17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с электродвигателем

Муфта, соединяющая приводной вал с редуктором, называется приводной, а двигатель с редуктором – моторной. В качестве приводных используют компенсирующие жесткие муфты, а в качестве моторных – компенсирующие мягкие.

Так как муфта будет компенсирующая мягкая, то выбирать будем из:

• муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) ГОСТ 21424-93;

• муфта с резиновой звездочкой (МРЗ) ГОСТ Р50 894-96;

• муфта с вогнутой торовой оболочкой (МВТО) ГОСТ Р50 892-96.

Определим расчетный момент на муфте по формуле:

,

где – коэффициент режима работы муфты: . Определяем по [табл. 16.1, 5, c. 386].

– номинальный момент передаваемый муфтой

.

.

Ориентировочно оцениваем диаметр вала в месте установки муфты по следующей зависимости:

.

Для компенсации влияния изгиба вала назначают заниженные значения допускаемых напряжений кручения.

МПа.

.

Рассматриваем исполнения муфт с короткими валами.

МРЗ:

МВТО:

МУВП:

Оптимальным типом муфты является МРЗ потому, что у нее меньшее значение D.

Усилие, с которым муфта будет воздействовать на валы, находим по формуле:

Здесь – коэффициент, учитывающий тип муфты. В соответствии с Р50-83-88 для МРЗ .

– окружное усилие на муфте.

.

Для МКД: .

.

.

18 Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора

18.1 Определение диаметральных размеров быстроходного вала редуктора.

Диаметральные размеры этого вала будем назначать конструктивно, потому что на нем располагается стандартная деталь( муфта). Диаметр консоли в этом случае принимается равным диаметру посадочного отверстия этой детали (выбранной муфты). Посадочный диаметр муфты 25мм. На следующем за консольным участке вала будут располагать подшипники. Назначим диаметр под подшипники 35 мм. Это позволит избежать малой высоты ступени вала. Для осевой фиксации деталей насаженных на вал, а также для восприятия осевых нагрузок на валу предусматривают заплечик. Диаметры заплечиков вала для упора подшипников качения примем 44 мм.

Посадочный диаметр под шестерню 25 мм.

Значительное влияние на усталостную прочность (выносливость) валов, а, следовательно, и на их надежность, оказывает форма переходной поверхности от одной ступени вала к другой, являющейся геометрическим концентратором напряжений.

Диаметральные размеры согласуем с рядом Ra 40 ГОСТ 6636  69 «Нормальные линейные размеры».

18.2 Первый этап эскизной компоновки

Назначаем предварительные размеры длин ступеней вала по [5, стр. 283].

Расстояния l, u, (мм) ведущего вала, а также f и W можно принимать по ориентировочной рекомендации [5, стр. 284] в зависимости от передаваемого момента:

,

l = 72,

u = 55,

– расстояние от середины подшипника до середины посадочного участка выходного конца вала:

Расстояние между опорами ведомого вала

,

где – длина ступицы колеса:

(b - длина зуба).

– зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора: . В данном случае

.

b = 59мм.

18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается звездочка.

Прочностная расчетная схема для вала.

Найдем опорные реакции вала без учета действия силы цепной передачи, так как ее угол наклона может меняться от 0 до

Построив эпюры можем найти наиболее не благоприятный случай расположение силы, то есть . Под этим углом , или близким к нему, нужно приложить силу, чтобы получить наиболее неблагоприятный случай. Тогда суммарный изгибающий момент будет находится по следующей зависимости:

.

Проектировочному прочностному расчету подвергают валы, не имеющие выходных участков (промежуточные валы редукторов) или валы, имеющие выходной участок, на котором располагается нестандартизованная деталь (шкив ременной передачи, звездочка цепной передачи и др.).

Проектировочный расчет валов ведут по зависимости [3], базирующейся на условии их статической прочности при номинальном нагружении и имеющей вид:

,

где К_А – коэффициент динамичности внешней нагрузки: .

М_из.ном – суммарный изгибающий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при его номинальном нагружении.

  поправочный коэффициент, учитывающий наличие неравенства коэффициентов асимметрии циклов изменения во времени нормальных и касательных напряжений, возникающих в вале. Согласно данным [3, c. 372], поправочный коэффициент принимают для нереверсивных валов.

Т_ном – крутящий момент, возникающий в рассматриваемом поперечном сечении вала при номинальном нагружении: .

(где d₀; d – внутренний и наружный диаметры кольцевого сечения вала); для сплошного поперечного сечения .

[] – допускаемые напряжения. При проектировочном расчете валов допускаемые напряжения [], согласно данным [3, c. 372], определяют по следующей формуле:

где _-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба. Его назначают по справочным данным. При отсутствии необходимых данных _-1 определяют по корреляционной зависимости, рекомендованной Р50  83  88 и имеющей вид:

где _в – предел прочности материала вала при растяжении, назначаемый по справочным данным: МПа.

МПа.

– коэффициент концентрации нормальных напряжений, возникающей в рассматриваемом предположительно опасном сечении детали. При проектировочном расчете валов, согласно данным [3, c. 372], принимают , причем бόльшие значения – под ступицами деталей, насаживаемых на вал по посадкам с гарантируемым натягом.

[S] – необходимый коэффициент запаса прочности.

 для коротких валов .

Согласно ряду .

Согласно ряду .

Согласно ряду .

Посадочный диаметр звездочки 32 мм.

Следующая ступень вала предназначена под подшипник. Ее посадочный диаметр должен заканчиваться на 0 или на 5 (так как под подшипник), но не превышать 500. Назначаем посадочный диаметр под подшипник равный 35 мм.

Диаметр буртика, предназначенного для упора колеса, в соответствии с рядом примем равным 50 мм.

Посадочный диаметр ступени вала, предназначенной для зубчатого колеса примем 45 мм. Это предположение сделано для того, чтобы при осуществлении посадки колеса на вал с гарантированным натягом обеспечить прочность охватывающей детали.