Муфты компенсирующие жесткие

Различают три вида отклонений от номинального расположения валов (рис.4.3): продольное смещение ∆а может быть вызвано температурным удлинением валов; радиальное смещение ∆r, или эксцентриситет; угловое смещение ∆α, или перекос. На практике встречается комбинация указанных отклонений, называемая термином «несоосность валов».

Для уменьшения вредных нагрузок на валы и опоры применяют компенсирующие муфты. Наибольшее распространение получили кулачково-дисковая и зубчатая.

Муфта кулачково-дисковая. Кулачково-дисковая муфта (рис.4.4) состоит из двух полумуфт 1 и 2 промежуточного диска 3. На внутреннем торце каждой полумуфты образовано по одному диаметрально расположенному пазу. На обоих торцах диска выполнено по одному выступу, которые расположены по взаимно перпендикулярным диаметрам. У собранной муфты выступы диска располагаются в пазах полумуфт. Таким образом, диск соединяет полумуфты. Перпендикулярное расположение пазов позволяет муфте компенсировать эксцентриситет и перекос валов. Выступы скользят в пазах, а центр диска описывает окружность радиусом, равным эксцентриситету ∆r. Зазоры 5 между диском и полумуфтами позволяют компенсировать продольные смещения валов. Кулачково-дисковую муфту рекомендуют применять для компенсации эксцентриситета: ∆r до 0,04d; ∆α до 0°30'.

Скольжение выступов в пазах сопровождается их износом, интенсивность которого возрастает с увеличением несоосности и частоты вращения. Уменьшение износа поверхности трения муфты достигается периодической смазкой и уменьшением напряжений смятия.

При расчете кулачково-дисковых муфт полагают, что натяг и зазор посадки выступов в пазы равны нулю. Условия равновесия полумуфты можно записать в виде

(4.1)

Учитывая, что

, (4.2)

после преобразования получаем

(4.3)

где К—коэффициент динамичности режима нагрузки; h—рабочая высота выступов (рис. 4.4,а). На практике принимают D/d≈2,5...3.

Детали кулачково-дисковых муфт изготовляют из сталей Ст5 или 25Л. Для тяжелонагруженных муфт применяют легированные стали, типа 15Х, 20Х с цементацией рабочих поверхностей. При этом допускают

[σ_см]=15...20МПа.

Работа муфты с эксцентриситетом сопровождается потерями на трение и дополнительной нагрузкой валов. Дополнительная нагрузка валов от муфты F_M равна силе трения в пазах:

или после преобразования с учетом формул (4.2) и (4.3)

(4.4)

В этой формуле отношение /[3 ] принято за радиус приложения некоторой фиктивной окружной силы муфты F_t=KT/R_cp. Приближенно

/[3 ] ≈R_cp=(D+d₁)/4.

Применение компенсирующих муфт уменьшает, но не устраняет полностью вредных нагрузок на валы и опоры, связанные с несоосностью.

Работа, затраченная на трение за один оборот, W_тp=8∆rF_M. Полезная работа в то же время W_п=2πТ, а коэффициент полезного действия муфты η_м=l—(W_тp/W_п.)

Принимая приближенно F_M=Т/[D+d₁)/4], получаем

(4.5)

Практически при расчетах приводов можно принимать

η_м≈0,985...0,995.

Муфта зубчатая. Состоит из полумуфт 1 и 2 с наружными зубьями и разъемной обоймы 3 с двумя рядами внутренних зубьев (рис.4.5,а).

Рис.4.5 Схема муфты зубчатой

Наиболее распространен эвольвентный профиль зубьев с α=20°, =0,8. Муфта компенсирует все виды несоосности валов. Допускаемые зубчатой муфтой смещения валов определяют из условия, чтобы углы между осью обоймы и осью одного или другого вала были не больше 0°30′. Компенсация несоосности валов при работе муфты сопровождается скольжением в местах соприкасания зубьев и их износом. Для уменьшения износа в обойму заливают жидкую смазку.

Для ослабления вредного влияния кромочного контакта применяют зубья бочкообразной формы (рис. 4.5,б, вид В). Приработка зубьев выравнивает распределение нагрузки и улучшает условия контакта.

В условном расчете допускают, что нагрузка распределяется равномерно между всеми зубьями, а зубья соприкасаются по всей длине и высоте

KT=σ_смAz(D₀/2), (4.6)

где z—число зубьев полумуфты; D₀=zm — делительный диаметр зубьев; m—модуль зацепления; A=bh — проекция рабочей поверхности зуба на его среднюю диаметральную плоскость; b—длина зуба; h — рабочая высота зуба.

Для наиболее распространенного в практике зацепления (рис. 4.5,б) можно принять h≈1,8m. После подстановки в формулу (4.6) и преобразования найдем

σ_см=KT/( )≤[σ_см]. (4.7)

Для стандартных муфт допускают [σ_см]=12...15 МПа.

Детали зубчатых муфт изготовляют из углеродистых сталей типа 45, 40Х, 45Л коваными или литыми. Для повышения износостойкости зубья полумуфт подвергают термической обработке до твердости не ниже 40HRC, а зубья обойм—не ниже 35HRC. Тихоходные муфты (v<5 м/с) можно изготовлять с твердостью зубьев <35HRC

Для проектного расчета формулу (4.7) преобразуем, обозначив ψ=b/D₀, тогда

(4.8)

Значения коэффициента ширины зубчатого венца в существующих конструкциях муфт находятся в пределах ψ=0,12...0,16. Увеличение ширины зубчатого венца b затрудняет приработку зубьев и увеличивает неравномерность распределения нагрузки между ними.

По диаметру муфты, задавшись числом зубьев, определим модуль, который округляют до стандартных значений. Практически выполняют z=30...80. При этом обеспечивается достаточный запас прочности зубьев по напряжениям изгиба. Зубчатые муфты обладают компактностью и хорошими компенсирующими свойствами. Их применяют для передачи больших крутящих моментов. На основе опытов приближенно принимают

η_м=0,985...0,995; F_м≈(0,15...0,2)F_t,

где F_t определяют по диаметру D₀.

Шарнирные муфты (шарнир Гука). Муфта (рис.4.6,а) состоит из двух полумуфт 1 и 3 в виде ступицы с вилкой (вилки полумуфт повернуты на 90⁰) и крестовины 2, соединяющей полумуфты. Крестовина, соединенная с вилками полумуфт шарнирами обеспечивает свободу поворота каждой полумуфты относительно крестовины. Служат для передачи вращающего момента между валами с большими углами перекоса , изменяющимися во время работы Комбинация двух муфт (рис.4.6,б) с промежуточным валом переменной длины позволяет соединять валы, имеющие радиальные смещения Δ_r и значительные углы перекоса. Шарнирная муфта (рис.4.6,а) при угловом смещении валов ведомая полумуфта 3 вращается неравномерно при равномерном вращении ведущей полумуфты 1.

Методика расчета прочности крестово-шарнирных муфт сводится к расчету валов, подшипников и кривых брусьев.

На рис.4.7 показаны векторы ω₁, ω₂, ω_к угловых скоростей для двух положений муфты (во втором положении муфта повернута вокруг оси на 90⁰). При вращении валов крестовина периодически поворачивается относительно вилок полумуфт. Из плана угловых скоростей, можно записать

Муфты фрикционные соединяют валы под нагрузкой с разностью начальных угловых скоростей. Фрикционные муфты в зависимости от формы рабочей поверхности делят на: муфты дисковые; муфты конические; муфты колодочные, ленточные. Муфты фрикционные, не допускают несоосности. Центровка полумуфт достигается расположением их на одном валу или с помощью специальных центрующих колец. На рис.4.8, 4.9, 4.10 приводятся схемы фрикционных муфт без указания способа центровки.

Муфты дисковые. Схема дисковой муфты с одной парой поверхностей трения изображена на рис. 4.8. Полумуфта 1 укреплена на валу неподвижно, а полумуфта 3 подвижна в осевом направлении, 2 — фрикционная накладка. Для соединения валов к подвижной полумуфте прикладывают силу F_a. Момент трения Т_т определяют по формуле

KT=Т_т=F_afr_cp, (4.9)

где r_cp=(D_l+D₂)/4 — средний радиус рабочих поверхностей, который принимают за приведенный радиус сил трения на этих поверхностях.

Для ограничения условия неравномерного износа принимают

D_l/D₂=2…1,5.

Для уменьшения силы F_a и габаритов муфты применяют конструкции со многими парами поверхностей трения — многодисковые муфты (рис.4.9). В этих муфтах имеются две группы дисков: наружные 3 и внутренние 2. Наружные диски соединены с полумуфтой 1, а внутренние—с полумуфтой 7 с помощью подвижного шлицевого соединения. Правый крайний внутренний диск опирается на регулировочные гайки 4, на левый крайний диск действуют силы нажатия F_a от механизма управления. При этом сила нажатия передается на все поверхности трения, а формула (4.9) принимает вид

KT=F_afr_cpz, (4.10)

где z — число пар трущихся поверхностей; z=n-1; n — число дисков (для муфты, изображенной на рис. 4.9, n = 9, а для муфты на рис. 4.8 n=2).

Многодисковые муфты позволяют увеличить передаваемый крутящий момент в z раз по сравнению с двухдисковой муфтой, сохраняя при этом силу нажатия F_a и диаметры дисков.

Увеличение F_a ограничено допускаемым средним удельным давлением [р] на трущихся поверхностях:

(4.11)

Коэффициент трения f можно увеличить, снабжая диски накладками 2 из специальных материалов. При этом следует учитывать, что применение накладок увеличивает осевой габарит муфты при одном и том же числе дисков, а [р], как правило, уменьшается. Данные о значениях [р] и f приводятся в табл. 4.1.

Максимальное значение осевой силы F_al, которую необходимо приложить к кольцу отводки 5, при включении муфты определяют по формуле

(4.12)

где α—угол конуса кольца; ρ—угол трения.

При выборе формы (а также при расчете) нажимного рычага 6 следует учитывать его упругие деформации. Рычаг должен обладать пружинящей способностью. В этом случае износ дисков не вызовет резкое снижение силы нажатия F_a. Регулировку выполняют с помощью гаек 4.

Муфты конические. Схема простейшей конической муфты изображена на рис.4.10. От действия силы F_a на конической поверхности соприкасания полумуфт возникают удельное давление р и удельные силы трения pf. Силы трения, направленные по касательной к окружности конуса, используются для передачи крутящего момента. Рассматривая равновесие правой полумуфты, получаем

(4.13)

KT=Т_т=pfbπ /2. (4.14)

Решая эти уравнения совместно, находим

КТ=Т_т= (4.15)

где f'=f/sinα — приведенный коэффициент трения.

Значение f' непрерывно возрастает с уменьшением α. Применять очень малые углы α на практике не рекомендуют, так как при этом происходит самозаклинивание полумуфт, затрудняющее их расцепление. Для устранения самозаклинивания необходимо иметь

α>ρ=arctgf.

Обычно выполняют α≈15°.

Условие износостойкости рабочих поверхностей

p=F_a/(bπD_cpsinα.)≤[p]. (4.16)

Конические муфты применяют реже, чем дисковые.

Критерии работоспособности фрикционных муфт определяются износом трущихся поверхностей. Интенсивность износа зависит от удельной мощности трения:

a_т=pfv_s≤[a_т], (4.17)

где v_s—средняя скорость скольжения. В управляемых муфтах скольжение происходит во время включения, т.е. износ зависит и от числа переключений в час.

На работоспособность муфты оказывает влияние ее тепловой режим. Перегрев муфт приводит к увеличению износа, обугливанию неметаллических накладок или задиру металлических поверхностей. Теплота выделяется интенсивно за малое время. За короткий промежуток времени поверхности трения могут нагреваться до высокой температуры, в то время как средняя температура муфты в целом остается низкой. Отсутствие установившегося режима усложняет тепловой расчет муфт. Поэтому производят расчет только по удельному давлению р на поверхностях трения. Допускаемые значения [р] устанавливают на основе опыта эксплуатации (табл.4.1).

Таблица 4.1 Допускаемые значения [р] установленные из опыта эксплуатации.

Примечания: 1. Меньшие значения при большом числе дисков, большие—при малом. 2. При v>2,5 м/с давления [р] рекомендуется понижать: при v≈5м/с—на 15%; при v≈10 м/с—на 30%; при v≈15м/с—на 35%. 3. При числе переключений в час, большем 100, снижают на 1% на каждые дополнительные пять включений, но не более чем на 50%.

Данные этой таблицы справедливы при средней скорости v до 2,5 м/с и числе переключений в час не более 100. При больших значениях вводятся поправки (примечания к табл.4.1). Скорость определяют по среднему радиусу:

v=πr_cpn/30.

Материалы фрикционных муфт. На практике получили распространение комбинации материалов: закаленная сталь по закаленной стали; сталь по чугуну при хорошей смазке; асбестовые или порошковые накладки по стали или чугуну без смазки.

При приближенных расчетах муфт определяют:

1) расчетный вращающий момент на муфте

T_р=sT_c=FfzD_ср/2

где D_ср=(D₁+D₂)/2 –средний диаметр рабочей поверхности дисков; T_c – максимальный вращающий момент, нагружающий муфту; z – число пар поверхностей трения; f-коэффициент трения; F-сила сжатия фрикционных дисков; s- коэффициент запаса сцепления.

2) давление р на рабочей поверхности дисков

,

где [p] - допускаемое давление.

3)число пар поверхностей трения

,

где (обычно ; - коэффициент влияния числа дисков на силу включения муфты учитывает трение выступающих частей диска о направляющие пазы полумуфт).

Муфты предохранительные. Предохраняют дорогостоящие детали машин от случайных перегрузок. При расчете предохранительных муфт во избежание случайных выключений за расчетный вращающий момент принимают T=1,25Т_max,, где Т_max –максимальный момент, возникающий при работе машины.

Муфты предохранительные с разрушающимся элементом. На рис.4.11. изображена муфта, у которой полумуфты 2 и 7, соединенные цилиндрическим предохранительным элементом 5 и установлены на валу 1. Если полумуфта 2 соединена с валом шпонкой, то полумуфта 7 сидит на валу свободно. Стальные втулки 4 и 6, закаленные до высокой твердости, предохраняют края отверстий во фланцах от повреждения при разрушении предохранительного элемента. Резьбовая пробка 3 удерживает элемент 5 от выпадания. Отличаются малыми габаритами и высокой точностью срабатывания. Канавки шириной f и глубиной g на торцах фланцев полумуфт защищают последние от повреждения этого элемента после разрушения. При перегрузке предохранительный элемент срезается, и полумуфты размыкаются. Для восстановления работоспособности машины ее необходимо остановить и заменить этот элемент.

Расчетами определяются следующие показатели:

1)предельный (разрушающий) момент муфты

,

где z –число штифтов; D-окружности расположения осей штифтов; k – коэффициент неравномерности распределения нагрузки на штифт из-за ошибок изготовления (при z=1, k=1, при z=2-3, k=1,2-1,3); - предел прочности штифта на срез; - предел прочности материала штифта на растяжение;

2)диаметр штифта

При одном предохранительном элементе точность срабатывания муфты более высокая, однако, концы валов и опоры дополнительно нагружены радиальной консольной силой, которая вращается вместе с муфтой.