19. Расчет нестандартной предохранительной фрикционной муфты, расположенной на промежуточном валу цилиндрического редуктора
По результатам предварительных расчетов конической зубчатой пары определяем габариты, в которые должна вписываться фрикционная муфта (рис. 19.1). Торец шестерни находится на расстоянии 68 мм от оси вала колеса. Корпус муфты, в которой при помощи шлицев будут крепиться наружные диски, располагаем на расстоянии 5 мм от торца шестерни. При толщине корпуса 12 мм получаем, что наружный диаметр дисков должен быть не более
2 (68 – 5 – 12) = 102 мм.
Рис. 19.1. Встроенная фрикционная дисковая предохранительная муфта
Если назначить высоту шлицев 5 мм, а зазор между шлицами и наружным диаметром внутренних дисков принять 1 мм, то рабочий наружный диаметр шлицев
Внутренний диаметр шлицев определяем, ориентируясь на диаметр вала d = 52 мм. Между шлицами, размеры которых D × d × Z = 32 × 28 ×6, и внутренним рабочим диаметром шлицев Dв необходимо предусмотреть зазор в 0,5 мм, тогда Dв = 55 мм.
Толщина втулки в коническом колесе 5 мм, наружный диаметр втулки dвт = 46 мм.
Муфта должна передавать номинальный момент Т = 92 Нм. Коэффициент перегрузки β = 1,45, поэтому предельный момент срабатывания муфты
1. В качестве материалов дисков выбираем закаленную сталь по закаленной стали, диски будут работать со смазкой. По табл. 14.9 [12, с. 477] определяем коэффициент трения f = 0,08–0,1, допускаемое давление [p] = 0,3–0,6 МПа. Учитывая примечание к табл. 14.9, назначаем f = 0,08, [p] = 0,3 МПа.
2. Диаметры кольца трения дисков: по эмпирической зависимости рекомендуется наружный диаметр
Dн = 4d = 4 32 = 128 мм.
Выше было установлено, что этот диаметр должен быть не более 90 мм, внутренний диаметр Dв = 0,5 Dвн = 0,5 90 = 45 мм. Назначаем Dв = 33 мм.
3. Приведенный радиус сил трения
4. Допускаемое осевое усилие
1651,93
Н.
5. Число пар трения
Z =
Таким образом, конструкция, предлагаемая на схеме к заданию, не может быть реализована.
Рационально на чертеже разместить цилиндрическую пару слева от колеса, а справа – конструировать муфту.
В этом случае Dн = 128 мм, Dв = 48 мм.
3317,52
Н.
Z =
Принимаем число ведущих дисков Z1 = 5; ведомых Z2 = Z1 + 1 = = 5 + 1 = 6.
Предельно допустимое число дисков для муфт смазываемых Z = 11.
6. Число дисков можно уменьшить, если назначить в качестве пар трения сталь по текстолиту.
Тогда f = 0,15, a [p] = 0,3 МПа, Rпр = 46,12 мм; [Q] = 3443 Н.
Предварительно принимаем число дисков Z = 6:
Необходимая сила нажатия при шести трущихся поверхностях
3151,65
Н.
Толщину дисков назначаем 2 мм. Диск со шлицами центрируется по внутреннему диаметру и крепится болтами с резьбой М6 к коническому колесу.
Расчет пружин Расчет нестандартной центральной пружины
Примем предварительно средний диаметр пружины
индекс
Поправочный коэффициент, учитывающий влияние на напряжения кривизны витков:
Допускаемое напряжение для пружин 1-го или 2-го класса
где σв – предел прочности:
σв = 1450 МПа [11, с. 99];[12, с. 488].
Диаметр проволоки
Принимаем стандартное значение d = 10,5 мм.
Тогда D0 = 8 · 10,5 = 84 мм.
Деформация пружины под действием сил Q
Принимая для стали модуль сдвига G = 8 · 104 МПа и задаваясь числом рабочих витков n = 4, получаем
Полное число витков пружины
Высота пружины при посадке витка на виток
Зазор между витками пружины в ненагруженном состоянии
Шаг пружины в свободном состоянии
Высота пружины H0 в свободном состоянии
Высота пружины в рабочем состоянии
