RAхl₁ = 11 908,33 · 0,086 = 1024,11 Нм Мх₃ = F_tl₃ = 13 299,42 · 0,1 = 1329,94 Нм Эпюры изгибающих и крутящего моментов тихоходного вала Суммарные реакции опор в подшипниках:

Н

Н Опасное сечение находится под подшипником В.

Концентратор напряжений — посадка с натягом. dzxz

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Нм Подбор подшипников Расчет подшипника на долговечность Кривая усталости, полученная в результате испытаний на усталость подшипников аппроксимируется зависимостью.(1)

Константу (const) определяют, приняв L=1 млн. об и обозначают, тогда или (2), где L — долговечность подшипника, которая определяется как срок службы подшипника (число млн. оборотов или рабочих часов при заданной постоянной частоте вращения) до появления признаков контактной усталости;P — эквивалентная динамическая нагрузка (H) — это такая радиальная (для радиальных шариковых и радиально-упорных подшипников) или осевая (для упорных подшипников) нагрузка, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом и неподвижным наружным обеспечивает такой же срок службы, как и при действительных условиях нагружения и вращения;p — показатель степени (p=3 — для шарикоподшипников);C — динамическая грузоподъемность подшипника (H) — это такая постоянная радиальная (для радиальных и радиально-упорных подшипников) или осевая (для упорных подшипников) нагрузка, которую не менее, чем 90% из группы идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом выдержат в течение 1 млн. оборотов внутреннего кольца без появления признаков усталости. Если частота вращения постоянна, то номинальную долговечность подшипника с 90% степенью надежности можно выразить в часах:

(3)

или (4)

Однако 90%-я вероятность безотказной работы подшипников неприемлема для целого ряда отраслей техники (авиация, космонавтика, медицина и т. д.), где расчет производится на вероятность безотказной работы S=91…99%. В этом случае долговечность подшипника при S% вероятности безотказной работы L_hs определяется:

(5)

где а₁ — коэффициент надежности для долговечности, отличной от L_h90. Расчетное уравнение для а₁ при любой степени надежности имеет вид:

Здесь k = 1,1 — для шарикоподшипников,

K = 1,5 — для роликоподшипников, или, если выразить величину s, то получим

а₂ — коэффициент материала, учитывающий его структуру, чистоту и твердость;

а₃ — коэффициент режима смазки, учитывающий наличие или отсутствие неразрывной пленки масла между контактирующими поверхностями и толщину слоя смазки.

Для шарикоподшипников (кроме сферических) а₂=0,9; а₃=0,9;

Более подробно нахождение коэффициентов а₂ и а₃ рассматривается в специальной литературе. Определение эквивалентной нагрузки на подшипник. Для радиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная нагрузка записывается:

(6)

Эквивалентная осевая нагрузка для упорных подшипников

(7)

В этих формулах: F_r — радиальная нагрузка на опоре, равная суммарной реакции от составляющих в вертикальной R^в и горизонтальной R^r плоскостях; F_a — осевая нагрузка, действующая на подшипник, H;X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки (см. табл. 15).

Значения e в табл. 15. даны в зависимости от отношения F_a/C₀. C₀ — статистическая грузоподъемность подшипника, H.

Учитывая сложность определения осевой нагрузки на радиально-упорные шарикоподшипники с углом контакта =12, для них значение e можно определить не только по табл. 15, но и по следующей формуле:

V — коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце V=1; наружном кольце V=1,2);

K_б — коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, действующей на подшипник, и область применения, К_Т — температурный коэффициент, К_Т=1 при температуре t105C

при t=(105…250)С.

Таблица 15

6.4 Расчёт подшипников быстроходного вала Выполняем расчёт подшипников на долговечность. Предварительно выбираем подшипники 309 Сr = 35,0 кН; Сr ₀= 27,4 кН

Rа = 2377,99 Н, Rb = 2847,99 Н; Fа = 177,93 Н, n = 1440 мин^-1

Осевая сила направлена на опору В Находим отношение

Fa/C_r0 = 177,93/27 400 = 0,006

X = 0,56 Y = 2,03 e = 0,2

Fa₂/VFr = 177,93/ 1 · 2847,99 = 0,062, значит Х= 1, Y = 0

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка Рев = (VXFr +YFa)КбКт = (1· 1 · 2847,99) 1,3 · 1 = 3702 Н где V — коэффициент вращения.

При вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr — радиальная нагрузка на подшипник;

Fa — осевая нагрузка на подшипники;

Кб — коэффициент безопасности. Кб = 1,3;

Кт — температурный коэффициент. При температуре ниже 100 С, Кт = 1.

Более нагружена опора, А Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах где р = 3 для шариковых подшипников

(ч) 15 899,4

Поскольку базовая долговечность предварительно выбранных подшипников больше требуемой, то данные подшипники подходят.

6.5 Расчёт подшипников промежуточного вала Предварительно выбираем подшипники 310 Сr = 25,5 кН; Сr ₀= 13,7 кН; Rа = 2724,62 Н;

Fа = 2489,2 — 1957,2 = 596 Н, n = 288 мин^-1

Более нагружена опора А.

Находим отношение

Fa/C_r0 = 596/13 700 = 0,043

X =0,56 Y = 1,71 e = 0,26

Fa₁/VFr = 596/ 1 · 2724,62 = 0,21, значит Х= 1, Y = 0

Эквивалентная радиальная динамические нагрузки Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (1· 1 · 2724,62) 1,3 · 1 = 3542 Н Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах где р = 3 для шариковых подшипников

(ч) 15 899,4 ч Предварительно выбираем подшипники 314 Сr = 104,0 кН;

Сr₀ = 63,0 кН n = 47,8 мин^-1

Осевая сила действует на опору В.

Находим отношение

Fa/C_r0 = 2489,55/104 000 = 0,023

X = 0,56, Y = 2,01 e = 0,22

Fa/VF = 2489,55/ 1 · 17 319,8 = 0,221 0,22, значит Х= 0,56, Y = 2,01

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (12 131,5) 1,25 · 1 = 15 262,46 Н Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (17 319,80,56+ 2489,552,01) 1,25 · 1 =

16 458,27Н где V — коэффициент вращения.

При вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr — радиальная нагрузка на подшипник;

Fa — осевая нагрузка на подшипники;

Кб — коэффициент безопасности. Кб = 1,25;

Кт — температурный коэффициент. При температуре ниже 100 С, Кт = 1.

Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах где р = 3 для шариковых подшипников

(ч) 16 089 15 899,4

Поскольку базовая долговечность предварительно выбранных подшипников больше требуемой, то данные подшипники подходят.

7. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяем расчётный коэффициент запаса прочности S и сравниваем его с допускаемым [S]=1,3…2,1 [1]:

где: S и S — коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

; ,

где: (_-1)_D, (_-1)_D — пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;

_a, _a — амплитуды напряжений цикла;

_m, _m — средние напряжения цикла;

 — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

; ,

где:_-1,, _-1 — пределы выносливости материала вала для гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

(K)_D ,(K)_D — коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Коэффициенты (K)_D и (K)_D вычисляются по формулам:

; ,

где: К, К — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_d — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

K_F — коэффициент влияния шероховатости;

K_v — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

При симметричном цикле напряжений изгиба и отнулевом цикле касательных напряжений

_m = 0;, _m=0

где:Wн и Wк — осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

При учёте осевой силы (например, на червяке), вызывающей растяжение вала

_m=F_a/A, где, А — площадь опасного сечения вала.

В1. Проверочный расчёт быстроходного вала Выбираем материал вала — сталь40Х, термообработка — закалка ТВЧ

_-1 = 350 МПа, _-1 = 210 МПа, табл. 10.2 [1]

К = 3,05 для посадки с натягом, табл. 10.9 [1];

К = 2,25 для посадки с натягом, табл. 10.9 [1];

K_d = 0,78 при диаметре вала d = 35 мм, табл. 10.3 [1];

K_F =1,15 при Ra = 0,8…3,2 мкм, табл. 10.3 [1];

K_v = 1,5 при данной термообработке, табл. 10.5.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(МПа) (МПа) Осевой момент сопротивления сечения вала

Wнетто = 0,1d³ = 0,1 · 35³ = 4287,5 мм³

Полярный момент сопротивления сечения вала

Wкнетто = 0,2d³ = 0,2 · 325³ = 8575 мм³

Амплитуды напряжений цикла

(МПа) (МПа)

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

;

Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

2,1

Вал имеет достаточный запас прочности

Разработка конструкции В1

В2. Проверочный расчёт промежуточного вала Выбираем материал вала-шестерни — сталь 40ХНМА, термообработка — улучшение; _-1 = 420 МПа, _-1 = 250 МПа, табл. 10.2 [1]

К = 2,3 для вала-шестерни, табл. 10.8 [1];

К = 2,2 для вала-шестерни, табл. 10.8 [1];

K_d = 0,7 при диаметре вала d = 60 мм, табл. 10.3 [1];

K_F =1,15 при Ra = 0,8…3,2 мкм, табл. 10.3 [1];

K_v = 1,5 при данной термообработке, табл. 10.5.

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(МПа) (МПа) Осевой момент сопротивления сечения вала

(мм³)

Полярный момент сопротивления сечения вала

(мм³)

где d_f — диаметр впадин шестерни.

d_f = d — 2,4m = 60 — 2,4 2 = 42,28 (мм³)

Амплитуды напряжений цикла

(МПа) (МПа)

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

;

Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

2,1

Вал имеет достаточный запас прочности

Разработка конструкции В2

В3. Тихоходный вал Материал вала — сталь 45, нормализация, _В = 570 МПа 1, табл.3.3

Пределы выносливости

_-1 = 0,43 _В = 0,43 570 = 246 МПа

_-1 = 0,58 _В = 0,58 246 = 142 МПа Рассчитываем опасное сечение под подшипником. Диаметр вала в этом сечении 70 мм, концентратор напряжений — переход с галтелью.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

k = 1,69 [1, табл.8.5]

k = 1,24 [1, табл.8.5]

= 0,65 [1, табл.8.8]

= 0,65 [1, табл.8.8]

= 0,15

= 0,1

Момент сопротивления кручению

мм³

Момент сопротивления изгибу

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(МПа) Амплитуда нормальных напряжений изгиба

(МПа) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности Что больше, чем S=2,1

Разработка конструкции В3

8. РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм. Сечение шпонки выбирается по диаметру вала. Выбранную шпонку проверяют на смятие по формуле где: Т — крутящий момент на валу, Н мм;

d — диаметр вала, мм;

h — высота шпонки, мм;

t₁ — глубина паза вала, мм;

l_р — рабочая длина шпонки, мм; при скруглённых торцах шпонки l_р = l-b, где l — длина шпонки, b — ширина шпонки;

[_см] - попускаемое напряжение смятия. При стальной ступице 100…120 МПа, при чугунной 50…60 МПа.

1. Шпонка 8×10×56

2. Шпонка 18×11×56

3. Шпонка 22×14×100

4. Шпонка 20×12×90

9. ВЫБОР МАСЛА Смазывание червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом — окунанием. Этот способ применяют для червячных передач допустимая скорость скольжения 10 м/с.

Выбор сорта масла зависит от расчётного контактного напряжения _н и фактической скорости скольжения.

Контактное напряжение _н = 279 МПа.

Скорость (м/с) По табл. 10.29 выбираем масло И-Г-А- 32 ГОСТ 17 479.4−87 индустриальное, без присадок, класса кинематической вязкости 29…35 сСт при 40 С.

Объём заливаемого масла определяем из расчёта 0,5…1,0 литра на 1 кВт мощности. Vм = 3,5 л³.

Для контроля уровня масла имеется жезловый маслоуказатель.

При работе червячной передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей. Оно стареет, его свойства ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие и сливная пробка.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины в крышке корпуса.

10. ВЫБОР МУФТ Для соединения выходного вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора выбираем муфту упругую Мегафлекс.

Муфта упругая Мегафлекс

250 — 38 — I.1 — У3

Номинальный крутящий момент — 250 Нм;

диаметры соединяемых валов 38 мм;

исполнение полумуфт — цилиндрическое;

категория климатического исполнения — У3.

Компенсирующие способности муфты невелики. При соединении несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие, хотя и меньшее, чем втулочно-пальцевая муфта. Муфты Мегафлекс обладают большой радиальной, угловой и осевой жёсткостью и требуют точного монтажа узлов.