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 dп = 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:
.
Тр – расчетный вращающий момент, который с учетом динамики работы машины подсчитывается:
Тр = Т· Кр = 36,24 · 1.8=65,2 Нм;
Кр – 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 2Тн (Тн 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 Dr = 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.
Тр = Т· Кр = 382 · 1,8= 687,4 Нм < [Т]max
где: Кр – динамический коэффициент нагрузки, зависящий от типа двигателя и машины выбирается по таблице 1. Кр = 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
Тн = 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 > Тmax, 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. а = (0,1…0,2)d = 0,2 · 40 = 8 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
Dr =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:
.
Кр- коэффициент динамической нагрузки (табл. I)
Для определения размеров можно использовать рекомендации по проектированию [4].
Принято Dο = 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 dс округляем, принимаем dс= 3,2 мм.
2.2. Определяем потребное число стержней
принято Z=44,
где: Тр=Тmax – максимальный вращающий момент с учетом динамических нагрузок в Нмм. Проверка размещения упругих стержней в один ряд. Должно быть выполнено условие:
Z Рс < π Dο
где: Рс – шаг размещения стержней.
Рс = (2,5…3,5)dc, принимаем Рс=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: Рс = 2,5dc=10 мм.
Z Рс < π Dο , 20 · 10 < 3,14 · 75.
Условие размещения выполняется. Таким образом, принимаем dс=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 dc=3 мм.
3.2. Определяем потребное число стержней:
.
Проверка условия размещения стержней в 1 ряд: должно быть выполнено условие
Z Рс < π Dο
где: Рс- шаг размещения стержней, Рс =(2,5 ….3,5)d, принято Рс = 7,5 мм.
74 · 7,5 >3,14 · 75,
Условие не выполняется, для положительного решения увеличиваем размер Dо= 100мм.
, принято ,
, Принято Z = 32.
Проверка условия размещения в 1 ряд.
Z· Рс < π· D0 ; .
Заключение: при больших динамических нагрузках Кр = 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: Кр - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа двигателя и типа машины Кр=2 (табл.1)
2 Проектирование муфты.
2.1. Основываясь на практике проектирования этих муфт определяем основные размеры и строим расчетную схему упругого элемента
Dо – диаметр муфты по средней высоте пружины.
Dо=(0,7…0,8)D= (0,75…08)·155=116…124, принимаем Dо=120мм.
Для постоянной муфты жесткости:
Iı = bı = 28 мм; аı = 15 мм; αl = 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
Тma x= Тр, 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 Dш=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:
Для клиноременной передачи
| | .
Для плоскоременной передачи
| |
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: Тпр – предельный вращательный момент, передаваемый муфтой,
Тпр = 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:
Fпр=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= Dо/dпр=6 , и, вычислив коэффициент К
,
находим потребный диаметр проволоки:
Принимаем dпр = 3 мм; средний диаметр пружины Dо = dпр С = 18 мм.
2.6. Из расчета пружин на жесткость определяем осадку одного витка пружины под действием Fпр:
мм,
где: G- модуль сдвига для стали, G = 8 ·104 МПа.
Определяем шаг витков пружины:
t = dпр + λ + Sр =3+2,95 + 0,3 =6,25мм.
Sр – зазор между витками при осадке пружины расчетной силой Fпр.
По рекомендации Sр = 0,1· d = 0,1 · 3=0,3 мм. Рабочее число витков, принимаем iр =5, тогда полное число витков пружины:
i= iр =+ (1,5….2) = 5+2 =7.
Определяем высоту пружины при полном сжатии витков:
H1 = (i-0,5) dпр = (7 – 0,5) ·3 = 19,5 мм.
Высота пружины в свободном состоянии:
Н=Н1 + iр (t - dпр) =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.
1. Исходная конструкция кулачковой муфты представлена на на рис.7.1.
2. Проектирование и расчет кулачковой предохранительной муфты.
2.1. Номинальный момент, передаваемый муфтой:
Нм.
Предельный вращающий момент, передаваемый муфтой:
Тmax= 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:
Dс = 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:
Qı= Fк 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=Dο /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 ; Dо= Сdп=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) ·Dс= (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.
Dc =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,
Sр = 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:
Тmax = 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 Dн = (3...4)d =4 · 80 = 320 мм;
- внутренний Dвн = 0,5 Dн = 0,5 · 320 = 160 мм;
- средний Dср = (Dн + Dвн ) /2 = (320 + 160) /2 = 240 мм.
2.2. Расчет муфты.
Определяем потребное число пар дисков:
.
Принимаем Z = 6.
Потребное число дисков:
ведущих Zı = Z/2 = 3;
ведомых Z2 = Zı +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; DN=100мм; d=55мм; В=155мм.
При расчете жесткости и прочности упругих элементов находится максимальный вращающий момент с учетом динамических нагрузок:
ТР=Тmax=T КР = 500·1,6 = 800Н.м.
где КР – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа двигателя и типа машины;
КР = 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 – ТР - 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 Fn , действующей на одну пружину.
Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.
|