Проектирование привода ленточного конвейера

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: з = з₁² · з₂² · з₃⁴ = 0,98² · 0,97² · 0,99⁴ = 0,868

з₁ = 0,98 — КПД муфты;

з₂ = 0,97 — КПД закрытой зубчатой передачи;

з₃ = 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 Ч l = 22 Ч 50 — размеры выходного конца вала.

Частота вращения барабана:

n_вых = 60v / рd = 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.

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 · з₁ · з₃ = 1,15 · 0,98 · 0,99 = 1,12 кВт

N₂ = N₁ · з₂ · з₃ = 1,12 · 0,97 · 0,99 = 1,08 кВт

N₃ = N₂ · з₂ · з₃ = 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; у_в = 780 МПа; у_-1 = 540 МПа; ф = 335 МПа.

Материал шестерен — сталь 45; термообработка — улучшение: 269…302 НВ₁; 285,5 НВ_СР1; у_в = 890 МПа; у_-1 = 650 МПа; ф = 380 МПа. табл. 3.2.

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 · У[(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 — 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.

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

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

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

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

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

3. Расчет тихоходной ступени редуктора Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

б₂ = К_б(U₂ + 1) = 495 · (4,04 + 1) = 110 мм.

К_б = 495 — для прямозубых передач, стр. 135.

К_Нв = 1 — при постоянной нагрузке.

Принимаем б₂ = 100 мм.

m = (0,01−0,02) б₂ = 1−2 мм, принимаем m = 1,5 мм.

z₃ = 2б₂ / 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 = ш_ва · б₂ = 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.

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

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

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

Коэффициент нагрузки: К_F = К_Fв · 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 · tgб = 1959 · tg 20° = 713 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

у_F4 = F_t4 · К_F · у_F4 / b · m = 1959 · 1,14 · 3,6 / 40 · 1,5 = 134 МПа<[у]_F4 = 256 МПа Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

у_Н = = = 532 МПа К_Н = К_Нб· К_Нв · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нб = 1 стр. 32 [1]; К_Нв = 1 табл. 3.1 [1]; К_НV = 1,05 стр. 32.

у_Н> [у]_Н2

Перегрузка Ду = ((532 — 514) / 532) · 100% = 3,2%

Ду = 3,2% < [Ду] = 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

б_W1 = К_б(U₁ + 1) = 495 · (5,22 + 1) = 79 мм.

К_б = 495 — для прямозубых передач, стр. 135.

К_Нв = 1 — при постоянной нагрузке.

Принимаем б_W1 = 80 мм.

m = (0,01−0,02) б_W1 = 0,8−1,6 мм, принимаем m = 1,25 мм.

z₁ = 2б_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 = ш_ва · б_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.

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2T₁ / d₁ = 2 · 7,6 / 0,2 625 = 579 H

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

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

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

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

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

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

у_F2 = F_t2 · К_F · у_F2 / b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа<[у]_F2 = 256 МПа Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

у_Fmax = у_F · T_max / T_ном = 87 · 2,2 = 192 < [у_Fmax] = 681 МПа

[у_Fmax] = 2,74НВ₂ = 2,74 · 248,5 = 681 МПа Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

у_Н2 = = = 461 МПа < [у]_Н2=514 МПа К_Н = К_Нб· К_Нв · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нб = 1 стр. 32 [1]; К_Нв = 1 табл. 3.1 [1]; К_НV = 1,05 стр. 32.

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

у_max = у_Н · = 461 · = 684 МПа < [у_Нпр] = 1674 МПа

[у_Нпр] = 3,1 · у_Т = 3,1 · 540 = 1674 МПа Окружная скорость в зацеплении:

V₁ = = 3,14 · 0,2 625 · 1410 / 60 = 2,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32.

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора Толщина стенок:

д = 0,025б_W2 + 3 = 0,025 · 100 + 3 = 5,5 мм д₁ = 0,02б_W2 + 3 = 0,02 · 100 + 3 = 5 мм Принимаем: д = д₁ = 8 мм Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5д = 1,5 · 8 = 12 мм Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 20 мм Диаметры болтов:

d₁ = 0,03б_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 Ш36 мм, под подшипники — Ш40 мм, под колесо ;

Ш45 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, у_в = 780 МПа, у_т = 540 МПа, ф_т = 290 МПа, у_-1 = 360 МПа, ф_-1 = 200 МПа, ш_ф = 0,09, табл. 10.2.

Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_AFм / 0,1d³ = 304,7 · 10³ / 0,1 · 40³ = 47,6 МПа ф_а = ф_к /2 = Т₃ / 2 · 0,2d³ = 148,5 · 10³ / 0,4 · 40³ = 5,8 МПа К_у / К_dу = 3,8 табл. 10.13 [2]; К_ф / К_dф = 2,2 табл. 10.13 [2];

K_Fу = K_Fф = 1 табл. 10.8 [2]; K_V = 1 табл. 10.9.

K_уД = (К_у / К_dу + 1 / К_Fу — 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 — 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1 / К_Fф — 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 — 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1 / K_уД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа, ф_-1Д = ф _-1 / K_фД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_у = у_-1Д / у_а = 94,7 / 47,6 = 2; S_ф = ф _-1Д / ф _а = 91 / 5,8 = 15,7

S = S_у S_ф / = 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, dЧDЧB = 40Ч80Ч18

Q_A = R_A' K_д 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;

dЧDЧB = 40Ч90Ч23, 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 — Ш25 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, dЧDЧB = 25Ч52Ч15

Q_A = R_A' K_д 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;

dЧDЧB = 25Ч62Ч17,

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 — Ш30 мм, под подшипниками — Ш25 мм. Выбор типа подшипника. Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники № 205,

С = 14 кН, С₀ = 6,95 кН, dЧDЧB = 25Ч52Ч15

Q_С = R_С K_д 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;

dЧDЧB = 25Ч62Ч17, 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 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:

у_см = 2 Т / d (l — b)(h — t₁) < [у]_см = 120 МПа Ведущий вал Ш22 мм, шпонка 6 Ч 6 Ч 40, t₁ = 3,5 мм.

у_см = 2 · 7,6 · 10³ / 22 · (40 — 6)(6 — 3,5) = 8,12 МПа < [у]_см

Промежуточный вал Ш30 мм, шпонка 8 Ч 7 Ч 36, t₁ = 4 мм.

у_см = 2 · 38,2 · 10³ / 30 · (36 — 8)(7 — 4) = 23 МПа < [у]_см

Ведомый вал Ш36 мм, шпонка 10 Ч 8 Ч 45, t₁ = 5 мм.

у_см = 2 · 148,5 · 10³ / 36 · (45 — 10)(8 — 5) = 80,8 МПа < [у]_см

Ведомый вал Ш45 мм, шпонка 14 Ч 9 Ч 50, t₁ = 5,5 мм.

у_см = 2 · 148,5 · 10³ / 45 · (50 — 14)(9 — 5,5) = 52,8 МПа < [у]_см

11. Выбор муфт Муфта, соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.

Диаметры концов валов: Ш22 мм.

По ГОСТ 21 424–93 принята муфта:

Муфта 63−22−1-У3 ГОСТ 21 424–93.

[T] = 63 Н · м, D Ч L = 100 Ч 104.

В нашем случае: Т₁ = 7,6 Н · м Муфта, соединяющая ведомый вал с валом барабана.

Диаметры концов валов: Ш36 мм.

По ГОСТ 21 424–93 принята муфта:

Муфта 250−36−1-У3 ГОСТ 21 424–93.

[T] = 250 Н · м, D Ч L = 140 Ч 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.

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.