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.
df1 > d3
df1 < d3
df1 > d3; d а 1 = d3
d а 1 < 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 d 1 выходного конца быстроходного вала, соединяемого с двигателем через муфту, определяют по соотношению d 1 = (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 d 1 следует округлить до ближайшего ряда стандартных чисел, (см. табл.17).
Принимаем d 1 = 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 = lст, в1 + 2 · с,
где lст – 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 = lст, в1 + 20…30 мм.
Учитывая, что lст = в2 или lст ≈ (1,0… 1,5) d3 получим:
lст = 1,2 · 55 = 66 мм.
Подставим lст в формулу и определим l3:
l3 = lст, 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 = dn = 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 = dn = 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 Ft, Fr, Fa – силами зацепления, действующими в цилиндрической косозубой передаче, а также F оп – силой от открытой передачи (ременной, цепной).
2. Прикладываем все силы: Ft, Fr, Fa, F оп и определяем реакции в опорах.
3. Рисуем расчетную схему вала, на основании которой строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной Мx и вертикальной My 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 sσ и по кручению sτ.
Для примера рассмотрим тихоходный вал с открытой цепной передачей, имеем:
Ft2 = 4015,7 Н – окружная сила на колесе (см. раздел 2 «Расчет зубчатой передачи»);
Fr 
= 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»);
Fоп = 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 Fоп:
Fy = Fоп · sin30 = 3560,5 · 0,5 = 1780,25 Н.
Определим проекцию на ось X от открытой (цепной) передачи Fоп:
Fx = Fоп · 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 Lоп и Lт. 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 Lоп = 96 мм; Lт = 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.
Fy · (Lоп + Lт) – Rcy · Lт – Fr · (Lт / 2) + Fa2 · (d2 / 2) = 0
Отсюда:
Rcy = (Fy · (Lоп + Lт) – Fr · (Lт / 2) + Fa2 · (d2 / 2)) / Lт
Подставим известные данные и получим:
Rcy = (1780,25 · (96 + 98) – 1482,4 · (98 / 2) + 679,2 · (223,12 / 2)) / 98 = 3556,1 Н
ΣМ(2) = 0.
Fy · Lоп + Fr · (Lт / 2) + Fa2 · (d2 / 2) – Rdy · Lт = 0
Отсюда:
Rdy = (Fy · Lоп + Fr · (Lт / 2) + Fa2 · (d2 / 2)) / Lт
Подставим известные данные и получим:
Rdy = (1780,25 · 96 + 1482,4 · 98 / 2 + 679,2 · (223,12 / 2)) / 98 = 3258,3 Н
Проверка:
Σ У = 0.
Fy + Rdy – Rcy – Fr = 0
Подставим:
1780,25 + 3258,3 – 3556,1 – 1482,4 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:
Мx1 = 0
Мx2 = Fy · Lоп = 1780,25 · 96 = 170,9 Нм
Мx3 = Fy · (Lоп + (Lт / 2)) – Rcy · (Lт / 2) = 83,9 Нм
Мx3 = Rdy · (Lт / 2) = 159,7 Нм
Мx4 = 0
Рассматриваем горизонтальную плоскость (X) и определяем опорные реакции. Составляем моменты относительно 2 и 4 точек.
ΣМ(4) = 0.
Ft2 · (Lт / 2) + Rcx · Lт – Fx· (Lоп + Lт) = 0
Отсюда:
Rcx = (Fx· (Lоп + Lт) – Ft2 · (Lт / 2)) / Lт
Подставим известные данные и получим:
Rcx = (3083,39 · (96 + 98) – 4015,7· (98/ 2)) / 98 = 4096 Н
ΣМ(2) = 0.
Rdx · Lт – Fx· Lоп – Ft2 · (Lт / 2) = 0
Отсюда:
Rdx = (Fx· Lоп + Ft2 · (Lт / 2)) / Lт
Подставим известные данные и получим:
Rdx = (3083,39 · 96 + 4015,7· (98 / 2)) / 98 = 5028,3 Н
Проверка:
Σ X = 0.
Fx – Rcx – Ft2 + Rdx = 0
Подставим:
3083,39 – 4096 – 4015,7 + 5028,3 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
Мy1 = 0
Мy2 = – Fx · Lоп = – 296 Нм
Мy3 = – Fx · (Lоп + (Lт / 2)) + Rcx · (Lт / 2) = – 246,4 Нм
Мy4 = 0
Строим эпюру крутящего момента относительно оси Z:
Мк = Мz = Ft2 · (d2 / 2) = 448 Нм
Определяем суммарные реакции в точках C и D:
Rc = 
= 
= 5424,3 Н
Rd = 
= 
= 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; Sσ – коэффициент запаса прочности по изгибу; Sτ – коэффициент запаса прочности по кручению.
Коэффициенты запаса прочности (Sσ и Sτ) определяются:
по изгибу – Sσ = 
;
по кручению – Sτ = 
,
где здесь σ–1, τ–1 – пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям при симметричном цикле (определяют по справочнику для выбранного материала вала); Кσ, Кτ – коэффициенты концентрации напряжений (определяют по справочнику в зависимости от типа концентратора напряжений); КF – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; Кd – масштабный коэффициент, учитывает уменьшение усталостной прочности вала с увеличением его диаметра; ψσ, ψτ – коэффициенты, учитывающие чувствительность материала к ассиметрии цикла изменения напряжений; σ а, τ а – амплитудное значение напряжений; σm, τm – среднее напряжение цикла.
Для тихоходного вала выбираем материал Сталь 40Х, из таблицы №2 выписываем механические характеристики для нашей стали.
σв = 900 МПа, σт = 750 МПа.
Определим пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям при симметричном цикле:
σ–1 ≈ (0,4…0,5) · σв ≈ 0,45 · 900 ≈ 405 МПа,
τ–1 ≈ (0,2…0,3) · σв ≈ 0,25 · 900 ≈ 225 МПа.
ψσ = 0,15; ψτ = 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 (σm, τm).
σm = 0; σ а = М / (0,1 · d3);
τm = 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 Rdy = 3258,3 Н, Rdx = 5028,3 Н – реакции точки D на оси X и Y;
Lт / 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, τm и τ а:
σ а = М / (0,1 · d3) = 293592 / (0,1 · 653) = 10,69 МПа;
τm = τ а = 0,5 · Т / (0,2 · d3) = 0,5 · 448000 / (0,2 · 653) = 4,08 МПа.
Принимаем коэффициенты концентрации Кσ = 1,7; Кτ = 1,4 по таблице для шпоночного паза смотри ниже.
Принимаем КF = 1 и Кd = 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 Кσ ≤ 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 – Sσ = =
= 
= 11,72;
по кручению – Sτ = =
= 
= 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 Rc = 5424,3 H
Rd = 5991,7 H
(см. раздел 6 «Проверочный расчет вала»).
Долговечность подшипника Lh=15000 часов (см. задание).
По таблице 18 выписываем характеристику подшипника:
| Диаметр внутреннего кольца, мм | d = 55 мм |
| Диаметр наружного кольца, мм | D = 100 мм |
| Ширина, мм | T = 23 мм |
| Статическая грузоподъёмность, кН | Cor = 46,1 кН |
| Динамическая грузоподъёмность, кН | Cr = 57,9 кН |
| Коэффициент радиальной нагрузки | X = 0,4 |
| Коэффициент влияния осевого нагружения | e = 0,41 |
| Коэффициент осевой нагрузки | Y = 1,46 |
Определяем осевые составляющие радиальных реакций:
RS1 = 0,83 · e · Rc;
RS2 = 0,83 · e · Rd.
Подставим значения и получим:
RS1 = 0,83 · 0,41 · 5424,3 = 1845,9 Н;
RS2 = 0,83 · 0,41 · 5991,7 = 2039 Н.
Определяем осевые нагрузки подшипников Rа.
Так как RS1 < RS2 и Fa > RS2 – RS1, то
Rа1 = RS1 = 1845,9 Н
Rа2 = RS1 + Fa = 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:
RE1 = V · RC · Kб · Kт;
RE2 = (X · V · Rd + Y · Rа2) · Kб · Kт,
где Kб = 1…1,1 – коэффициент безопасности; Kт = 1 – температурный коэффициент выбираются из таблиц см. ниже.
Подставляем значения, получим:
RE1 = V · RC · Kб · Kт = 1 · 5424,3 · 1,1 · 1 = 5966,7 Н;
RE2 = (X · V · Rd + Y · Rа2) · Kб · Kт =
(0,4 · 1 · 5991,7 + 1,46 ·2525,1) · 1,1 · 1 = 6691,6 Н.
Определяем динамическую грузоподъемность по наибольшему значению эквивалентной нагрузки:
Сгр = RE2· 
= 6691,6 · 
= 26583,5 Н.
Следовательно, подшипник пригоден, т.к. Сгр < Cr = 57900 Н.
Определяем долговечность подшипника:
Loh = 
= 
= 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; [σсм] – допускаемое напряжение смятия; h – высота шпонки.
[σсм] = 80... 120 МПа – для неподвижных соединений; меньшие значения принимают для чугунных ступиц и при резких изменениях нагрузки. В подвижных (в осевом направлении) соединениях [σсм] = 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»).
lст = 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.
t 1 = 7 мм – глубина паза вала, табл. 14.
Определяем напряжения смятия:
,
= 90,67 МПа.
Условие выполняется: [σсм] = 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 Тр = Кр · Т1 (Нм) – расчетный момент; Кр = 1,25…1,5 – коэффициент режима нагрузки; ln – длина пальца, мм; z – число пальцев; dn – 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.
