6. Выбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок выбираются по ГОСТ 23360-78 [1. с.169. табл. 8.9].
Материал шпонок сталь 45 нормализованная.
Выберем шпонки зубчатых колес 1-й и 2-й ступеней редуктора.
Рисунок 3.3 – Основные размеры шпонок и сечений пазов.
Таблица 7: Основные размеры шпонок и сечений пазов.
-
Вал
Диаметр вала, мм
Сечение шпонки, мм
Радиус закругления или фаска Sx45°
Глубина паза, мм
Длина шпонки, мм
b
h
вала t1
ступицы t2
I
20
6
6
0.2
3,5
2,8
28
II
28
8
7
0.2
4
3,3
45
38
12
8
0.4
5
3,3
50
Напряжение смятия и условие прочности определяются по формуле:
(3.61)
где T – крутящий момент на валу (берется из ранее произведенных расчетов), Нм
d – диаметр вала, в сечении которого находится шпоночный паз, мм
h – высота шпонки, мм
t1 – глубина паза вала, мм
l – длина шпонки, мм
b – ширина шпонки, мм
Допускаемое напряжение снятия [см] при стальной ступице [см]=200 Мпа.
Напряжение смятия и условие прочности для шпоночного паза выходного конца ведущего вала определяются:
Напряжение смятия и условие прочности для шпоночного паза выходного конца ведомого вала определяются:
Для шпоночного паза зубчатого колеса:
Все шпонки подходят нам по условию смятия и прочности.
7. Подбор муфты.
Спроектировать и проверить работоспособность упругой муфты со змеевидными пружинами для привода к вертикальному элеватору по следующим исходным данным:
мощность, передаваемая муфтой Р = 2,73 Квт;
частота вращение n=70 об/мин.;
д
иаметр
валов, соединенных муфтой d=28
мм.
14.1. Подбор муфты.
Предварительно подбор муфты производится по номинальному вращательному моменту и диаметру соединенных валов.
Номинальный вращательный момент
(7.1)
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=850 Нм; n =2500 об/мин; D =155 мм; а = (1…5)мм;
d =28 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:
, (14.2)
где: Кр - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа двигателя и типа машины Кр=2 (табл.1)
14.2 Проектирование муфты.
14.2.1. 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.
(14.3)
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.
14.2.2. 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:
. (14.4)
14.2.3. 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:
. (14.5)
где R − радиус муфты, на котором расположена пружина в мм;
Z − число зубьев муфты;
W− момент сопротивления в мм3;
[]и − допускаемые напряжения изгиба, для сталей из которых изготавливается пружина, []и = 400…700 МПа [2];
К1-
коэффициент поперечного сечения,
зависящий от отношения
принимаем h = 1,1…1,2 мм.
;
Kı
= 1,13 [1]. (14.6)
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 = 2,7 мм; b = 6 мм.