Расчет механизмов подъема
Обычно механизм подъема груза (рис. 1) состоит из электродвигателя 1, соединительной муфты 2 с промежуточным валом 3 (для механизмов, установленных на самоходных грузовых тележках), тормоза 4, редуктора 5; барабана 6, верхних блоков 7, уравнительного балансира 8, каната 9 и крюковой подвески 10. Вместо уравнительного балансира 8 возможна установка уравнительного блока.
Рис.1. Кинематическая схема механизма подъема
Для расчета механизма подъема задаются: грузоподъемность Q, т; максимальная высота подъема груза Нгр, м; скорость подъема груза Vгp, м/с; группа режима работы механизма подъема по международному стандарту ИСО 4301/1; тип крана, род тока и относительная продолжительность включения электрооборудования ПВ [2, с. 22].
ВЫБОР КРЮКОВОЙ ПОДВЕСКИ
Выбор типа крюковой подвески производим по рекомендации [2, Приложение 1]
Первое условие – грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной грузоподъемности: Qn ≥ Q. Второе условие – режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма.
Мы выбрали крюковую подвеску типоразмера 5-50-710, ее основные параметры: грузоподъемность Qn = 50 т; режим работы - С; число блоков Z=5; диаметр блоков по дну канавки Dбл 0 =710мм; расстояние между осями крайних внутренних блоков Ввн=208мм; расстояние между осями крайних наружных блоков Внар=488мм; расстояние между осями крайнего наружного и соседнего с ним внутреннего блоков bc=140мм; масса подвески mп=1361кг.
ВЫБОР ТИПА И КРАТНОСТИ ПОЛИСПАСТА
Тип и кратность полиспаста выбирается на основании конструктивного анализа выбранной схемы механизма в зависимости от типа крана, его грузоподъемности и условий работы [2, табл. 2.1].
Тип полиспаста: сдвоенный, характер навивки каната на барабан: непосредственный, кратность полиспаста: m=4.
НАТЯЖЕНИЕ, ТИП И ДИАМЕТР КАНАТА
Максимальное натяжение каната, Н, при подъеме груза равно
где Q=50000 - грузоподъемность крана, кг; а=2 - для сдвоенного полиспаста; η =0,98 - КПД блока, установленного на подшипниках качения; т - кратность полиспаста. Расчет каната по Правилам Госгортехнадзора проводим по формуле
,
где Spaзp - разрывное усилие каната в целом, Н; Zp- коэффициент использования каната, зависящий от группы режима работы механизма подъема [3, табл. 2]. Для неподвижного каната Zp=4,50
На грузоподъемных машинах общего назначения при однослойной навивке на барабан рекомендуется применять два типа шестипрядных стальных канатов двойной свивки с одним органическим сердечником:
ЛК-Р 6х19(1+6+6/6)+1о.с. (ГОСТ 2688-80);
ЛК-РО 6х36(1+7+7/7+14)+1о.с. (ГОСТ 7668-80).
По найденному значению Spaзp определяем диаметр каната при пределе
прочности на растяжение проволочек равным 1666...1960 МПа [4,5]. Выбираем канат ЛК-Р 6х19(1+6+6/6)+1о.с. (ГОСТ 2688-80) с пределом прочности на растяжение проволочек равным 1862 МПа, разрывное усилие каната в целом 287,5 кН, диаметр каната dk=22,5 мм.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВЕРХНИХ БЛОКОВ И УРАВНИТЕЛЬНОГО БАЛАНСИРА
Диаметры блоков (за исключением уравнительных) можно принимать такими же, как в крюковой подвеске, или вычислять по соотношениям:
Здесь , , - соответственно диаметры блока по средней линии навиваемого каната, по дну канавки и максимальный.
Диаметры уравнительных блоков всех грузоподъемных машин, кроме электроталей и самоходных стреловых кранов, могут быть меньше, чем диаметры обычных блоков, на 20% ,где - диаметр уравнительного блока по средней линии навиваемого каната.
Расстояние между осями крайних блоков L0 можно принять исходя из условия одинакового допускаемого отклонения каната при его набегании на соответствующие верхние блоки и блоки крюковой подвески:
где - расстояние между осями крайних наружных блоков выбранной крюковой подвески; - расстояние между крайним наружным и соседним с ним блоками крюковой подвески.
По значению L0 можно определить размер:
Расстояния между осями присоединительных отверстий С1, С2, С3, С4 следует назначать конструктивно исходя из удобства размещения болтов и закручивания гаек.
На рис. 2 показан один из возможных вариантов установки уравнительного балансира и обозначены основные размеры.
Рис. 2
Размер Аур.б может быть определен из условия одинакового по знаку отклонения каната на внутренних блоках крюковой подвески и из условия максимально допускаемого отклонения при набегании на блок:
где - расстояние между осями крайних внутренних блоков крюковой подвески; -минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и продольной осью уравнительного балансира;- максимально принимаемое при предварительных расчетах значение угла отклонения каната от оси ручья блока.
Предварительно можно принять
; =6°.
Примем
Остальные размеры установки уравнительного балансира можно принять по следующим ориентировочным соотношениям:
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ БАРАБАНА
Минимально допустимый диаметр барабана, измеренный по средней линии навитого каната, определяется по Правилам Госгортехнадзора по формуле
где h1 =20 - коэффициент выбора диаметра барабана, зависящий от группы режима работы механизма [3, 5]; dk=22,5 мм диаметр выбранного каната.
Так как увеличение диаметра барабана приводит к уменьшению его длины и повышению долговечности каната, то округлять диаметр барабана необходимо в большую сторону. Примем диаметр барабана .
Барабаны с однослойной навивкой каната имеют по длине две зоны нарезки по винтовой линии: левую и правую. Между ними имеется ненаре-занная зона (рис. 3).
Рис.3. Схема нарезки под канат и его набегание на барабан
где l0 - минимальная длина ненарезанного участка; В - расстояние между вертикальными осями крайних блоков крюковой подвески; hmin – минималь-ное расстояние между горизонтальными осями барабана и блоков подвески
Число витков нарезки на одной половине барабана под сматываемый канат
Длина нарезки на одной половине барабана под сматываемый канат
где - шаг нарезки, мм.
При сдвоенном полиспасте с каждой стороны барабана оставляется под закрепление каната расстояние
По Правилам Госгортехнадзора длина барабана должна быть такой, чтобы при низшем положении груза на барабане оставались навитыми не менее 1,5 неприкосновенных витков каната, не считая витков, находящихся под зажимным устройством
Расстояние между правым и левым нарезными полями принимаем согласно расчетам. Необходимо, чтобы при крайнем верхнем положении крюковой подвески угол набегания канатов на барабан с крайних блоков подвески не превышал 6 °
Расстояние В=488 мм между вертикальными осями крайних блоков подвески выбирается конструктивно или берется по литературным источникам [2,6,7,8]. Расстояние выбирается конструктивно в зависимости от типа крана, диаметров барабана и блоков, высоты тележки и т.д.
Общая длина барабана равна
L = 2(L + Lкp + LH) + l0 =2(675+87,5+37,5)+109,64=1709,64 мм.
Обычно в краностроении отношение длины барабана к его диаметру рекомендуют в пределах от 1,5 до 3.
Толщина стенки барабана определяется по формуле
где - допускаемое напряжение сжатия, определяемое при рекомендуемом коэффициенте запаса прочности равном 2,0 для стальных барабанов относительно предела текучести при растяжении
Так как при курсовом проектировании производство кранов считаем единичным, то барабан выполняем сварным из листовой стали Ст. 3 при .
Стенки барабана испытывают сложное напряжение сжатия, кручения и изгиба. При барабанах длиной менее трех их диаметров напряжение кручения и изгиба обычно не превышает 10... 15 % от напряжения сжатия. Поэтому основным расчетом стенки барабана является расчет на сжатие. Скорость каната, навиваемого на барабан VK = m*Vгp , м/мин; частота вращения барабана в минуту, об/мин
где -диаметр барабана, измеренный по средней линии навитого каната,мм.
Крепление концов каната на барабане
По Правилам Госгортехнадзора канаты к барабану должны крепиться надежным способом, допускающим возможность замены каната. В случае применения прижимных планок количество их должно быть не менее двух. Длина свободного конца каната от последнего зажима на барабане должна быть не менее двух диаметров каната. Изгиб свободного конца каната под прижимной планкой или на расстоянии от планки, составляющем менее трех диаметров каната, не разрешается.
Варианты крепления каната планками к барабану шпильками или болтами изображены на рис. 4 при установке : а - на гладкой части; б - на углубленной гладкой части; в - на нарезной части [9, с. 140].
Рис.4. Крепление каната на барабане.
Диаметр шпилек (болтов) для крепления накладок рассчитывают исходя из того, что на барабане при крайнем нижнем положении подвески согласно Правилам Госгортехнадзора [3] должно оставаться не менее 1,5 витков каната, которые называются разгружающими (неприкосновенными). Охват ими барабана соответствует углу α = Зπ, в связи с чем при минимальном коэффициенте трения между канатом, барабаном и накладкой усилие Sн в канате под накладками равно [9]
где е =2,718 - основание натуральных логарифмов.
Усилие прижатия накладок определяется по формуле
где 0,85 - коэффициент, учитывающий разгружающее действие от трения каната о барабан и надежность крепления; φ = 0,35...0,40 - коэффициент сопротивления каната при зажиме накладками.
Внутренний диаметр резьбы шпильки (болта) равен
где nш - число шпилек (болтов); - предел текучести материала шпильки (болта); k ≥ 2,5 - коэффициент запаса прочности.
Расчет оси барабана
Барабаны закрепляются на сплошных осях или полуосях. Ось или полуоси опираются, как правило, на сферические подшипники качения, что компенсирует смещение и перекосы, вызываемые неточностью изготовления и монтажа, а также деформациями рамы тележки.
Ось барабана изготавливают из Стали 45 (ГОСТ 1050-74) и она испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, а также от собственного веса барабана (рис. 5).
Рис. 5. Схема к расчету барабана
Определив геометрические размеры «привязки» осей подшипников, ступиц, равнодействующей усилий канатов, определяем реакции опор и изгибающие моменты. Наихудшие условия эксплуатации правого подшипника в опоре В, который рассчитывается по динамической нагрузке.
При расчете оси барабана необходимо пользоваться литературными источниками [2,6,10].
Нагрузки на ступицы барабана (при пренебрежении его весом):
В этих формулах значения длинны нарезанной части l, длины гладкой части барабана принимают по предварительному расчету размеров барабана. Расстояние от ступиц барабана до опор оси предварительно можно принять,, длину оси барабана,длину ступицы lс = (1,0... 1,5)dс
Расчет оси барабана сводят к определению диаметров цапф dц и ступицы dc из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:
(5,9)
где Ми-изгибающий момент в расчетном сечении; W-момент сопротивления расчетного сечения при изгибе; -допускаемое напряжение при симметричном цикле.
Максимальный изгибающий момент при сдвоенном полиспасте (крюковая подвеска находится в предельном верхнем состоянии)
Допускаемое напряжение при симметричном цикле можно определить по упрощенной формуле:
(5,10)
где -коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов, осей и цапф к0 = 2,0... 2,8), -предел выносливости, - допускаемый коэффициент запаса прочности (для групп режимов работы М6-1,6)
Определим реакции опор оси R1 и R2:
После определения реакций опор оси RА и RВ можно определить изгибающие моменты в любом ее сечении. Наибольший изгибающий момент под правой ступицей М2 == RВl2, а момент сопротивления этого сечения оси . Подставляя эти значения в формулу (5.9) и используя зависимость (5.10), находят предварительно диаметр оси под ступицей:
Принимаем .Аналогично определяют и диаметр цапфы.
Принимаем . Окончательно диаметр уточняют после выбора подшипников и проведения проверочных расчетов.
Соединение обечайки, барабана с венцом-ступицей осуществляется болтами (ГОСТ 7817-80), которые испытывают рабочие напряжения среза, а также напряжения растяжения и кручения, возникающие при сборке узла. Биение посадочной поверхности фланца по отношению к геометрической оси барабана допускается не более 0,1 мм на каждые 500 мм диаметра барабана. Размеры венца-ступицы барабана определяются размерами зубчатого венца тихоходного вала выбранного редуктора. Предварительно диаметр окружности установки болтов может быть принят в пределах:
Dокр=(1,3... 1,4)Dз = 1,35Dз = 567 мм, где Dз =420мм - наружный диаметр зубчатого венца вала редуктора.
Диаметр болта определяют по формуле
здесь Рокр - усилие, действующее на окружности установки болтов:
D6-диаметр барабана по центру навитых канатов; - расчетное число болтов; -число установленных болтов (обычно 6... 8); -допускаемое напряжение среза:
где - предел текучести материала болтов; -коэффициент безопасности (для механизмов подъема кранов, работающих с крюком, = 1,3); к2-коэффициент нагрузки (для групп режимов работы 4М к2 = 1,1).
Выбор подшипников оси барабана
Учитывая возможные неточности производства и монтажа, на ось барабана устанавливаем двухрядные радиальные, самоустанавливающиеся сферические ролико или шарикоподшипники.
Подшипник опоры А вставляем в выточку тихоходного вала редуктора, имеющую следующие размеры: диаметр наружного кольца подшипника и его ширину. Подшипники, устанавливаемые в опорах А и В работают в разных условиях. Расчет подшипника в опоре А производят по статической нагрузке равной RA. Подшипник в опоре В производят по динамической нагрузке.
Расчет на долговечность подшипника, работающего при переменном режиме нагружения, проводят по условной, постоянной по значению, эквивалентной нагрузке, вызывающей усталостные повреждения того же порядка, что и сумма всех переменных фактических нагрузок. Эквивалент-ную нагрузку определяют с учетом фактического или усредненного графика работы механизма [1, рис. 48] в зависимости от группы режима работы:
где , ,..., - постоянные приведенные нагрузки на подшипник при различной массе транспортируемого груза, действующие соответственно в течение времени , ,…, за срок службы, при частоте вращения , ,... ; Т - общий расчетный срок службы подшипника, ч; n - частота вращения детали при установившемся режиме для наиболее продолжительного движения.
Для механизмов с приводом от электродвигателя переменного тока, мало изменяющего частоту вращения при изменении нагрузки, с достаточной степенью точности можно считать частоту вращения, не зависящей от нагрузки, и принимать в расчетах частоту вращения двигателя при номинальной нагрузке. Колебания частоты вращения в периоды неустановившегося движения не учитывают.
Динамическая грузоподъемность зависит от размеров и конструкции подшипника и соответствует ресурсу подшипника .
При требуемой долговечности подшипника Т, ч, и частоте вращения n, об/мин, номинальная долговечность L, млн. циклов
(11)
При этом требуемая динамическая грузоподъемность равна
, (12)
где - динамическая приведенная нагрузка; m - показатель степени кривой усталости Велера (для шарикоподшипников m=3, для роликоподшипников m=3,33).
Динамическая приведенная нагрузка, по которой подбирают подшипник. определяется по формуле
, (13)
где = 1,2 - коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических усилий на долговечность подшипника качения для механизма подъема, - температурный коэффициент, принимаемый по табл.
Рабочая температура подшипника, °С |
100 |
125 |
150 |
175 |
200 |
225 |
250 |
Коэффициент Кт |
1,0 |
1,05 |
1,1 |
1,15 |
1,25 |
1,35 |
1,4 |
По каталогу на подшипники качения подбирают необходимый подшипник так, чтобы его динамическая грузоподъемность была равна или больше требуемой динамической грузоподъемности GTP.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА
Выбор электродвигателя
Мощность электродвигателя выбирается по методике завода "Динамо"[8, т.1; 11, п.8-3]. Этот метод учитывает параметры работы механизмов и энергетические свойства конкретных видов электропривода и выполняется в три этапа.
На первом этапе выбирается предварительная мощность двигателя, затем двигатель проверяется с учетом параметров режима работы и управляющего устройства (проверка теплового режима), а на третьем этапе производится проверка двигателя по условиям обеспечения надежного пуска.
Предварительная мощность двигателя рассчитывается по формуле [8,11]
N ≥ NCT/KT ,
где NCT - расчетная статическая мощность, кВт; КТ=1,20 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма, вид управляющего устройства и электропривода [8, табл. 11.1.7; 11, табл. 8-4].
Статическая мощность, кВт, электропривода при подъеме номинального груза равна
где Q - масса номинального груза, кг; Vгp - скорость подъема груза, м/с; η0=0,85 - общий КПД механизма подъема [1, рис 123; 8, т.2, с. 395].
Для рассчитанной мощности N по каталогу выбираем двигатель с учетом заданной группы режима работы (а значит, и соответствующей относительной продолжительности включения ПВ) так, чтобы его номинальная мощность была равна или несколько меньше, чем NCT [1].
Выбираем электродвигатель переменного тока серии 4МТН 280 M6 с мощностью на валу (при ПВ = 40%) N =75кВт, имеет перегрузочную способность
Расчетная формула для определения мощности электродвигателя на втором этапе по условиям теплового режима имеет вид [8, т. 1, с. 236; 11, с. 188]
все значения коэффициентов выбираются по литературным источникам [8,11].
Где - коэффициент, учитывающий изменение потерь холостого хода от фактического питающего напряжения.При колебаниях сети от -5 до +10%, для электродвигателей переменного тока; - коэффициент, учитывающий степень загрузки электродвигателя ; - коэффициент, учитывающий увеличение потерь на регулировочных характеристиках для систем с параметрическим управлением; - коэффициент, учитывающий влияние динамических потерь энергии на нагрев двигателя; - коэффициент, характеризующий изменение потерь холостого хода в зависимости от ПВд; =0,76- эквивалентный базовый КПД; - эквивалентный КПД; и - относительные продолжительности включения соответственно двигателя, выбираемого по каталогу, и механизма.
Если предварительно выбранный двигатель не удовлетворяет условию (16), то принимается двигатель большей мощности и расчет повторяется.
Расчетная формула проверки двигателя на третьем этапе по условиям обеспечения пуска имеет вид [11]
где Мтах=2785,44 - максимальный кратковременный момент выбранного электродвигателя, Нм; kзм = 1,25 - коэффициент запаса по моменту; МСТ тaх - максимально возможный момент статической нагрузки, приведенный к валу двигателя, Нм; МД - динамический момент, определяемый из условий обеспечения заданного ускорения, Нм; nдв=720 - частота вращения выбранного двигателя, об/мин; - фактическая статическая мощность электродвигателя при подъеме номинального груза с фактической скоростью , кВт; - суммарный момент инерции ротора электродвигателя, соединительных муфт, массы груза, кгм2; =8 - фактическая скорость подъема груза после выбора редуктора, м/мин; j -допустимое ускорение при пуске механизма подъема для данного типа крана, м/с².
Условие обеспечения пуска выполняется:
Выбор редуктора
По данным выбранного электродвигателя серии 4MTH 280M6 и группе режима работы выбираем редуктор (желательно выбрать унифицированный крановый редуктор Ц2 с выходным тихоходным валом, в виде зубчатой полумуфты с выточкой под радиальный подшипник).
Требуемое передаточное число редуктора равно
Значения к.п.д. опор барабана примем равными: ;. Расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъеме номинального груза в период установившегося движения
По найденному значению передаточного числа и крутящего момента выбираем по каталогу редуктор Ц2-650 [8 Т.2] имеющий следующие данные:
Погрешность выбора редуктора ∆ не должно превышать ±15 %.
Тогда фактические частота вращения барабана, скорость набегания каната на барабан и скорость подъема груза составят:
Фактически необходимая мощность двигателя, кВт, равна
Определение времени пуска при неустановившемся режиме движения механизма.
1. При пуске механизма подъема кроме статического момента двигатель преодолевает также силы инерции груза и вращающихся элементов привода.
Уравнение приведенных к валу двигателя моментов, Нм, при пуске имеет вид [1]
Мпуск = ±Мст+Мин1+Мин2 , (19)
где Мпуск - средний пусковой момент выбранного электродвигателя, Нм; Мст - момент статического сопротивления груза, Нм; Мин1 - момент сил инерции вращающихся элементов привода, Нм; Мин2 - момент от сил инерции поступательно движущихся масс (груза, подвески, канатов), Нм.
Момент статического сопротивления Мст учитывает изменение потенциальной энергии груза. При подъеме груза потенциальная энергия увеличивается, т.е. статический момент от груза Мст препятствует движению (в уравнении знак «+»). При опускании потенциальная энергия уменьшается (в уравнении знак «-»). В последнем случае разгон системы осуществляется при совместном действии момента двигателя и статического момента груза, Нм:
(20)
где Ммах=2785,44 - максимальный момент выбранного электродвигателя, Нм; - номинальный момент выбранного электродвигателя,Нм.
При установившемся движении момент, Нм, на валу двигателя при подъеме номинального груза с учетом массы подвески равен
(21)
где Q - масса номинального груза, кг; Qn - масса подвески, кг; Dб - диаметр барабана, измеренный по центру сечения каната, м; - передаточное число
механизма.
В развернутом виде уравнение (19) примет следующий вид :
где - частота вращения выбранного двигателя, об/мин.
В уравнении (22) все составляющие известны, кроме времени пуска tn. Решая это уравнение определяем время пуска tn=1,2 с. Тогда фактическое ускорение при пуске равно.
2. Время пуска при опускании груза определяется аналогично п.1. Уравнение моментов, Нм, при спуске равно
Мпуск = -М`ст+М`ин1+М`ин2 , (23)
где ;М`ин1= М`ин2 ,
1938 = -843 +2М`ин2 М`ин2=1390,5 Н·м
Решая уравнение (23) определяем время пуска при спуске груза t'n=0,009 с. Тогда фактическое ускорение при пуске для опускания груза равно
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОРМОЗНОГО МОМЕНТА И ВЫБОР ТОРМОЗА
Тормозной момент рассчитываем по моменту от номинального груза, приведенного к валу электродвигателя:
МТ=кМСТ=1,5·990=1485 Н·м , (25)
где к - коэффициент запаса торможения, принимаемый по нормативной документации, но не менее 1,5 [3].
По каталогу на тормоза выбираем тормоз типа ТКГ 400, МТ =1500 Нм отрегулировав его на необходимый тормозной момент.
Момент сил инерции при торможении опускаемого груза равен
М'И=МТ-М'СТ=1485 - 843=642 Н·м , (26)
Время торможения при спуске груза определяется по формуле
где суммарный момент инерции ротора электродвигателя, соединительных муфт, массы груза, кг·м² ; - радиус барабана, измеренный по оси сечения каната, м; - скорость опускания груза, м/с.
(27)
где J1=4,5-момент инерции ротора выбранного электродвигателя, кг·м²; J2=0,5- момент инерции соединительной муфты между электродвигателем и соединительным валом, кг·м²; J3 =4,8- момент инерции муфты с тормозным шкивом, кг·м²
Время торможения при подъеме груза определяется по формуле
ВЫБОР МУФТЫ
Соединительные муфты используют для постоянного соединения соос-ных валов с одновременной компенсацией их незначительных угловых и радиальных смещений и иногда - с улучшением динамических характеристик привода. Муфты выбирают в зависимости от передаваемого вращающего момента и условий работы по формуле [8, т.2, разд. V. 7]
где - расчетный вращающий момент, Нм ; k - коэффициент запаса прочности; Мк=994,8- действующий вращающий момент, Нм; - допускаемый (табличный) вращающий момент, который способна передать муфта, Нм.
В общем случае , где - коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения [8, т.2, табл. V. 2. 36]; - коэффициент режима работы [8, т.2, табл. V. 2. 37]; - коэффициент углового смещения, который должен учитываться в соответствии с ГОСТ 5006-83 для выбора зубчатых муфт [8, т.2, табл. V. 2. 38], а для остальных типов соединительных муфт .
Для соединительной муфты между электродвигателем и соединительным валом Мк=994,8 Нм; при угле перекоса вала 1,5º
Т.о.;
Выбираем муфту зубчатую 1-10000-90 по ГОСТ 5006-83. Данная муфта имеет параметры: . Расточки в полумуфтах выполняют по заказу.
Выбор муфты с тормозным шкивом производим с учетом требуемого диаметра тормозного шкива, ширины колодок и диаметра быстроходного вала редуктора.
Т.о. ;
Выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом (по ОСТ 24.848.03-79). Данная муфта имеет параметры: