курсовой проект механика

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.

Q 0,3 4 1282 482 3317,523315 Н.Н.

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:

Z1 0,5 Z 0,5 6 3;

Z2 Z1 1 3 1 4.

Необходимая сила нажатия при шести трущихся поверхностях

169

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

D0 2Rпp 2 47 94 мм,

индекс C Dd0 8.

Поправочный коэффициент, учитывающий влияние на напряжения кривизны витков:

Допускаемое напряжение для пружин 1-го или 2-го класса

[ ] 0,4 в 0,4 1450 580 МПа,

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.

170

Деформация пружины под действием сил Q

8QC3n F2 Gd .

Принимая для стали модуль сдвига G = 8 · 104 МПа и задаваясь числом рабочих витков n = 4, получаем

F2 8 2701 83 4 52,7 мм. 8 104 10,5

Полное число витков пружины

n1 n 2 4 2 6.

Высота пружины при посадке витка на виток

H3 n1 0,5 d 6 0,5 10,5 57,75 мм.

Зазор между витками пружины в ненагруженном состоянии

Sp 0,1d 0,1 10,5 1,05 мм.

Шаг пружины в свободном состоянии

t d Fn2 Sp 10,5 52,74 1,05 24,72 мм.

Высота пружины H0 в свободном состоянии

H0 H3 n t d 57,75 4 24,72 10,5 114,63 мм.

Высота пружины в рабочем состоянии

Hp H0 F2 114,63 52,7 61,93 мм.

171

Расчет тарельчатой центральной пружины

Исходные параметры: Q = 2700 Н, наружный диаметр D = 2Rпр = = 2 · 47 = 94 мм, диаметр отверстия пружины d = 32 мм.

Наиболее подходящей является пружина малой жесткости с наружным диаметром D = 60 мм, развивающая при прогибе (fm = = 2 мм) одного диска f2 = 0,8 · fm = 0,8 · 2 = 1,6 мм, усилие P2 = = 2700 Н [12, с. 494, табл. 15.2].

Это почти соответствует заданному Q. Если принять ход пружины при затяжке F = 4,8 мм, то необходимое число дисков i

При силе затяжки Р = 2700 Н муфта будет срабатывать, передавая предельный момент

Tmax Q f Z Rпp 2700 0,15 7 47,03 133330 Н мм.

Вэтом случае коэффициент перегрузки β

Tmax 133,33 1,45. T 92

Общая высота трех дисков до затяжки

H0 ih0 3 3,35 10,05мм.

Общая высота пакета пружины в рабочем состоянии

Hр H0 F 10,05 4,8 5,25 мм.

Расчет пакета цилиндрических пружин

По конструктивным соображениям наружный диаметр пружины

D ≤ 22 мм.

172

Длина окружности опорной поверхности пружин по среднему диаметру сил трения

S 2 Rпp 2 3,14 47,03 296 мм.

Наибольший диаметр стакана для пружины по чертежу назначаем конструктивно: dст = 36 мм, причем этот диаметр согласуется с диаметром резьбы, в данном случае с резьбой М36.

Таким образом, на муфте по диаметру равнодействующих сил трения можно поместить не более

Принимаем i = 6 пружин. Тогда усилие Q, которое должно развиваться одной пружиной:

Q 3152 525 Н. 6

По ГОСТ 13771–68 [11, с. 133, табл. 15] принимаем пружину № 475, у которой диаметр проволоки d = 3,5 мм, наружный диаметр пружины D = 20 мм, жесткость одного витка c1 = 334,1 Н/мм, наибольший прогиб одного витка f3 = 1,796 мм, сила пружины при максимальной деформации P3 = 600 Н, деформация рабочая h = 0,5D =

= 0,5 · 20 = 10 мм. Принимая пружины 1-го или 2-го классов, определяем максимальное значение силы сжатия пружины:

где δ = 0,02–0,25 – относительный инерционный зазор пружин 1-го и 2-го классов. Принимаем силу предварительного сжатия пружины

P 0,25 Q 0,25 525 131 Н.

1

173

ЛИТЕРАТУРА

1. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский [и др.]. – М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.

2. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Высшая школа, 2001. – 416 с.

3.Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е. Шейнблит. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.

4.Фролов, М.И. Техническая механика. Детали машин / М.И. Фролов. – М.: Высшая школа, 1990. – 352 с.

5.Эрдеди, А.А. Техническая механика. Детали машин / А.А. Эрдеди, Н.А. Эрдеди. – М.: Высшая школа, 1992. – 272 с.

6.Прикладная механика / под общ. ред. А.Т. Скойбеды. – М.: Высшая школа, 1997. – 552 с.

7.Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность: ГОСТ 21354–87. – М.: Изд-во стандартов, 1987.

8.Детали машин в примерах и задачах / С.Н. Ничипорчик [и др.]; под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. – Минск: Вышэйшая школа, 1981. – 432 с.

10.Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя:

в3 т. / В.И. Анурьев. – М.: Машиностроение, 2000. – Т. 2.

11.Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя:

в3 т. / В.И. Анурьев. – М.: Машиностроение, 2000. – Т. 3.

12.Проектирование механических передач / С.А. Чернавский [и др.]. – М.: Машиностроение, 1976.

13.Примеры подбора и проверки на прочность муфт соединительных и предохранительных и пружин к ним: методические указания / сост. В.М. Иванов. – Минск: БИМСХ, 1980.

14.Скойбеда, А.Т. Детали машин и основы конструирования / А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макайчик. – Минск, 2006.

176