ПРИМЕРЫ ПОДБОРА И РАСЧЕТА МУФТ

Задача 1. Подобрать и проверить прочность соединительных элементов упругой втулочно-пальцевой муфты привода цепного транспортера по следующим исходящим данным:

мощность передаваемая муфтой P = 5.5 Квт;

частота вращения n = 1450 об/мин;

диаметр валов, соединенных муфтой d = 28 мм.

Решение

1.Подбор муфты проводится по номинальному вращающему моменту и диаметру валов в соответствии со справочными данными или стандартом на муфту.

T- номинальный вращающий момент.

.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 125-28 1.1 ГОСТ 21424 –75 табл. 3. 49; 3.50 [1], имеющие следующие параметры и размеры:

Максимальный момент, передаваемый муфтой T=125н.м.

D =125 мм ; L =125мм; l =18мм;

D мм ; l =60 мм ; l ₂ = 36 мм ;

dı =50 мм; B = S = 5 мм z = 4 ; d = 28 мм.

Размеры упругих элементов d_п = 14 мм; d₂ = 28 мм; l ₄ = 33 мм.

Конструкция муфты представлены на рисунке 1.1.

Компенсирующие способности муфт МУВП предусмотрены ГОСТ5006-83 в пределах: допускаемые радиальные смещения осей валов r = 0.2 …0.4 мм.; допускаемые угловые смещения осей валов в зависимости от типа размера муфты. Точные данные приведены в таблице 4.

2. Проверка прочности (работоспособности) сравнительных элементов полумуфт:

2.1. Упругих элементов по напряжениям смятия между пальцем и упругим элементом:

.

Т_р – расчетный вращающий момент, который с учетом динамики работы машины подсчитывается:

Т_р = Т· К_р = 36,24 · 1.8=65,2 Нм;

К_р – динамический коэффициент нагрузки, зависящий от типа двигателя и машины см. табл.1, в нашем случае для привода от электродвигателя цепного конвейера Кр=1,8.

[σ]_см.- допускаемые напряжения смятия.

Для элементов из резины [σ]_см=2Мпа.

Условие прочности соблюдается, следовательно, работоспособность резиновых втулок обеспечивается.

2.2. Пальцы муфты рассчитывается по напряжениям изгиба, которые не должны превышать допускаемых значений с целью предотвращения поломки пальцев на работе.

Допускаемые напряжения изгиба для пальца изготовленного из стали 45.

.

σ _т - предел текучести, σ _т - =320 МПа (табл.2.3.) [2].

Условие прочности соблюдается.

Задача II.Произвести подбор муфты и проверить прочность соединяющих деталей муфты для привода от электродвигателя центробежного насоса, в качестве передачи используется коническо - цилиндрический редуктор с U=14. Подобрать и произвести проверочный расчет для муфты, соединяющий выходной вал редуктора и вал центробежного насоса по следующим данным:

мощность передаваемые муфтой Р =4 квт;

частота вращения n =100 об/мин;

диаметр валов, соединенных муфтой d =45.

Решение

1. Подбор муфты.

Привод к центробежному насосу характеризуется значительными колебаниями передаваемой нагрузки и максимальный момент может доходить до 2Т_н (Т_н номинальный вращающий момент), причем эти колебания нагрузки могут носить импульсивный характер и сопровождаться возникновением больших динамических сил. Привод состоит из агрегатов (двигатель, редуктор, исполнительный механизм), валы, которых соединяются с помощью муфт. Учитывая упругие деформации рамы машины, валов, корпусов агрегатов могут быть взаимные смещения осей валов (радиальные, угловые) и, следовательно, возникает потребность в использовании муфт, обладающих компенсирующими свойствами. Из этих соображений для соединения валов редуктора и центробежного насоса используем упругую муфту с торообразным упругим элементом (рис.2.1) Эти муфты отличаются высокими компенсационными свойствами, способностью уменьшать динамические нагрузки, благодаря малой крутильной жесткости и высокой демпфирующей способности.

Муфта упругая с торообразной оболочкой имеет компенсирующие способности, предусмотренные ГОСТ 20884-82 в пределах: допускаемые радиальные смещения осей валов D_r = 1…5мм; допускаемые угловые смещения осей валов =2⁰…6⁰ в зависимости от типо-размера муфты. Точные данные приведены в таблице 4.

К недостаткам муфт относятся: большие диаметральные размеры; появление осевых нагрузок на опоры валов, вызываемых центробежными силами. Для того чтобы частично уменьшить влияние недостатков ограничивают частоту муфт.

На упругие муфты с торообразной выпуклой оболочкой существует стандарт ГОСТ 20884 – 82, пользуясь которым мы можем подобрать типо-размер муфты, подбор производится по номинальному вращающему моменту и диаметру соединяемых валов.

Номинальный вращающий момент:

Выбираем муфту 500-45-1У (рис.2.1)

Параметры и размеры муфты (табл.3.33)[1]

d = 45мм ; D = 280 мм; L = 270мм; l = 84мм.

Допускаемая угловая скорость w =26 1/сек.

Номинальный вращающий момент Т = 500 Н.м.

Максимальный вращающий момент при кратковременной перегрузке

[Т]_max = 1600 Нм; Dı = 0,75D = 0,75·280 = 210 мм.

δ =0,05D = 0,05·280 =14 мм.

Максимальный вращающий момент, передаваемый муфтой, лимитируется моментом потери устойчивости оболочки, либо моментом сил трения в узле ее крепления. Конструкция муфты показана на фигуре II.

2 Расчет прочности (работоспособности) упругого элемента муфты.

2.1. Расчет прочности и работоспособности проводится по расчетному вращающему моменту.

Т_р = Т· К_р = 382 · 1,8= 687,4 Нм < [Т]_max

где: К_р – динамический коэффициент нагрузки, зависящий от типа двигателя и машины выбирается по таблице 1. К_р = 1,25….2,0.

Запас по устойчивости упругой оболочки:

.

По рекомендациям [1] [S]= 2,3….3,5.

Запас устойчивости достаточен, следовательно, работоспособность обеспечивается.

2.2. При передаче момента в оболочке возникают касательные напряжения сдвига. Наибольшее значение они достигают в кольцевом сечении диаметром Dı

[τ]_С − допускаемое касательное напряжение. Для резиновых оболочек, армированных нитями корда [τ]_С =0,7…0,75 МПа. [4]

Условие прочности соблюдается.

Задача III.Спроектировать и проверить работоспособность упругой муфты с радиальным пакетом пружин, устанавливаемой между двигателем и редуктором в приводе к ленточному конвейеру по следующим исходным данным:

Номинальная мощность Р=11Квт;

частота вращения n=1450 об/мин;

диаметры концов валов под муфту d=40мм.

Решение

1. Подбор муфты.

Подбор муфты производится по номинальному вращающемуся моменту и диаметру вала.

Номинальный вращающий момент:

.

Максимальный вращающий момент равный расчетному вращающему моменту, определяется с учетом динамической нагрузки:

,

где: Кр – динамический коэффициент нагрузки, зависимый от типа машины и типа двигателя назначаем по таблице 1, для ленточного конвейера Кр=1,5.

По табл. 3.3 [1] подходит муфта со следующими параметрами и размерами

Т_н = Т = 300 Нм ; d=40 мм ; L=113; B=25мм;

n = 3500 об/мин ; D = 160мм; I = 80;

число пакетов m = 6.

Упругая муфта с радиальным пакетом плоских пружин имеет средние компенсирующие способности в пределах: допускаемые радиальные смещения осей валов r =0,7…1,3мм; допускаемые угловые смещения осей валов =1⁰ в зависимости от передаваемого вращающего момента. Точные данные приведены в таблице 4.

Эта муфта подходит по диаметру вала и имеет Т > Т_max, что приводит к запасу работоспособности и надежности работы.

Эта муфта имеет упругий элемент переменной жесткости, что дает возможность гашения динамических нагрузок при всех режимах работы, т.е. как при пусковых перегрузках, так и при рабочих. Конструкция муфты представлена на рисунке 3.1.

Размеры плоских пружин определяем, исходя из практики проектирования.

R = d = 40мм. b = B – (5…8) мм = 25 – 5 =20 мм. Iı = (0,4…0,5)D −R = 0,45 · 160 − 40 =32 мм.

2. Расчет пакета плоских пружин (рис.3.2).

2.1. Выбираем материал для пластины.

Стальная пружина − термообработанная холоднокатаная лента по ГОСТ 21996-76. Класс прочности 2П с [σ]_и = 1130 МПа (табл. 2).

2.2.Размеры поперечного сечения пластины b ´ S= 20 ´ 0,4,

где: b – ширина пластины b = B − (5….7)мм = 25 − 5=20 мм.

S − толщина пластины, назначенная в зависимости от ожидаемого числа пластин в пакете i.

Принимаем S = 0,4 мм.

Момент сопротивления изгибу пластины:

2.3 Наибольшая нагрузка на пакет пружин:

.

2.4. Из условия прочности на изгиб пластины определяем потребное число пластин в пакете:

Принимаем i=5.

Число пластин в пакете i 10 . Оптимальное число пластин i=4…6. Значит толщина пластины назначена правильно, т.к. действительное число пластин в пределах рекомендуемого.

2.5. Определяем предельный угол поворота полумуфт:

рад,

где: J – момент инерции сечения пластин

Е – модуль упругости для стали Е = 2,1·10⁵ МПа.

2.6. Определим угол профиля паза:

рад

или в градусах αº= α ·57 = 3,65º

Принимаем α =3,65˚− 0,1.

Максимальный угол деформации пластины.

рад.

2.7. Координата точки 2 (см. фиг.3г.):

рад ; .

Координата точки 1:

рад

;

.

Для промежуточных точек 1-2 значения:

;

Значение X можно задаваться в пределах от а до 1.

Задача IV.Спроектировать и проверить прочность элементов упругой муфты со стальными стержнями для привода элеватора. Муфта устанавливается между валами редуктора и элеватора. Исходные данные:

мощность передаваемая муфтой Р = 4 Квт;

частота вращения n = 300 об/мин;

диаметры валов, соединенных муфтой d =32….35 мм.

Решение

1.Подбор муфты.

Предварительный подбор муфты можно провести по номинальному вращательному моменту и диаметру валов (табл.3.14; 3.15) [1].

Конструкция муфты показана на рис.4.1.

Упругая муфта со стальными стержнями имеет средние компенсирующие способности в пределах: допускаемые радиальные смещения осей валов

D_r =0,6….0,9 мм; допускаемые угловые смещения осей валов в зависимости от величины вращательного момента, передаваемого муфтой. Данные по допускаемым смещениям осей валов показаны в таблице 4.

Номинальный вращающий момент;

.

При расчете жесткости и прочности используется максимальный вращающий момент с учетом динамических нагрузок:

.

К_р- коэффициент динамической нагрузки (табл. I)

Для определения размеров можно использовать рекомендации по проектированию [4].

Принято D_ο = 75мм.

.

Принято D =90мм.

; ;

принято Iı = 3мм.

;

2. Вариант 1. Выбираем муфту с упругим элементом переменной жесткости. Для такой муфты:

геометрическая характеристика.

Принимаем ψ=0,6; коэффициент ширины полумуфты , принимаем ξ=0,26.

2. из условия прочности на изгиб определим потребный диаметр стержней:

где: _и –допускаемые напряжения изгиба в МПа; в качестве материала стержней выбираем сталь 60C2А с _и= 1120 МПа ( табл. 2); Е- модуль упругости – для стали МПа; - угол упругого поворота полумуфт принимаем = 0,03 рад.[4].

Полученное значение d_с округляем, принимаем d_с= 3,2 мм.

2.2. Определяем потребное число стержней

принято Z=44,

где: Т_р=Т_max – максимальный вращающий момент с учетом динамических нагрузок в Нмм. Проверка размещения упругих стержней в один ряд. Должно быть выполнено условие:

Z Р_с < π Dο

где: Р_с – шаг размещения стержней.

Р_с = (2,5…3,5)d_c, принимаем Р_с=10мм.

44·10 > 3,14·75,

условие не выполняется, в связи с этим выбираем другой материал стержней – сталь 60С2ХА с МПа.

2.3. Определим потребный диаметр стержней:

принимаем

2.4. Находим число стержней:

Принято Z=20.

Проверка условия размещения: Р_с = 2,5dc=10 мм.

Z Р_с < π Dο , 20 · 10 < 3,14 · 75.

Условие размещения выполняется. Таким образом, принимаем d_с=4мм., Z=20.

2.5. Радиус кривизны гнезда в осевом сечении:

3. Вариант 2. Муфта с упругим элементом постоянной жесткости.

Для этой муфты

3.1. Определяем потребный диаметр стержней:

,

где: − допускаемые напряжения изгиба. Учитываемое ожидаемое большое число стержней выбираем материал стержней 65С2BА с =1330 МПа; - угол упругого поворота полумуфт:

=0,03 рад.[4].

Принимаем d_c=3 мм.

3.2. Определяем потребное число стержней:

.

Проверка условия размещения стержней в 1 ряд: должно быть выполнено условие

Z Р_с < π D_ο

где: Р_с- шаг размещения стержней, Р_с =(2,5 ….3,5)d, принято Р_с = 7,5 мм.

74 · 7,5 >3,14 · 75,

Условие не выполняется, для положительного решения увеличиваем размер D_о= 100мм.

, принято ,

, Принято Z = 32.

Проверка условия размещения в 1 ряд.

Z· Р_с < π· D₀ ; .

Заключение: при больших динамических нагрузках К_р = 4 предпочтение следует отдавать муфтам с упругим элементом переменной жесткости, т.к. в этом случае число стержней и размеры муфты меньше.

ЗадачаV. Спроектировать и проверить работоспособность упругой муфты со змеевидными пружинами для привода к цепному конвейеру по следующим исходным данным:

мощность, передаваемая муфтой Р = 4,5 Квт;

частота вращение n=200 об/мин.;

диаметр валов, соединенных муфтой d=50 мм.

Решение.

1. Подбор муфты.

Предварительно подбор муфты производится по номинальному вращательному моменту и диаметру соединенных валов.

Номинальный вращательный момент

.

Выбираем муфту постоянной жесткости (с линейной характеристикой упругого элемента) по каталогу, приведенному в табл. 3.7.[1]. Конструкция муфт приведена на рис.5.1. Размеры и параметры выбранной муфты: Т=215 Нм; n =2500 об/мин; D =155 мм; а = (1…5)мм;

d =50 мм; W =70 мм; L =110мм.

Упругая муфта со змеевидными пружинами обладает высокими компенсирующими способностями в пределах: допускаемые радиальные смещения осей валов _r= 0.5 …3.0 мм; допускаемые угловые смещения осей валов в зависимости от величины передаваемого вращающего момента.

При расчете жесткости и прочности упругих элементов находится максимальный вращающий момент учетом динамических нагрузок:

,

где: К_р - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа двигателя и типа машины К_р=2 (табл.1)

2 Проектирование муфты.

2.1. Основываясь на практике проектирования этих муфт определяем основные размеры и строим расчетную схему упругого элемента

D_о – диаметр муфты по средней высоте пружины.

D_о=(0,7…0,8)D= (0,75…08)·155=116…124, принимаем D_о=120мм.

Для постоянной муфты жесткости:

I_ı = b_ı = 28 мм; а_ı = 15 мм; α_l = 20º.

При построении расчетной схемы представляем полувиток пружины как арку, шарнирно укрепленную у основания и нагруженную силами F от зуба полумуфты.

2.2. Числом зубьев муфты Z задаемся Z = 40…100 в зависимости от вращающего момента и диаметрального размера муфты. В нашем случае, когда муфта имеет малые размеры и момент, принимаем Z = 40.

Шаг зубьев t можно подсчитать:

.

2.3. Определение размеров поперечного сечение пружины.

Для муфты постоянной жесткости нагрузочная способность пружины, т.е максимальный допустимый момент, исходя из условия прочности пружины, имеет следующий вид:

.

где R − радиус муфты, на котором расположена пружина в мм;

Z − число зубьев муфты;

W−момент сопротивления в мм³;

[s]_и − допускаемые напряжения изгиба, для сталей из которых изготавливается пружина, [s]_и = 400…700 МПа [2];

К₁- коэффициент поперечного сечения, зависящий от отношения

принимаем h = 1,1…1,2 мм.

; Kı = 1,13 [1].

Исходя из уравнения нагрузочной способности, приравнивая

Т_{ma x}= Т_р, определяем потребный момент сопротивления изгибу:

.

Для прямоугольного сечения:

,

примем отношения = 3,5 … 5, тогда b = 5h.

принимаем h = 1,2 мм; b = 6 мм.

Задача VI.Спроектировать и рассчитать на выходном валу редуктора встроенную в шкив ременной передачи предохранительную фрикционную муфту к приводу цепного конвейера по следующим исходным данным:

мощность передаваемая муфтой Р=4 Квт;

частота вращения n=600 об/мин;

диаметр вала редуктора d=30 мм;

диаметр шкива ременной передачи D_ш=200мм.

Решение

1. В качестве варианта конструктивного исполнения муфту используем муфту, представленную на рис.6.1.

При проектировании муфты используем результаты, накопленные опытом конструирования этих муфт, изложенных в [4]. Рекомендуется:

наружный диаметр поверхности трения диска D₁ = (3…5)d; внутренний диаметр поверхности трения диска D = (0,5….0,8)D₁.

Примем D₁ = 3d =3×30=90; D = 0,67D₁ = 0,67×90 = 60. Средний диаметр поверхности трения:

2. Расчет фрикционной дисковой муфты.

2.1. Поскольку муфта работает в условиях сухого трения (без подачи масла) выбираем материал пары дисков: для сочетания материалов: сталь – прессованный асбест, коэффициент трения f=0,3; допускаемое удельное давление [Р] = 0,2 МПа (табл.3).

2.2. потребное число пар поверхностей трения определяем по выражению:

,

где: Т_пр – предельный вращательный момент, передаваемый муфтой,

Т_пр = β · Т = 1,3 · 63,7 = 82,8 Нм;

β – коэффициент запаса сцепления, применяемый для предохранительных муфт, β = 1,25….1,4, принимаем β = 1,3;

Т – номинальный вращающий момент в Нм

.

Получилось очень большое число пар трения не соответствующее выбранной конструкции муфты, допускающей для сухих муфт не более 4.

С целью уменьшения Z увеличиваем диаметральные размеры дисков муфты.

2.3. II вариант. D₁ = 5d = 5 · 30 = 150;

D = 0,5 · D₁ = 0,5 · 150 = 75;

мм.

В этом варианте потребное число пар поверхностей трения:

Такое число пар трения приемлемо для выбранной конструкции.

Принимаем Z = 2, тогда число ведущих дисков Zı = Z/2 = 1;

число ведомых дисков Z₂= Zı + 1=2.

2.4 Проверим действительную удельную нагрузку:

где: F- действительная сила сжатия пружины;

Действительные удельные давления не превышают допустимых, следовательно, износостойкость поверхностей трения достаточна.

2.5. Проведем расчет пружин.

Сила сжатия одной пружины при числе пружин n=6:

F_пр=F/n =2453/6=409 Н.

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку II класса по ГОСТ 9389 – 75 из табл. 2 находим допускаемые напряжения пружин.

Класс прочности II [t]_с=900 МПа.

Из условия прочности на кручение, задавшись индексом пружины

С= D_о/d_пр=6 , и, вычислив коэффициент К

,

находим потребный диаметр проволоки:

Принимаем d_пр = 3 мм; средний диаметр пружины D_о = d_пр С = 18 мм.

2.6. Из расчета пружин на жесткость определяем осадку одного витка пружины под действием F_пр:

мм,

где: G- модуль сдвига для стали, G = 8 ·10⁴ МПа.

Определяем шаг витков пружины:

t = d_пр + λ + S_р =3+2,95 + 0,3 =6,25мм.

S_р – зазор между витками при осадке пружины расчетной силой F_пр.

По рекомендации S_р = 0,1· d = 0,1 · 3=0,3 мм. Рабочее число витков, принимаем i_р =5, тогда полное число витков пружины:

i= i_р =+ (1,5….2) = 5+2 =7.

Определяем высоту пружины при полном сжатии витков:

H₁ = (i-0,5) d_пр = (7 – 0,5) ·3 = 19,5 мм.

Высота пружины в свободном состоянии:

Н=Н₁ + i_р (t - d_пр) =19,5 +5(6,25-3) = 35,75 мм.

Для выяснения необходимости расчета пружины на устойчивость вычислим отношении:

,

т.к. отклонение не превышает допускаемых норм, проверка на устойчивость не требуется.

Задача VII. Спроектировать и рассчитать для выходного вала редуктора кулачковую предохранительную муфту привода ленточного конвейера по следующим данным:

мощность Р = 1,8 Квт;

частота вращения n = 70 об/мин; диаметр валов d = 40 мм.

Решение.

2. Проектирование и расчет кулачковой предохранительной муфты.

2.1. Номинальный момент, передаваемый муфтой:

Нм.

Предельный вращающий момент, передаваемый муфтой:

Т_max= Т β = 245,6 · 1,4 = 345 Нм,

где: β – коэффициент запаса сцепления, β = 1,25…1,4, принимаем β= 1,4.

2.2. Проектирование муфты.

Диаметр окружности, проходящий через середину кулачков:

D_с = 2 d = 2 · 40 = 80 мм.

Число кулачков Z = 3…15, принимаем Z=6, угол кулачков α= 45˚, угол трения на кулачках φ= 2….5, принято φ = 2˚, коэффициент трения в шлицевом или шпоночном соединении вала с подвижной полумуфтой:

f= 0,05…0,1, принято f =0,05.

2.3. Расчет кулачковой муфты.

Окружное усилие на кулачках при номинальном режиме:

.

Окружное усилие при передаче максимального момента: .

Осевое усилие при передаче номинального момента:

Q_ı= F_к tgα = 6125 ·1 = 6125 H

Осевое усилие, действующее на пружину при выключении муфты с учетом трения кулачков и трения втулки по валу:

При передаче номинального вращающего момента потребное усилие включения:

Для правильного функционирования кулачковой муфты необходимо соблюдать неравенства:

и

В решение задачи условие выполнено.

2.4. Расчет пружин.

На базе аналогичной конструкции муфты принимаем число пружин m=8. Тогда усилие, действующее на 1пружину:

при включенной муфте:

при выключенной муфте:

Из условия прочности по напряжениям сдвига потребный диаметр проволоки:

,

где: С – индекс пружины С=D_ο /d принято С=5; К – коэффициент, учитывающий влияние кривизны витков:

;

[τ]_к - допускаемые напряжения кручения (сдвига).

В качестве материала принимаем стальную пружинную проволоку по ГОСТ 9389 – 75 класс прочности I. Допускаемое напряжение [τ]_к = 960 МПа (табл. 2).

Принято d _п = 4 мм ; D_о= Сd_п=5·4=20 мм.

Пружину устанавливают в муфту с предварительным сжатием на величину, достаточную для создания усилия F, удерживающего муфту во включенном состоянии:

G – модуль сдвига для стали, G = 8·10⁴ МПа;

i - число рабочих витков, принимаем i=8.

Максимальная осадка при выключении муфты:

Требуемая высота кулачков:

.

При работе муфта на рабочих поверхностях кулачков возникают удельное давление, способствующее обмятию поверхностей и износу:

,

где: b – ширина кулачков, измеренная по радиусу:

b=(0,12…0,15) ·D_с= (0,12…0,15) · 80 – 9,6..12 мм, принимаем b=12мм.

[P] – допускаемые удельные давления.

По данным [P]=30…40 МПа для муфт включаемых или выключаемых на ходу.

Так как действительное удельное давление велико, увеличим рабочее число витков – i = 10, тогда:

и высота кулачков:

.

Проверим по удельным давлениям:

Условие прочности выполняется. Окончательно получаем следующие размеры предохранительной муфты.

D_c =80 мм; h = 4,0 мм; b = 12 мм; Z = 6; m = 8;

2.5. Проектирование пружин.

Полное число витков пружины:

Определяем шаг пружины:

,

гарантированный зазор между витками,

S_р = 0,1· d= 0,1 · 4 = 0,4 мм.

Высота пружины при полном сжатии витков:

Высота свободной пружины:

ЗадачаVIII. Рассчитать и спроектировать комбинированную упруго предохранительную муфту на выходном валу редуктора к приводу насоса по следующим данным:

вращающий момент Т=3000 Нм;

частота вращения n = 50 об/мин;диаметр вала d = 80 об/мин.

Решение

1. В качестве исходной конструкции предлагается комбинированная муфта, представленная на рис.8.1:

упругая и компенсирующая часть муфты – с торообразной оболочкой, алгоритм проектирования и расчета которой показаны в задаче II;

предохранительная муфта – многодисковая фрикционная.

2. Проектирование и расчет фрикционной предохранительной муфты.

Номинальный момент передаваемый муфтой Т=3000 Нм.

Передаваемый вращательный момент, после которого муфта прокручивается и прекращает свой функции:

Т_max = β Т =1.3 · 3000 =3900 Нм,

где: β – коэффициент запаса сцепления, β =1,25…1,4, принято β =1,3.

2.1. Проектирование муфты.

Выбираем материал пары трения: сталь – прессовый материал на основе асбеста; по табл. 3 принимаем коэффициент трения f = 0,3 ; допускаемое удельное давление [P] = 0,3 МПа.

Диаметры кольца трения дисков:

- наружный D_н = (3...4)d =4 · 80 = 320 мм;

- внутренний D_вн = 0,5 D_н = 0,5 · 320 = 160 мм;

- средний D_ср = (D_н + D_вн ) /2 = (320 + 160) /2 = 240 мм.

2.2. Расчет муфты.

Определяем потребное число пар дисков:

.

Принимаем Z = 6.

Потребное число дисков:

ведущих Z_ı = Z/2 = 3;

ведомых Z₂ = Z_ı +1 = 3+1 =4.

Действительное усилие прижатия дисков:

Действительное удельное давление на поверхностях трения:

не превышает допустимого.

2.3. Расчет пружины.

Принимаем число пружин, равномерно распределенных по окружности среднего диаметра, принимаем n =6.

В этом случае потребное усилие замыкания муфты для одной пружины:

Выбираем тарельчатую пружину №073 по ГОСТ 3057 – 90 (табл.5) [5,т.3]

Пружина имеет следующие размеры:

наружный диаметр D₁ =28 мм;

внутренний диаметр d = 12 мм;

толщина диска t =1,5мм;

максимальная деформация S₃ = 0,7 мм;

высота пружины l₀ =2,2 мм.

При прогибе равном S₃ – усилие в пружине F = 3550 H.

При прогибе равном 0,8S₃ – усилие в пружине F = 3043 H.

Отклонение

что допустимо, поскольку лежит в пределах рекомендованных значений запаса сцепления b.

С целью понижения жесткости пружины и повышения возможности регулирования усилия прижатия дисков заменим одну пружину на пакет последовательно поставленных тарельчатых пружин..

Предположим, что желательно для улучшения возможности точного регулирования муфты общая осадка fс=4 мм. Тогда необходимое число пружин в пакете:

принимаем i = 7.

Пересчитаем общую деформацию пакета из 7 последовательно работающих тарельчатых пружин

.

Задача IX. Рассчитать и определить упругую муфту с цилиндрическими пружинами сжатия на выходном валу редуктора к приводу цепного элеватора по следующим данным:

Вращающий момент Т= 500Н.м.

Частота вращения n = 40 об/мин.

Диаметр вала d= 55мм.

Решение

1 Выбираем муфту с винтовыми цилиндрическими пружинами (рис.9.1) в зависимости от вращающего момента по справочным данным, приведенным в табл. 3.9. [1]

Размеры и параметры выбранной муфты Т=550Н.м.; D=225мм; D_N=100мм; d=55мм; В=155мм.

При расчете жесткости и прочности упругих элементов находится максимальный вращающий момент с учетом динамических нагрузок:

Т_Р=Т_max=T К_Р = 500·1,6 = 800Н.м.

где К_Р – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа двигателя и типа машины;

К_Р = 1,5…2 (табл.1) для цепного элеватора.

2. Проектирование и расчет муфты.

2.1. Основываясь на практике проектирования этих муфт, принимают:

Принимаем D₀=200мм.

где – Т_Р - расчетный момент в н.м.

D₀ – диаметр окружности по центрам пальцев в м.

2.2. Расчет прочности и жесткости цилиндрических пружин сжатия, проводимые по силе F_n , действующей на одну пружину.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: