Проектный расчет валов

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию – совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают. Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й – проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения, мы будем его проводить следующим расчетом.

Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]_кр = 10...20 Н/мм². При этом меньшие значения [τ]_кр – для быстроходных валов, большие [τ]_кр – для тихоходных.

Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей, ниже показаны типовые конструкции валов цилиндрического редуктора. Хвостовики входного и выходного валов выполняют цилиндрическими и коническими. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l (см. табл. 15).

а)

б)

Типовые конструкции валов цилиндрического редуктора:

а) – быстроходного; б) – тихоходного.

В зависимости от размера рассчитанных диаметров шестерни и диаметра ступени под шестерню конструкция быстроходного вала-шестерни цилиндрической будет различной как показано ниже на рис а – г.

d_f1 > d₃

d_f1 < d₃

d_f1 > d₃; d_а1 = d₃

d_а1 < d₃

Определение размеров ступеней валов редуктора.

Быстроходный вал.

I – ступень рассчитывается под открытую передачу (шкив) или муфту. Диаметр вала для первой ступени определяется:

,

где Т₁ – крутящий момент на вал–шестерни, в нашем случае Т₁ = Т₂ = 116,6 Нм; [τ]_кр = 10 МПа – допускаемые напряжения кручения, рекомендуемые для быстроходного вала.

Подставим известные величины в формулу, получим:

= = 38,78 мм

Диаметр d₁ выходного конца быстроходного вала, соединяемого с двигателем через муфту, определяют по соотношению d₁ = (0,8… 1,2) · d_1(дв), где d_1(дв) – диаметр выходного конца вала ротора двигателя (см. табл.16).

В нашем случае с открытой передачей под шкив d₁ следует округлить до ближайшего ряда стандартных чисел, (см. табл.17).

Принимаем d₁ = 40 мм. Длина I ступени определяется:

l₁ =(1,0…1,5) · d₁ – под полумуфту;

l₁ =(1,2…1,5) · d₁ – под шкив;

Подставим:

l₁ =(1,2…1,5) · d₁=1,3 · 40 = 52 мм.

Длину l₁ округляем также как и диаметр d₁. Принимаем l₁ = 52 мм.

II – ступень рассчитывается под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

d₂ = d₁ +2 · t,

где t = 2,5 мм – высота буртика, таблица 15, примечание 1.

d₂ = d₁ +2 · t = 40 + 2 · 2,5 = 45 мм.

Диаметр d₂ под подшипник принимают равным диаметру внутреннего кольца подшипника d_п по таблице 18.

В нашем случае d₂ = 45 мм, что соответствует диаметру d_п подшипника. Определяем l₂, мм – длину вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

l₂ = 1,5 · d₂ = 1,5 · 45 = 67,5 мм.

Округляем l₂ также как l₁ и принимаем l₂ = 67 мм.

III – ступень под шестерню или колесо. Диаметр d₃ определяется:

d₃ = d₂ + 3,2 · r,

где r = 3 мм – координаты фаски подшипника. Таблица 15, примечание 1.

Тогда получим:

d₃ = d₂ + 3,2 · r = 45 + 3,2 · 3 = 54,6 мм.

d₃ округляем аналогично d₁ и принимаем d₃ = 55 мм.

Возможны варианты d₃ ≤ d_f1, d₃ > d_f1.

Длина l₃ определяется графически по эскизной компоновке. Для цилиндрического одноступенчатого редуктора её можно определить в приближённом соотношении в зависимости от конструкции колёс зубчатой передачи:

l₃ = l_ст, в₁ + 2 · с,

где l_ст – длина ступицы колеса, мм; в₁ – ширина венца шестерни, мм; с – зазор между стенкой корпуса редуктора и торцевой поверхности шестерни колеса.

Принимаем с = 10…15 мм, тогда:

l₃ = l_ст, в₁ + 20…30 мм.

Учитывая, что l_ст = в₂ или l_ст ≈ (1,0… 1,5) d₃ получим:

l_ст = 1,2 · 55 = 66 мм.

Подставим l_ст в формулу и определим l₃:

l₃ = l_ст, в₁ + 20… 30 мм = 66 + 20… 30 = 86… 96 мм.

IV – ступень под подшипник.

d₄ = d₂ = d_n = 45 мм

l₄ = В,Т + с,

где В,Т – ширина подшипника по таблице 18; с – размер фаски, мм.

Тихоходный вал.

I – ступень под открытую зубчатую передачу или звёздочку.

Диаметр вала определяется:

,

где Т₂ – крутящий момент на колесе, в нашем случае Т₂ = Т₃ = 448 Нм; [τ]_кр = 18 МПа – допускаемые напряжения кручения для тихоходного вала.

Подставим известные величины в формулу, получим:

= = 49,93 мм.

d₁ округляем до ближайшего стандартного значения чисел таблица 17.

Принимаем d₁ = 50 мм. Длина I ступени определяется:

l₁ = (1,0…1,5) · d₁ – под шестерню;

l₁ = (0,8…1,5) · d₁ – под звёздочку;

Подставим:

l₁ = (0,8…1,5) · d₁ = 1,2 · d₁ = 1,2 · 50 = 60 мм.

Принимаем l₁ = 60 мм.

II – ступень также предназначена под уплотнения крышки с отверстием и подшипник.

d₂ = d₁+2 · t,

где t = 2,8 мм по табл. 15, примечание 1.

d₂ = d₁+2 · t = 50 + 2 · 2,8 = 55,6 мм.

Принимаем d₂ = d_n = 55 мм

Определяем длину l₂:

l₂ = 1,25 · d₂ = 1,25 · 55 = 69 мм.

Принимаем l₂ = 70 мм.

III – ступень под шестерню.

d₃ = d₂ + 3,2 · r,

где r = 3 мм по табл. 15, примечание 1.

Получаем:

d₃ = d₂ + 3,2 · r = 55 + 3,2 · 3 = 64,6 мм.

Принимаем d₃ =65 мм.

Длина l₃ принимается равной l₃ быстроходного вала.

IV – ступень под подшипник.

d₄ = d₂ = d_n = 55 мм

l₄ = В,Т + с.

V – упорная ступень, можно заменить распорной втулкой.

d₅ = d₃ + 3 · f,

где f = 2 мм – величина фаски ступицы.

d₅ = d₃ + 3 · f = 65 + 3 · 2 = 71 мм

Принимаем d₅ = 71 мм.

l₅ определяется графически.

6. Проверочный расчет валов.

Проверочный (уточненный) расчет вала (расчет на выносливость) заключается в определении действительных коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала.

1. Вал нагружаем F_t, F_r, F_a – силами зацепления, действующими в цилиндрической косозубой передаче, а также F_оп – силой от открытой передачи (ременной, цепной).

2. Прикладываем все силы: F_t, F_r, F_a, F_оп и определяем реакции в опорах.

3. Рисуем расчетную схему вала, на основании которой строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной М_x и вертикальной M_y плоскостях и крутящего момента Т на валу.

4. Определяем опасные сечения на валу (наибольшие нагрузки, наличие концентраторов напряжений), в которых будем определяем действительный коэффициент запаса прочности.

5. Для каждого из опасных сечений определяется коэффициент запаса прочности по изгибу s_σ и по кручению s_τ.

Для примера рассмотрим тихоходный вал с открытой цепной передачей, имеем:

F_t2 = 4015,7 Н – окружная сила на колесе (см. раздел 2 «Расчет зубчатой передачи»);

F_r = 1482,4 Н – радиальная сила на колесе (см. раздел 2 «Расчет зубчатой передачи»);

Fa₂ = 679,2 Н – осевая сила на колесе (см. раздел 2 «Расчет зубчатой передачи»);

F_оп = 3560,5 Н – сила, действующая на вал от цепной передачи (см. раздел 4 «Расчет цепной передачи»).

Определим проекцию на ось Y от открытой (цепной) передачи F_оп:

F_y = F_оп · sin30 = 3560,5 · 0,5 = 1780,25 Н.

Определим проекцию на ось X от открытой (цепной) передачи F_оп:

F_x = F_оп · cos30 = 3560,5 · 0,866 = 3083,39 Н.

По данной схеме необходимо определить реакции в подшипниках (точки C и D), а также построить эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Из проектного расчета валов нужно определить длины L_оп и L_т. В зависимости от типа подшипника (радиальный, радиально-упорный шариковый или роликовый) смещается точка пересечения реакции, как показано ниже.

Определение расстояния между точками приложения реакций в подшипниках: с радиальным подшипником.

а) б)

а) с радиально-упорным шариковым подшипником; б) с радиально-упорным роликовым подшипником.

По таблице предварительно назначаем тип подшипника и из таблицы 18 принимаем № 7211.

Получаем L_оп = 96 мм; L_т = 98 мм – из схемы; d₂ = 223,12 мм – делительный диаметр колеса (см. раздел 2 «Расчет зубчатой передачи).

Рассматриваем вертикальную плоскость (Y) и определяем опорные реакции. Составляем моменты относительно 2 и 4 точек.

ΣМ₍₄₎ = 0.

F_y · (L_оп + L_т) – R_cy · L_т – F_r · (L_т / 2) + Fa₂ · (d₂ / 2) = 0

Отсюда:

R_cy = (F_y · (L_оп + L_т) – F_r · (L_т / 2) + Fa₂ · (d₂ / 2)) / L_т

Подставим известные данные и получим:

R_cy = (1780,25 · (96 + 98) – 1482,4 · (98 / 2) + 679,2 · (223,12 / 2)) / 98 = 3556,1 Н

ΣМ₍₂₎ = 0.

F_y · L_оп + F_r · (L_т / 2) + Fa₂ · (d₂ / 2) – R_dy · L_т = 0

Отсюда:

R_dy = (F_y · L_оп + F_r · (L_т / 2) + Fa₂ · (d₂ / 2)) / L_т

Подставим известные данные и получим:

R_dy = (1780,25 · 96 + 1482,4 · 98 / 2 + 679,2 · (223,12 / 2)) / 98 = 3258,3 Н

Проверка:

Σ У = 0.

F_y + R_dy – R_cy – F_r = 0

Подставим:

1780,25 + 3258,3 – 3556,1 – 1482,4 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

М_x1 = 0

М_x2 = F_y · L_оп = 1780,25 · 96 = 170,9 Нм

М_x3 = F_y · (L_оп + (L_т / 2)) – R_cy · (L_т / 2) = 83,9 Нм

М_x3 = R_dy · (L_т / 2) = 159,7 Нм

М_x4 = 0

Рассматриваем горизонтальную плоскость (X) и определяем опорные реакции. Составляем моменты относительно 2 и 4 точек.

ΣМ₍₄₎ = 0.

F_t2 · (L_т / 2) + R_cx · L_т – F_x· (L_оп + L_т) = 0

Отсюда:

R_cx = (F_x· (L_оп + L_т) – F_t2 · (L_т / 2)) / L_т

Подставим известные данные и получим:

R_cx = (3083,39 · (96 + 98) – 4015,7· (98/ 2)) / 98 = 4096 Н

ΣМ₍₂₎ = 0.

R_dx · L_т – F_x· L_оп – F_t2 · (L_т / 2) = 0

Отсюда:

R_dx = (F_x· L_оп + F_t2 · (L_т / 2)) / L_т

Подставим известные данные и получим:

R_dx = (3083,39 · 96 + 4015,7· (98 / 2)) / 98 = 5028,3 Н

Проверка:

Σ X = 0.

F_x – R_cx – F_t2 + R_dx = 0

Подставим:

3083,39 – 4096 – 4015,7 + 5028,3 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

М_y1 = 0

М_y2 = – F_x · L_оп = – 296 Нм

М_y3 = – F_x · (L_оп + (L_т / 2)) + R_cx · (L_т / 2) = – 246,4 Нм

М_y4 = 0

Строим эпюру крутящего момента относительно оси Z:

М_к = М_z = F_t2 · (d₂ / 2) = 448 Нм

Определяем суммарные реакции в точках C и D:

R_c = = = 5424,3 Н

R_d = = = 5991,7 Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях в точках 2 и 3:

М₂ = = = 341,8 Нм

М₃ = = = 293,6 Нм

Для нашего вала два предполагаемых опасных сечения: в точке 2, ослабленное гантелью около подшипника; в точке 3, ослабленное шпоночным пазом под колесом. Проведем расчет для точки 3.

Результирующий действительный коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) определяется:

S = ≥ [S],

где [S] = 1,5…1,7 – допускаемый коэффициент запаса для редукторов, коробок передач; S_σ – коэффициент запаса прочности по изгибу; S_τ – коэффициент запаса прочности по кручению.

Коэффициенты запаса прочности (S_σ и S_τ) определяются:

по изгибу – S_σ = ;

по кручению – S_τ = ,

где здесь σ_–1, τ_–1 – пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям при симметричном цикле (определяют по справочнику для выбранного материала вала); К_σ, К_τ – коэффициенты концентрации напряжений (определяют по справочнику в зависимости от типа концентратора напряжений); К_F – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; К_d – масштабный коэффициент, учитывает уменьшение усталостной прочности вала с увеличением его диаметра; ψ_σ, ψ_τ – коэффициенты, учитывающие чувствительность материала к ассиметрии цикла изменения напряжений; σ_а, τ_а – амплитудное значение напряжений; σ_m, τ_m – среднее напряжение цикла.

Для тихоходного вала выбираем материал Сталь 40Х, из таблицы №2 выписываем механические характеристики для нашей стали.

σ_в = 900 МПа, σ_т = 750 МПа.

Определим пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям при симметричном цикле:

σ_–1 ≈ (0,4…0,5) · σ_в ≈ 0,45 · 900 ≈ 405 МПа,

τ_–1 ≈ (0,2…0,3) · σ_в ≈ 0,25 · 900 ≈ 225 МПа.

ψ_σ = 0,15; ψ_τ = 0,1 – коэффициенты, учитывающие чувствительность материала к ассиметрии цикла изменения напряжений для легированной стали.

Циклы напряжений принимают симметричным – для напряжений изгиба (рис. а), отнулевым циклом – для напряжений кручения (рис. б).

Определим амплитудное значение напряжений (σ_а, τ_а) и среднее напряжение цикла (σ_m, τ_m).

σ_m = 0; σ_а = М / (0,1 · d³);

τ_m = τ_а = 0,5 · τ = 0,5 · Т / (0,2 · d³),

где Т = 448 Нм – крутящий (вращающий) момент на тихоходном валу (см. раздел 1 «Кинематический расчет привода»); d = d₃ = 65 мм – диаметр III – ступени под колесо, ослабленное шпоночным пазом (см. раздел 5 «Проектный расчет валов»); М – изгибающий момент, Нм.

Изгибающий момент для 3 точки определяется:

М = ,

где R_dy = 3258,3 Н, R_dx = 5028,3 Н – реакции точки D на оси X и Y;

L_т / 2 = 98 / 2 = 49 мм – расстояние от 3 до 4 точек (см. раздел 5 «Проектный расчет валов»).

Подставим известные данные и найдем изгибающий момент:

М = = = 293592 Нмм.

Определим σ_а , τ_m и τ_а:

σ_а = М / (0,1 · d³) = 293592 / (0,1 · 65³) = 10,69 МПа;

τ_m = τ_а = 0,5 · Т / (0,2 · d³) = 0,5 · 448000 / (0,2 · 65³) = 4,08 МПа.

Принимаем коэффициенты концентрации К_σ = 1,7; К_τ = 1,4 по таблице для шпоночного паза смотри ниже.

Принимаем К_F = 1 и К_d = 0,53 по графикам рисунков.

а) б)

Графики рис. а (где 1 – углеродистая сталь при отсутствии концентраций напряжений; 2 – легированная сталь при отсутствии концентраций напряжений и углеродистая сталь при умеренной концентрации напряжений К_σ ≤ 2; 3 – легированная сталь при наличии концентраций напряжений) и рис. б (где 1 – шлифование тонкое; 2 – обточка чистовая; 3 – обдирка; 4 – необработанная поверхность с окалиной).

Определим коэффициенты запаса прочности по изгибу и кручению: по изгибу – S_σ = =

= = 11,72;

по кручению – S_τ = =

= = 20,13.

Определим коэффициент запаса прочности при совместном взаимодействии:

S = = = 10,13 ≥ [S] = 1,5…1,7.

7. Расчет (подбор) подшипников качения

Проверяем пригодность предварительно выбранного подшипника № 7211 ГОСТ 333–79 установленного в распор.

Угловая скорость вала ω₃ = 11,50 1/с (см. раздел 1 «Кинематический расчет привода»).

F_a = 679,2 Н – осевая сила (см. раздел 2 «Расчет зубчатой передачи»).

Реакции в подшипниках R_c = 5424,3 H

R_d = 5991,7 H

(см. раздел 6 «Проверочный расчет вала»).

Долговечность подшипника L_h=15000 часов (см. задание).

По таблице 18 выписываем характеристику подшипника:

Определяем осевые составляющие радиальных реакций:

R_S1 = 0,83 · e · R_c;

R_S2 = 0,83 · e · R_d.

Подставим значения и получим:

R_S1 = 0,83 · 0,41 · 5424,3 = 1845,9 Н;

R_S2 = 0,83 · 0,41 · 5991,7 = 2039 Н.

Определяем осевые нагрузки подшипников R_а.

Так как R_S1 < R_S2 и F_a > R_S2 – R_S1, то

R_а1 = R_S1 = 1845,9 Н

R_а2 = R_S1 + F_a = 1845,9 + 679,2 = 2525,1 Н.

Определяем отношения:

= = 0,34,

= = 0,42,

где V = 1 – коэффициент вращения для внутреннего кольца подшипника.

Сравнивая полученные отношения с e = 0,41, выбираем формулу определения эквивалентной нагрузки из условия.

Имеем:

R_E1 = V · R_C · K_б · K_т ;

R_E2 = (X · V · R_d + Y · R_а2) · K_б · K_т,

где K_б = 1…1,1 – коэффициент безопасности; K_т = 1 – температурный коэффициент выбираются из таблиц см. ниже.

Подставляем значения, получим:

R_E1 = V · R_C · K_б · K_т = 1 · 5424,3 · 1,1 · 1 = 5966,7 Н;

R_E2 = (X · V · R_d + Y · R_а2) · K_б · K_т =

(0,4 · 1 · 5991,7 + 1,46 ·2525,1) · 1,1 · 1 = 6691,6 Н.

Определяем динамическую грузоподъемность по наибольшему значению эквивалентной нагрузки:

С_гр = R_E2· = 6691,6 · = 26583,5 Н.

Следовательно, подшипник пригоден, т.к. С_гр < C_r = 57900 Н.

Определяем долговечность подшипника:

L_oh = = = 200379 часов.

8. Расчет шпонок, соединительных муфт

Шпоночные и зубчатые соединения служат для закрепления деталей (зубчатые колеса, шкивы, муфты, маховики, кулачки и т. д.) на осях и валах. Соединения нагружаются в основном крутящим моментом.

Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является прочность. Шпонки выбирают по таблицам ГОСТов в зависимости от диаметра вала, а затем соединение проверяют на прочность. Материал шпонки – сталь (Ст. 6, Ст. 45, Ст. 50) с пределом прочности не ниже 590 МПа.

В редукторах широко применяются соединения с призматической, клиновой и сегментной шпонками.

Соединение с призматической шпонкой

Расчет производят по напряжениям смятия боковых граней шпонок (основной вид разрушения шпонок со стандартными размерами), выступающих из вала

,

где Т – вращающий момент, Н⋅мм; d – диаметр вала, мм; lp – расчетная (рабочая) длина шпонки, мм; lp = l – для шпонки с плоскими торцами; lp = l – b – для шпонки со скругленными торцами; [σ_см] – допускаемое напряжение смятия; h – высота шпонки.

[σ_см] = 80 ... 120 МПа – для неподвижных соединений; меньшие значения принимают для чугунных ступиц и при резких изменениях нагрузки. В подвижных (в осевом направлении) соединениях [σ_см] = 20 ... 30 МПа.

Длину шпонки l выбирают из ряда:

6 8 10 12 14 16 18 20 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 … до 500 мм.

на 5 … 10 мм меньше длины ступицы. Размеры поперечного сечения шпонки b и h также стандартизованы в зависимости от диаметра d вала. При необходимости можно установить 2 или даже 3 шпонки под углами соответственно 180° и 120°, но это сильно ослабляет вал. В таких случаях лучше использовать шлицевое соединение.

Проведем расчет призматической шпонки установленной на тихоходном валу и зубчатого колеса.

Т₃ = 448 Нм – вращающий момент на тихоходном валу (см. раздел 1 «Кинематический расчет привода»).

d = 65 мм – диаметр вала (см. раздел 5 «Проектный расчет вала»).

l_ст = 66 мм – длина ступицы (см. раздел 5 «Проектный расчет вала»).

Из таблицы 14 выбираем Шпонку 18 × 11 × 56 ГОСТ 23360 –78.

Определяем lp –рабочую длину шпонки, мм:

lp = l – b = 56 – 18 = 38 мм.

t₁ = 7 мм – глубина паза вала, табл. 14.

Определяем напряжения смятия:

,

= 90,67 МПа.

Условие выполняется: [σ_см] = 80 ... 120 МПа – для неподвижных соединений.

Выбор муфт

Если соосность соединяемых валов выдерживается в процессе эксплуатации, то допустимо устанавливать жесткие муфты – фланцевые и втулочные. Если при эксплуатации возможно некоторое смещение валов, то их соединяют компенсирующими муфтами – кулачково-дисковыми и цепными. В приводах, испытывающие ударные нагрузки, а также при наличии несоосности соединяемых валов, следует устанавливать упругие муфты – втулочно пальцевые; со звездочкой; с торообразной оболочкой. Для аварийного одноразового выключения привода при непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют муфты с разрушающимися элементами (со срезным штифтом и др.) Для работы в условиях переменных нагрузок можно применять предохранительные муфты многократного действия (кулачковые, шариковые).

В нашем задании нет соединительной муфты, но т. к. в некоторых заданиях она присутствует, то мы представим ее методику расчета на примере муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП), хотя выбор конкретной муфты обусловлен особенностями задания. Благодаря легкости изготовления и замены резиновых элементов эта муфта получила широкое распространение. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки или кольца трапецеидального сечения. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах.

Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки.

Проверяем пальцы по напряжениям изгиба:

= (80…90) МПа,

где Т_р = К_р · Т₁ (Нм) – расчетный момент; К_р = 1,25…1,5 – коэффициент режима нагрузки; l_n – длина пальца, мм; z – число пальцев; d_n – диаметр пальца, мм; Т₁ – крутящий момент на валу электродвигателя, Нм (см. раздел «Кинематический расчет привода»).

D₁ = D – 1,5 · d₀,

где d₀ – диаметр отверстия под палец в полумуфте, мм.

Проверяем резиновые втулки по напряжениям смятия:

= (1,8…2) МПа,

где lв – длина втулки, мм.

Остальные неизвестные параметры выбираются из таблицы 16.

• ⇐ Назад
• 1
• 2
• 3
• 456
• 7
• Далее ⇒