Расчет муфт

Исходные данные: тип муфты – жесткая, компенсирующая;

Т₂ = 82,9 Н·м;

режим работы реверсивный с умеренными толчками;

поломка муфты не вызывает аварии машины.

1. Определим расчетный момент муфты:

Т_р.м.= К · Т_м;

где:

К – коэффициент режима работы, К = К₁· К₂;

К₁– коэффициент безопасности, К₁= 1

К₂– коэффициент, учитывающий характер нагрузки, К₂= 1 [4. с. 227]

Т_м= Т₂= 82,9 Н·м – номинальный момент на муфте.

К = 1 · 1 = 1;

Тогда

Т_р.м.= 1 · 82,9 = 82,9 Н·м

Выбираем муфту по каталогу так, чтобы соблюдалось условие:

Т_кр≥Т_рм.

Подходит муфта: МЦ – 28 ГОСТ 20742-81.

Определяем силу F_rm, действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов:

F_rm= (0,2…0,3) ·F_tm;

где:

F_tm– окружная сила на муфте,F_tm=;

Т – крутящий момент на валу Т = Т₂= 82,9 Н·м

d_P - расчетный диаметр, м

Для муфты с резиновой звёздочкой:

d_P = D_o =p / sin (180^o / Z);

d_P==25,4 /sin(180^o/ 10) = 83 мм;

Тогда

F_tm== 1995 Н.

Следовательно, нагрузка от муфты на вал:

F_rm= (0,2…0,3) ·F_tm= (399…5985) Н.

Принимаем F_rm= 400 Н.

2. Определяем расчетный диаметр вала в месте посадки муфты:

d_р.м.≥;

где – эквивалентный момент, действующий в данном сечении

;

где: М – суммарный момент

М = ;

Допускаемые напряжения = 50 МПа

М_гор= 0; М_верт= 0,5 ·F_rm·f₂

Где: f₂= 0,05 м.;F_rm=400 Н.

Тогда М_верт= 0,5 ·F_rm·f₂= 0,5 · 400 · 0,05 = 10 Н·м; М == 10 Н·м;

=Н·м;

d_р.м.≥>= 25,4 мм.

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой, увеличиваем диаметр вала на 10%;

d_р.м.= 25,4 · 1,1 = 27,9 мм.

Таким образом, муфта проходит по посадочному диаметру вала и в последующих расчетах диаметр вала под муфту принимается d_m= 28 мм.

Расчет валов.

12. Проектировочный расчёт быстроходного вала цилиндрического редуктора.

Исходные данные: Т₁= 24,4 Н;F_t1=F_t2= 1337 Н;F_a1=F_a2= 409H;F_r1=F_r2= 509H;

d₁= 35,5 мм,F_цеп= 370H.

Значение длин участков быстроходного вала получены при предварительной компоновке редуктора: f₁= 40 мм.,l₁= 72 мм.,a₁=l₁/2= 36 мм.

Схема быстроходного вала представлена на рис. 5:

1.Определяем, согласно расчетной схеме на рис. 6, реакции опор.

– в горизонтальной плоскости

∑М_А= –F_r1 ∙a₁+ В_х·l₁–F_цеп(f₁+l₁) + М_из= 0;

где М_из– изгибающий момент в горизонтальной плоскости.

М_из=F_a1·Н;

Тогда Н.

Условие равновесия:

∑М_В= –F_цеп·f₁+F_r1·a₁+ М_из–A_x·l₁= 0;

отсюда: Н.

первоначальное направление реакции выбрано верно. Проверка выполняется из условия равновесия проекций сил на ось Х (см. рис. 6)

∑Х_i= 0;F_цеп– А_Х– В_Х+F_r1= 0

370 + 150 – 729 + 509 = 0

следовательно, реакции А_Хи В_Хнайдены верно.

–в вертикальной плоскости из условия равноесия.

∑М_А= – В_Y·l₁+F_t1·a₁= 0;

отсюда Н.

знак минус указывает на необходимость изменить направление реакции В_Y(см. рис. 6)

Условие равновесия:

∑М_В= А_Y·l₁–F_t1·a₁= 0;

отсюда H.

Первоначальное направление реакции выбрано верно. Проверка выполняется из условия равновесия проекции сил на ось Y(см. рис. 6)

∑Y_i= 0; А_Y– В_Y+F_t1= 0;

668,5 – 668,5 + 1337 = 0

Следовательно, реакции А_Yи В_Yнайдены верно.

2.Радиальная нагрузка на опору А.

F_rA= Н.

3.Радиальная нагрузка на опору В.

F_rВ= Н.

4.Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

– под подшипником В:

М_гор.В=F_цеп∙f₁= 370 ∙ 0,04 = 14,8 Н∙м;;

– под большой звездочкой цепной передачи:

М_зв.гор.= 0,5 ∙ М_гор.В= 7,4 Н∙м;

Под колесом:

• в вертикальной плоскости:

М_ш.верт=А_Y·a₁= 668,5 · 0,036 = 24 Н·м

• в горизонтальной плоскости:

М_ш.гор1 = В_X · a₁ – F_цеп · (f₁ + a₁)=729·0,036–370 · (0,04 + 0,36) = 1,86 Н·м;

М_ш.гор2 = А_X ∙ а₁= 150 ∙ 0,036 = 5,4 Н·м.

Проверка:

Изгибающий момент в горезонтальной плоскости

М_{В гор.}=M_из+F_r1·a₁–A_X·l₁=7,26 + 509 · 0,036 – 150 ∙ 0,072 = 14,8 Н∙м;

14,8 Н∙м = 14,8 Н∙м.

Следовательно, момент найден правильно.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости.

М_к.верт = F_цеп · (а₁ + f₁) – B_Y · a₁ + A_Y · a₁=370 · (0,036 + 0,04) – 668,5 · 0,036 + 668,5 · 0,036=24Н·м;

24Н·м = 24Н·м;

Строим эпюры изгибающих: вертикального и горизонтального моментов, а также для крутящего момента (см. рис. 6).

5.Определяем диаметры вала в его характерных сечениях по зависимости:

;

где: М_экв– эквивалентный момент, поIIIгипотезе прочности (наибольших касательных напряжений).

М_экв=;

где:

М – суммарный изгибающий момент, М = ;

М_гор, М_верт– изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях;

Т – крутящий момент в рассматриваемом сечении вала;

[σ] =55 МПа – допускаемое изгибное напряжение.

1. Определяем расчётный диаметр вала под шестернёй.

Для этого сечение имеет изгибающий момент:

М_гор= 5,4 Н∙м; М_верт= 24 Н∙м; Т = 24,4 Н·м

24,6 Н·м;

М_экв=Н·м;

Тогда 18,5 мм.

полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636–69 из стандартного ряда.

Принимаем d_ш= 20 мм.

2. Определяем расчетный диаметр вала под подшипником В.

Для этого сечения имеем: М_гор= 14,8 Н·м; М_верт= 0 Н·м; Т = 24,4 Н·м.

Следовательно

М = Н·м;

М_экв=Н·м;

17,3 мм.

Принимаем d_В= 20 мм.

3. Определяем расчетный диаметр вала под подшипником А.

Для этого сечения имеем: М_гор= 0 Н∙м; М_верт= 0; Т = 24,4 Н·м.

Следовательно

М = 0 Н·м;

М_экв=Н·м;

16,2 мм.

В целях унификации, а также обеспечения технологического корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметром вала d_А=d_В= 20 мм.

4. Определяем расчетный диаметр вала под звездочкой цепной передачи

Для этого сечения имеем: М_гор= 7,4 Н∙м; М_верт= 0; Т = 24,4 Н·м.

М=Н·м;

М_экв=Н·м;

16,4 мм.

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой, рекомендуется увеличить диаметр вала на 10%, таким образом:

d_зв= 1,1 ·d_рзв= 1,1 · 16,4 = 17,96 мм.

полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636–69 из стандартного ряда.

Принимаем d_зв= 18 мм.

Таким образом, для данного вала имеем диаметры: d_ш= 20 мм,d_n= 20 мм,d_зв= 18 мм.