/
Author: Ретшер Ф.
Tags: машиностроение техническая механика детали машин машиноведение машиностроительное производство
Year: 1933
Text
ДЕТАЛИ МАШИН
р
I
ОНТИ МНТП СССР
ХОСМАШМЫИЗДАТ ♦ 1933
Ф. РЕТШЕР
ДЕТАЛИ МАШИН
ТОМ ВТОРОЙ
ПЕРЕВОД С НЕМЕЦКОГО
В. М. АБРАМОВА, инж. К. Н. АСТАФЬЕВА и инж. И. Э. ГОЛЬЦМАНА
ПОД РЕДАКЦИЕЙ ПРОФ. А. И. СИДОРОВА
ГОСМАШМЕТИЗДАТ
Москва L933 Ленинград
2-я тигография ОНТИ имени Евгении Соколовой. Ленинград, проси. Красных Командиров 20.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр
Обозначения........................................................ . . . ........ 9
Предисловие к русскому изданию........................................................ 16
Глава четырнадцатая
Шатунный механизм.
А. Главнейшие типы. Назначение и основные понятия................................. 17
Б. Нормальный шатунный механизм................................................. 18
1. Определение длины пути поршня..................................-. . . . . 18
2. Зависимость между скоростями у нормального шатунного механизма.............. 19
3. Ускорения в нормальном шатунном механизме .................................. 20
4. Силы, действующие в шатунном механизме . ................................. 22
“В. Особые формы шатунного механизма .... ....................... 31
1. ШатунКлейна ................................................ 31
2. Механизм с кулисой........................................................ 32
' 8. Кулиса с колебательным движением.................................... • 32
Глава пятнадцатая
Цапфы (шипы), шейки и пяты
I. Назиаченне и главнейшие формы....................................................
II. Общие соображения.................................................................
III. Основы расчета цапф, шеек и пят...................... ........................ .
А. Распределение давления по поверхности........................... .'........
Б. Смагк цапф,, шеек и пят . . . . •..........................'. . . ..........
1. Требования, предъявляемые к смазочному материалу..........................
2. Виды смазочных материалов . .........................................
В. Трение в цапфах, шейках и пятах..............................................
1. Положение иапфы во вкладыше............................................•. .
। 2. Величина коэфнциента трения................................................
Г. Момент трения, работатрения и теплоизлучение.................................
IV. Расчет шеей и цапф................,..................... ........................
А/ Расчет шеек и цапф, работающих при режиме полужидкого трения.................
1. Расчет на удельное давление . . • \...................
2. Расчет на прочность.......................................................
3. Расчет на нагревание......................................................
4. Примеры расчета цилиндрических цапф....................... ...............
Б. Расчет цапф и шеек на основе гидродинамики...................
1. Определение зазора во вкладыше и толщину слоя смазки в наиболее узком месте ....
2. Вычисление работы трения . . .............................................
3. Определение температуры подшипника ...... . .................•............
4. Расчет цапф и шеек на прочность .......................................
5. Влияние деформации цапф и шеек...............................<.........
6. Расчет цапф с ходовой посадкой, работающих при режиме жидкого трения......
В. Расчет конических и шаровых цапф ............................................
V. Расчет пят....................... . . ........ .................................
А. Пяты с плоской опорной поверхностью..........................................
Г. Расчет на удельное давление..................................
2. Расчет на нагревание......................................................
3. Примеры расчетов . '.......................... ...........................
Б Пяты, работающие при режиме жидкого трения....................................
1. Пяты, работающие со смазкой под давлением.......... J............. .
2. П>ты, у которых режим жидкого трения достигается образованием слоя смазки .клиновидного сечения ...................: . ............. ... , .
В. Шаровые пяты .............................................
VI. Конструкция цапф и пят. . . ................
35
36
39
39
41
43
46
47
47
49
60
62
62
66
69
76
77
80
82
86
86
88
92
94
94
94
96
99
100
101
103
108
108
1*
Г.пава шестнадцатая
Ползуны или крейцкопфы Стр.
1. Назначение и главнейшие формы ...»........................................... ИЗ
2. Палец ползуна.........•...........................•.........•................ ИЗ
3. Конструкция ползунов................ . . ................................... 114
4. Смазка ползунов........................................................ s • 123
5. Конструкция н примеры расчета........................................... • 124
Глава семнадцатая
Шатуны
I. Назначение, главнейшие части и требования к ним предъявляемые....................... 128
II. Расчет и конструкция шатунов.............. . ...................................... 129
А. Силы, действующие на шатун........................ '.......................... 129
Б. Пальцы шатунов.................................................................. 129
В. Вкладцшн шатунов. . ........................................................... 130
. Г. Приспособления для подтягивания .......................................... • . 131
Д. Материалы для, изготовления тела шатунов . /.. .................................. 131
Е. Конструкция и расчет стержня шатунов ....... ............. 131
Ж. Конструкция головок и шатунов.......................................... • . . . 135
П Закрытые головки..............................................•................ 133
2. Открытые головки.............................................................. 136
3. Вильчатые концы шатунов............................................... .. 140
3. Смтзка пальцев шатунов . . •.....................................................140
И. Растет головок шатунов......................................................... 143
1. Закрытые головки.......................................................... . 143
2. Открытые и вильчатые головки . . •.......................................• . 152
111. Примеры расчета и конструкции................................................... 153
Глава восемнадцатая
Оси и валы
1. Понятие об осях и вала<, их виды и материалы.....................................
11. Прямые оси и валы.................................................................
А. Расчет прямых осей и валов..................................................
1, Расчет прямых осей и валов иа прочность ....... . . . .....................
2. Расчет прямых осей и валов иа деформацию................................•
3. Влияние собственных колебаний.................................... . . .
Б. Конструктивное выполнение осей и валов.......................................
В. Изготовление и обработка осей и валов.....•.................................
Г. Примеры расчета..................................................... . . .
III. Гибкие валы..........'...........................................................
IV. Кривошипы и коренные валы.........................................................
. А. Кривошипы........................................................................
1. Концевые кривошипы.........................................................
2. Расчет концевых кривошипов '...............................................
3. Смазка пальца кривошипа....................................................
4. Контркривошипы................................ •..........................
Б. Валы с концевыми кривошипами...................................•..............
В. Коленчатые валы.............................................................
1. Конструкция коленчатых валов......................*........................
2. Материалы для коленчатых валов ............................................
3. Расчет коленчатых валов....................................................
4. Изготовление и обработка коленчатых валов..................................
Г. Примеры расчета................•.............................................
V. Расчет статически неопределенных осей и валов......................................
А. Расчет прямых осей и валов..................................................
Б. Деформации коленчатых валов...........’.......................................
1. Силы действуют в плоскости колена..............................
2. Силы действуют перпендикулярно к плоскости кривошипа.......................
3. Силы направлены под углом к плоскости кривошипа............................
В. Определение действительных деформаций валов.................................
Г. Способ рта с чета многократно статически неопределенных валов.................
166
167
167
167
172
178
178
188
190
190
190
193
197
197
197
198
199
201
201
203
206
214
214
218
218
221
224
228
230
Глава девятнадцатая
Эксцентрики
Глава двадцатая Стр.
Муфты
1. Глухие муфты................................................................ 240
II. Подвижные муфты................................................................ 248
III. Сцепные муфты........................................................ -. . . • 253
А. Раздвижные муфты —кулачные, зубчатые и с собачками . . '.................. 254
Б. Фрикционные муфты ..........: ................................ . ........ 255
1. Процессы сцепления....................................................... 255
2. Общие соображения при конструировании фрикционных муфт................... 261
3. Примеры сцепных муфт.................................................... 264
В. Муфты для сцепления двигателей ......................................... 273
Г. Включающие приспособления .............................................. 273
Глава дв адцать перв а я
Подшипники Классификация подшипников и основные соображения при их конструировании
I. Скользящие подшипники . ............................................................ 276
А. Опорные подшипники ...................................... .'.................. 276
1. Вкладыши подшипников...................................................... 277
2. Смазка подшипников ....................................................... 280
3. Самоустанавливающиеся вкладыши............................................. 292
4. Обработка вкладышей подшипников...................................'. . . 295
5. Корпус подшипника, крышка и болты.......................................... 296
6. Нормализация опорных подшипников........................................... 297
7. Примеры конструкций ф расчетов............................................. 299
Б. Подпятники и упорные подшипники............................................... 323
II. Подшипники катания................................................................ 327
4. Шариковые подшипники . .................................................. 327
1. Виды шариковых подшипщ^ов и основные соображения при их конструировании . . 327
2. Расчет шариковых подшипников........................•...................... 328
3. Изготовление шариковых подшипников......................................... 333
4. Конструктивное оформление шариковых подшипников ........................... 333
5. Стандартизация шариковых подшипников в Германии .... ................... 338
6. Соображения при выборе шариковых подшипников..........."........... 354
7. Примеры применения....................................................... 356
Б. Роликовые подшипники..................................................• . . . . 358
1. Основные положения........................................................ 358
2. Расчет роликовых подшипников............................................... 359
3. Конструкция роликовых подшипников и примеры их применения.................. 360
III. Опоры на призмах.................................................................
У .
' Глава двадцать вторая
Направляющие, римы н станины машин
А. Натравляющие.............•.................................................... 366
Б. Рамы и станины машин............................................ ............ 368
1. Общие отображения ...»................................................... 368
2. Материалы и допускаемые напряжения......................................... 368
3. Примеры конструктивного оформления рам..................................... 369
4. Конструктивные подробности................................................. 375
5. Пример конструирования н расчета......'.................................. 378
Глава двадцать третьи
Цилиндры
1 Назначение н разделение цилиндров, общие требования, предъявляемые к ним, материалы . . 385
И Цилиндры для прессов............................................................. 387
1, Конструктивное оформление .............................................' 387
2. Расчет цилиндров прессов . . .’........................................ 388
3. Усиление цилиндров прессов.............................................. 394
5
Ш. Цилиндры рабочих машин . • . . ................ ..........................
А. Цилиндры и корпуса насосов................................................. ,
1. Конструктивное оформление....................................................
' 2. Расчет и примеры выполнения..................................................
Б. Цилиндры воздуходувок и кбмпрессоров ................................... ......
IV. Цилиндры двигателей •..........................................
А. Циливдры паровых.машин.........................................................
1. Особые требования............................... ...........................
2. Принадлежности паровых цилиндров............................................
3. Конструкция цилиндров паровых'машин ........................................
Б. Цилиндры двигателей внутреннего сгорания.......................................
1. Общие указания, в особенности относительно возникновения и действия напряжений от нагревания........................................... .....................
2. Распределение, арматура и конструкция цилиндров двигателей внутреннего сгорания .
V. Затворы, крышки, днища н головки цилиндров...........................................
А. Конструктивное: оформление.............................................• ♦ . . .
Б. Материалы, напряжения и расчет крышек ............. ...........................
Стр.
402 402
402 404 409
411 411
411
417 419
437
437 443 45S 453 455
Глава двадцать четвертая
Фрикционные колеса
I, Предварительное замечание о прввбдных колесах...................................... 467
IL Фрикционные колеса...........•....................... J. •....................... 469
Г лава двадцать пятая
Зубчатые колеса
I, Основные понятия........•......................• •................................... 477
11. Цилиндрические колеса.........'........................................................ 430
А. Основной закон зацепления........ ............................................ 480
Б. Свойства линии зацепления..................................................... 484:
В. Циклические кривые ........................................................... 486
Г. Эвольвеитное (развертои,’ое) наружное зацепление . . . ......................... 487
Д, Подрезка зубцов и ее устранение'. ......................................... . . 490
1. Образование профиля ножки по очертанию траектории головки зубца................ 491
2. Корригирование профиля головки зубца большого колеса........................... 493
3. Изменение угла 0 .... ....................................................... 493
4. Уменьшение высоты головки у зубцов большого колеса ..............•............. 495
5. Зацепление AEG по -Лаше.........•............................................ 496
6. Построение зацепления при помощи профильного изображения и исходного профиля . 497
Е. Внутреннее и реечное зацепления по эвольвенте . ................................ 501
Ж. Циклическое зацепление.....................'. . . ................................505
3. Некоторые особые виды зацепления............................................ . 507
И. Изнашивание зубцов............................................................ 509
К. Изготовление и обработка цилиндрических колес.............. . . . • • . • . . • . . 513
Л. Общие данные относительно выбора профиля зубцов, передаточного числа и материалов 518
,М. Расчет зубчатых передач ...................................................... 520
1. Расчет иа прочность......................................................... 520
2. Расчет зубцов по удельному давлению (на смятие) ............................ 523
3. Расчет зубчатой передачи на нагревание .................................... 525
4. Допускаемая нагрузка на зубцы.............................'.................. 526
Н. Конструкция цилиндрических зубчатых колес и расчет отдельных частей вх........... 532
v- О. Цилиндрические колеса со ступенчатыми, косыми, угловыми (шевронными) и криволинейными зубцами.................................................................. 539
1И. Конические зубчатые колеса..........•..............................• ............. 550
, А. Основные понятия и образование зацепления......................................... 550
Б. Расчет зубцов................................................................... 553
В. Изготовление и обработка конических зубчатых колес......................... 5.54
Г. Применение конических зубчатых колес и конструкция конических передач............ 556
Д. Примеры................л...................................................... 559
IV. Зубчатые передачи для не расположенных в одной плоскости (скрещивающихся валов) . . . 562
А. Гиперболические колеса....................................................... 462
Б. Винтовые колеса ............................................ ' ............ 565
В. Червячная передача........................................................... 569
1. Основные сведения .....................• . ' .......................... . 569
2. Зацеплеине передач с цилиндрическими червячками ... •....................... 573
3. Обработка червнчиых передач................................................. 583
4. Материалы, применяемые для червячных передач . .............................. 584
6
Стр»
S. Расчет червячных передач .................................................... 585
6. Конструкция и выполнение червячных передач................................ . 592
7. Заводская нормализация червячных передач..................................... - 597
V. Примеры расчетов и конструкций.................................................... 598
Глава дв адцать шеста я
Ременная передача, передача стальными лентами и канатная передача
1. Ременная передача . ........................................................... •
А. Виды ремней..........................................,.......................
. 1. Кожаные ремни.................. ....................... ...................
2. Тканые ремни................................................................
Б. Соединение концов ремней.......'.............................................
В. Силы и напряжения в ременных передачах .............................. . . . .
1. Средства для создания натяжения в ремне, находящемся в состоянии покоя .....
2. Натяжения в ремне при холостом ходе.........................................
3. Натяжения в работающем ремне................................................
4. Трение в ременных передачах.................................................
Г. Определение размеров ремня...................................................
Д. По'ери и коэфициент полезного действия ременных передач.......................
Е. Усройство ремевпых передач...................................................
Ж. Конструкция шкивов............................................................
3. Гас.ет шкивов на прочность н примеры....................................
1. Обычный, приближенный расчет шкивов ........-
2. Более точный расчет шкивов.......................................
И. Передачи с выключением и с обратным ходом ................•.'.................
К. Ступенчатые шкивы............................................................
Л. Ременные передачи для скрещивающихся валов........•..........................
М. Ременные передачи с приспособлениями для регулировании натяжения ремня н передачи с натяжными роликами .......................................... .................
П. Передача стальными лентами.........................................................
1П. Канатная передача^. ......................................................... . . .
А. Передача пеньковыми и хлопчатобумажными канатами..............................
1. Канаты......................................................................
2. Силы и напряжения в передачах пеньковыми и хлопчатобумажными канатами . . . . 3. Устройство канатных передач.................................................
4. Расчет и коэфициент полезного действия канатной передачи...................
5. Конструкция шкивов и всей передачи в целом..................................
Б. Передача. проволочными канатами.......................................... • .
1. Трансмиссионные проволочные канаты ........................_................
2. Силы н натяжения в передачах с проволочными канатами........................
3. Конструкция проволочно-канатвых передач.....................................
4. Расчет проволочных канатов.................................................
5. Примеры расчетов............................................................
616
616
616
619
621
625
625
629
632
642
646
653
655
659
666
667
669
685
689
694
696
700
702
702
702
704
707
711
713
717
717
718
718
719
721
Глава двадцать седьмая
Цепная передача
Глава двадцать восьмая
Маховые колеса
А. Назначение н работа маховых колес............................................. 732
1, Маховые колеса у станков.................................................. 733
2. Маховые колеса для умформера Ильгнера ................................... 733
3. Меховые колеса у поршневых машин......................................... 733
Б. Расчет маховые колес по их живой силе...............,......................... 734
1. Расчет при помощи диаграммы.............................................. 734
2. Расчет маховых колес без вычерчивания диаграммы сил......................... 736
В. Определение момента инерции маховых колес...................................... 738
Г. Конструкция маховых колес..................................................... 740
Д. Расчет маховых колес на прочность......................$». . ................ 748
7
Глава двадцать девятая С/пр.
Лопатки, барабаны, диски и колеса двигателей и машин-орудий
I. Общие данные и типы вращающихся двигателей и машин-орудий.................. 762
II. Главные формы колес......................................................... 763
А. Роторы паровых турбин................................................... 763
Б. Роторы водяных турбин................................................. 766
В. Рабочие колеса центробежных вентиляторов, компрессоров и иасосов........ 767
ill. Лопатки.................................................................... 769
А. Материалы для лопаток паровых турбин и их изготовление.................. 769
Б. Закрепление лопаток.........................., ............... 770
В. Расчет лопаток и их закреплений......................................... 774
IV. Барабаны и диски................................................•........... 781
А. Материалы, применяемые для барабанов и дисков паровых турбин; выбор допускаемых напряжений................................'............................... 781
Б. Расчет на прочность барабанов и дисков, вращающихся с большой скоростью. 783
1. Напряжения в барабанах................................................ 783
2. Расчет быстровращающихся дисков..................................... 785
Литература...................................................................... 809
ОБОЗНАЧЕНИЯ
Глава четырнадцатая
.Кривошипный механизм
Ъ — ускорение поршня в м/сек2-, с — скорость поршня в м/сек; _ 2n-s ст = -gg---средняя скорость поршня в м/сек;
D — диаметр поршня в см;
D' — радиальное усилие в плече кривошипа в кг;
F — средняя, F'—задняя,/7"—передняя рабочая, поверхности поршне в см2;
(1 — вес частей с попеременно-возвратным движением в кг;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2;
L — длина шатуна в см;
N — нормальное давление в направляющих крейцкопфа в кг;
п — число оборотов в минуту;
/•> — давление на поршень в кг;
Рь — сила инерции в кг;
Р'ь~ сила инерции в предположении, что длина шатуна бесконечна, в кг.
Рьр2 — среднее удельное давление па переднюю и заднюю части поршня в ат;
ps — давление всасывания,* pd— давление сжатия в ат;
Ра — удельное избыточное давление в ат;
Р — радиус кривошипа и см;
S — усилие, приложенное к шатуну в кг;
s — ход поршня в см илн в м; &
Т — касательное усилие, приложенное к кривошипу в кг;
t — время в сек.;
х, х'— ход поршня в см;
v — скорость кривошипа в м/сек;
vt — скорость шатуна в м/сек;
г; — коэфициент полезного действия;
<₽ — «угол кривошипа в градусах; — угол между шатуном н осью цилиндра;
ш — угловая скорость в 1/сек,
Глава пятнадцатая
Цапфы (шипы)
А — механический эквивалент, 1 кал = 427 кгм; Ar— работа трения на поверхности цапфы в кгм/сек;
Ar — удельная работа трения в кгм/сек см2 на поверхности цапфы;
Ь — ширина рабочей поверхности кольцевой . пнты в с«и;
С — постоянная; с — удельная теплота охлаждающего вещества;
D — диаметр вкладышей или диаметр расточки
подшипника в см или мм;
d — диаметр цапфы в см или мм;
di — наибольший, d2— наименьший диаметр конической цапфы в см;
da — наружный, dt —внутренний, dm— средний диаметр рабочей поверхности кольцевой пяты в см;
Е — вязкость смазочного вещества, в градусах Энглера;
е — эксцентрицитет в см или мм;
F, ^г> ~ площади моментов;
js — стрела упругой линии при расчете цапфы на изгиб в см или мм;
/' — проекция опорной поверхности на плоскость, перпендикулярную к направлению силы в см;
h — толщина смазочного -слоя в см или мм;
I — абсолютная вязкость смазочного вещества при. температуре /=10° в кгсек/м2;
kb — допустимое напряжение на изгиб в кг/см2;
L — полная длина нагруженной части цапфы вильчатого шатуна в см;
1,1'— длина цапфы или подшипника в см;
Мр— момент трения цапфы в кгсм;
N — мощность в л. с.;
Np— потери мощности от трения на поверхности цапфы в л. с.;
п — число оборотов в минуту;
Р — давление на подшипник, нагрузка, давление на цапфу в кг;
Рт— среднее давление на подшипник в кг;
р, р' — удельное давление в кг/см2;
рп — среднее значение р при переменной вели, чине давления на цапфу в кг/см2; .
Q — количество выделяемого тепла в кал/сек;
Чй — количество выделяемого тепла в кал/сек - см2 с 1 с.и- поверхности цапфы;
q — расход охлаждающего вещества в кг/сек;
R — трение цапфы в кг;
г, ra, rt — радиус в см;
S — сдвигающее усилие в кг;
s = D — d + 2 (в, + о2) — зазор в подшипнике при грубой поверхности и соответственно з — = D — d при совершенно гладкой рабочей.
поверхности в см или мм;
t — температура в °Ц;
tr — окружающая температура в °Ц;
— температура притекающего и t2—температура отработанного смазочного вещества в °1_1;
Ttd-n .
= ——-----окружная скорость в м/сек;
fi v
W — момент сопротивления в см3;
w — опытный коэфициент Баха; z — число колец у гребенчатой цапфы;
9
a — коэфициент удлинения в см2/кг;
(j — угол установки;
7 — удельный вес масла в кг/дм3;
&!, — высота неровностей на поверхностях
цапфы и вкладышей;
т) — абсолютная вязкость в кг • сек/м3;
*. — коэфициент в формуле для трения цапфы;
р. — коэфициент трения при скользящем трении;
— коэфициент трения при сухом трении;
P-ivp'i — коэфициенты трения цапфы;
р — поправочный коэфициент при вычислении среднего давления рт;
аь — наибольшее нормальное напряжение при изгибе в кг/см2;
расстояние от центра тяжести в см;
Ф —величина, определяющая поло:;сеине цапфы во вкладыше;
ш — угловая скорость в 1/сек.
Глава шестнадцатая
Крейцкопфы
bt — ширина ползуна в см или мм:
D — диаметр поверхности ' скольжения в см. "или мм;
it — диаметр пальца крейцкопфа в см;
h — расстояние центра пальцаот направляющих, в см или jkjk;
L — длина шатуна в см;
I — длина валика' крейцкопфа в см;
I' — опорная длина валика крейцкопфа в щеках в см;
/, — длина ползуна в см или мм;
N — нормальное давление на поверхность скольжения в кг;
Р — давление на поршень н кг;
р — удельное давление* в кг/см2;
R — радиус кривошипа в см;
а — угол наклона в конических частях цапф;
Ф — угол кривошипа;
ф — угол отклонения шатуна от оси цилиндра.
Глава семнадцатая
Шатуны
b — ширина поперечного -селения в см;
Ьо — длина, на которой нагрузка определена равномерно, в см;
bf — ускорение от центробежной силы в м[сек2;
с — плечо рычага или длина в см;
d, dlt dt — диаметр цапфы в см или мм;
е. — расстояние волокна, в .котором распределяется напряжение, от нейтрального слоя в см;
В — поверхность поршря в см-;
— поперечное сечение шек в см?;
" — ускорение силы тяжести в м/сек-;
h — высота поперечного сечения в см;
ЛЛ>/а— моменты инерции сечения стержня и головок шатуна в см*;
Ja — момент инерции сечеиия одной из щек в см';
i = 1/ —-----радиус инерции в см;
г г
kb — допустимое напряжение на изгиб в кг/сж2;
L — длина ша>уна в см;
I, I;, 1а ~ Длина цапфы I, также опорная длина в см или мм;
Mb, ^А’ Ма, Мс, Mbs— изгибающие моменты в кг см;
Р — усилие, приложенное к шатуну в кг;
Гшак — максимальное давление в цилиндре в кг/см2;
q — нагрузка на шатун от сил инерции в кг/см2;
R — радиус кривошипа в см или мм;
& — коэфициент безопасности (запас прочности);
s — толщина вкладыша в мм;
5) — толщина слоя баббита в мм;
К' — момент сопротивления в см3;
х — абсцисса в см;
а — коэфициент удлинения в см^кг;
Т — удельный вес, в кг/дм3;
г — нормальное напряжение, аь — наибольшее нормальное напряжение при изгибе, растягивающее напряжение в кг/см1;
Ь — угол отклонение шатуна;
w — угловая скорость 1/сек.
Глава восемнадцатая
Оси и валы
Л, — опорная реакция в кг;
ч о, а' — плечо в см;
В, Во — опорная реакция в кг;
b, V, — плечо всм; -
С — опорная реакция в кг;
с — длина стороны прямоугольного сечения плеча кривошипа в см;
d — диаметр цельного вала, также длина стороны прямоугольного сечения плеча кривошипа, в см или мм;
dl — диаметр пальца кривошипа в см;
da — наружный, dt — внутренний диаметр пустотелого вала или ступицы в см или мм;
dm — средний диаметр в см или мм;
е — расстояние внешних волокон от нейтральной линии в см;
f — поперечное сечеиие в см2;
J — момент инерции сечения вала в см*;
Jx — момент' инерции вала в сечении м в см*;
с-d3 , d-tP
Jb = -J2-, ~ моменты инерции попереч-
ного сечения плеча кривошипа, в см*;
«. к — приведеннсц(идеальное)напряжеиие в кг/см2, кь — допустимое напряжение на изгиб, kd — иа скручивание в кг/см2;
I — длина подшипника, также длина цапфы в см, Л1„ — изгибающий, Md — крутящий момент в кг/см;
М ;, МЛг — изгибающий момент в плече крив» шипа в кгем;
М. , Mid — приведенный момент в кгем;
Мх— изгибающий момент в сечении х в кгем;
N — мощность в л. с.;
п — число оборотов в минуту;
PQ — усилие в кг;
Р, Р;> ?г — усилия в кг;
q — собственный вес или нагрузка, приходящиеся на единицу длины в кг/см;
R — радиус кривошипа, измеряемый от центра вала до центра пальца кривошипа, в см;
s — толщина стеиок пустотелого вала в см пли мм;
W' — мо ion сопротивления в см3;
х — абгцисса;
Ум Уг< У' — ординаты ни флюэнтной .линии;
а — коэфициент удлинения в см2/кг;
19
kb
“° “ 1.3-kd
поправочный коэфициент Баха;
р — коэфициент сдвига в см2/кг;
7 — угол наклона касательной к упругой линии в подшипнике;
7, — удельный вес в жг/дж3;
8 — прогиб в см;
в, Э'—степень закручивания плеча крнвошипа (угол закручиваиня, приходящийся на единицу длины);
Р — радиус кривизны упругой линии плеча кривошипа в см;
— наибольшее нормальное напряжение при изгибе, ad напряжение при сжатии, ог — напряжевие при растяжении в. кг/сж2;
as — преаел текучести в кг/см?;
— наибольшее касательное напряжение при кручении в кг/см2;
6 — угол закручиваиня;
ы — угловая скорость в 1/сек.
Глава девятнадцатая
Эксцентрике b — ширина рабочей поверхности эксцентрика в см;
D — диаметр вксцеитриковой шайбы, в см; d — диаметр вала в см;
df'— диаметр вала, рассчитанный по-вращающему моменту, эксцентрика, в см;
я — число оборотов в минуту;
Р — усилие, возникающее в штанге эксцентрика, в кг;
р — удельное давление на опору в кг/см?;
R — эксцентрицитет в см;
s — толщина замка в см;
® — коэфициент безопасности прй продольном изгибе;
v — окружная скорость в м/сек.
Глава двадцатая
Муфты
А, Аг — работа в кгм;
Дл — полезная работа в кгм;
с0=Г'<о0 — окружная скорость на поверхности муфты ведущего шкива на расстоянии г от центра вала в м/сек;
О — диаметр муфты в мм;
d — диаметр вала в см или мм;
J — момент инерцив в кгм • сек2;
kd, ds — допустимое напряжение на скручивание и срез в кг/см2;
L — длина муфты в мм;
М = U-г — вращающий момент в кгм;
Мь— изгибающий, Md — крутящий мочент в кгм;
N — нормальное давление в кг или мощность в л. с.;
я — число оборотов в минуту;
Р — прижимное усилие в муфте в кг;
р — удельное давление в кг/сж8;
г — расстояние окружного усилии U от центра вала в м;
Г — продолжительность включения в сек.
t — время в сек.
U — окружное усилие в кг на расстоянии ' г от центра вала;
v = г. «>— ркружиая скорость на поверхности муфты на расстоянии г от центра вала в момент времени t, в м/сек;
1F — рабочее сопротивление и кг;
а — угол наклона образующих конической поверхности, также угол наклона вала;
ь — угловое ускорение в 1/сек2;
)* — коэфициент трения;
и.' — коэфициент трения на конической поверхности;
% — наибольшее нормальное напряжение при изгибе в кг/см2;
— наибольшее касательное напряжение при кручении в кг/см2;
ы — угловая скорость в 1/сек;
«>о — угловая скорость ведомого'вала и 1/сек,
Глава двадцать первая
Подшипники
1. Скользящие подшипники
d — диаметр цапфы или отверстия подшипника в мм или см;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2;
Л — высота в ж; •
J — момент инерции в см*;
Кь— временное сопротивление изгибу,
Кг — временное сопротивление разрыву в кг/смъ;
7 — длина цапфы или подшипника в см или мм;
Р — допустимая нагрузка подшипника в кг;
р — удельное давление в кг/смг;
s — толщина вкладыша в мм;
s' — толщина слоя баббита в мм;
р — окружная скорость в м/сек;
а.ь — Наибольшее нормальное напряжение' при изгибе, аг — напряжение прн растяжении в кг/см2;
<» — угловая скорость в 1/сек.
II. Подшипники катания
D, Dm — диаметр окружности центров шариков, в см;
d, d^ dg — диаметр шариков вли роликов в ем, мм или дюймах;
k — допустимая удельная нагрузка;
/ — длина роликов в см илн мм;
я — число оборотов в минуту;
Р — допустимая нагрузка подшипника в кг;
Ро — допустимая нагрузка одного шарика илв ро .нка в кг;
PitP2,...,Pa — нагрузка на щарик в кг; „ рт— среднее удельное давление на шарвки в кг [см2;
v — средняя окружная скорость шариков или роликов в м/сек;
z — число шариков вли роликов-в подшипнике; а — коэфициент удлинения в см2/кг-
Глава двадцать вторая
Нвпраилиющие, рамы и Станины машин
а — плечо в см;
В — опорная реакция, Bw — горизонтальная;
Bs— вертикальная составляющие В в кг;
Ь — плечо в см;
е — расстояние волокон от нулевой линии в ем,
11
F,f— поперечное сечение в см2;
J — момент ннерцин в см*;
i — расстояние от центра тяжести в см;
М.ь— изгибающий момент в кг см;
п — число оборотов в минуту;
Ри сумма сил давления пара и в насосе в кг;
Pt — разность сил давления пара и в насосе в кг;
Pd — сила давления пара, Рр — то же в насосе в кг;
р. — коэфициент трепня;
а — напряжение, аь — наибольшее нормальное напряжение при изгибе, — напряжение при растяжении в кг/см2;
касательное напряжение в кг/см2.
Глава двадцать третья-Цилиндры
а -• плечо, ширина паза в цилиндре Корлисса в см или мм;
С — припуск в толщине стенок на обработку в см илн мм;
ст — средняя скорость поршня в м/сек;
D, d — диаметр цилиндра в см или мм;
От— средний диаметр в см или мм;
da, dae da, — внешний, d(, dh — внутренний диаметры цилиндров илн поршневых колец, в см илн мм;
F — площадь поршня в см2;
F\ — сечение стержня болта в см2;
f — сечеине в см2;
h — толщина фланца в см или мм;
J — момент инерции в с.«4;
йг — допустимое напряжение на растяжение в кг/см2;
Р — давление на поршень, нагрузка на фланец в кг;
р — рабочее давление в ат;
q — давление в промежуточном пространстве в -цилиндрах системы Губера, давление при натяге или радиальное давление при навивках в кг/см2;
gj — давление при натяге в кг/см2;
R — радиус вогнутости в см;
га, г'а, гЯ1, гя-внешние, г,- , г., ^-внутренний радиусы стенок цилиндра в см илн мМ;
s — толщина стенки в см нлн мм;
st — ход поршня в м или мм;
t — температура в °Ц или шаг винта в формуле (516) в см;
— температура у внутренней, ta —у наружной стенки цилиндра в °Ц;
v т— средняя скорость воды, воздуха или пара в м/сек;
х — расстояние от центра тяжести в см;
г — число болтов;
a, at, а2 — коэфициеиты удлинения в см2/кг;
f — коэфициент линейного расширения материала при нагревании на 1°;
е1> е2 — относительное удлинение илн сжатие;
С — угол 'Между радиальными стенками элемента на фнг. 1761;
я — напряжение при. сжатии, — наибольшее нормальное напряжение при изгибе,
аг — напряжение при растяжении в кг/см2;
ео > со., — напряжения, возникающие от действия натяжных колец в установившемся состоянии, в кг/см2;
c'i — наибольшее напряжение, возникающее в цилиндре со стяжными кольцами при рабочем давлении, если рассматривать стенку как одно целое, в кг/см2;
ai' ai — приведенное (идеальное) напряжение в кг/см2;
— напряжение, действующее в продольном направлении цилиндра, и j/—напряжение, действующее в касательном направлении вследствие удлинения при изменении температуры в кг/см2;
т.г — касательное напряжение в кг/см2;
<P,j — поправочный коэфициент.
Глава двадцать четвертая
Фрикционные колеса
В — ширина шкива в см;
Dlt D.lt d — диаметр колеса и шкива в см;
По, п1, пг~ числа оборотов в минуту;
Q, Qt Qi, Q2 — давление в кг;
U — окружное усилие в кг;
см—окружное Уснлие в кг, приходящееся иа 1 см ширины;
и — передаточное число;
v — окружная скорость в мсек;
а — угол между сторонами ручья в клиновидных фрикционных колесах;
|л = tg р — коэфициент трения;
и/ = —;---п----------коэфициент трения для
sin в-|-р. cos а
клиновидных канавок;
р — угол трения;
ш, ш1( ш2 — угловая скорость в 1/сек.
Глава двадцать пятая
Зубчатые колеса
А — передаваемая полезная работа в кг см; Аг — работа трения в кгсм;
а — расстояние между осями цилиндрических колес, наименьшее расстояние между перекрещивающимися валами в см или мм;
b — ширина зубца в см или мм;
D, Dlt D.> — диаметр начальной окружности в см илн мм;
D\, D'2 — диаметр вспомогательной окружности катания в см или мм;
Dk — диаметр окружности головок в см или мм; Dm— средний диаметр конических колес в см или мм;
d — диаметр цевочных зубцов в см илн мм;
da — внутренний диаметр червяка в см или мм; f — высота ножки в см или мм;
й, й', й" — высота головки в см или мм;
й0 = i-t — шаг червяка;
i — число ходов в червяке;
k = 0,Q6,..., 0,07kb — коэфициент нагрузки;
I — высота зубца или глубина впадины в см. или мм;
Мь— изгибающий момент в кгсм;
Ма— крутящий момент на червяке в кгсм;
t
т = ------модуль в мм;
N — мощность в л. с.;
п, по' п1, п2~ ч11сл0 оборотов в минуту:
12
Р — да!л?ние на зубец в кг;
R,R„R2 — радиус начальной окружности в ем или мм, R — также радиальное давление на червяк в кг;
R', R'i, R'a— радиус вспомогательной окружности (окружности катания) в см лии мм;
R„,, Rgi — радиус основной (образующей) окружности в ем или мм;
г — радиус начальной окружности в червяке в см или мм;
s — толщина зубца в см или мм;
Т ^=Т'-1-Т" — касательное усилие изначальном цилиидре червяка в кг;
t — шаг в см, мм или дюймах;
tg — скос у косых, шевронных илй криволинейных зубцов в см или мм;
tm — средний шаг у зубцов конических колес в см или мм;
tn — нормальный шаг, измеряемый в направлении, перпендикулярном к боковым поверхностям зубцов, в см нли мм;
F — лобовой шаг у косых, шевронных или криволинейных зубцов в см или мм;
U — окружное усилие, также осевое давление на червяк в кг;
и — передаточное число;
v, vL. v2 — окружные скорости на начальной окружности или на окружности катания в м/сек;
w — ширина впадины в см или мм;
w' — опытный коэфициент для расчета зубчатых передач;
zl. za—число зубцов, z() — предельное число зубцов; \
Zj,-~ предельное число зубцов у V-кЬлес; а — угол профиля зубца в рейке;
«I — угол подъема в червяке;
а'1 = 90°—— угол подъема червячного колеса;
7 — угол подъема в колесах с косым зубцом;
₽ — угол зацепления у эвольвентных колес;
5 — угол между осями конических колес;
52 — половина угла при вершинах начальных конусов;
в — степень перекрытия;
>;, ч' — коэфициент полезного действия;
ri'f ч"г — коэфициент полезного действия подшипников;
— суммарный коэфиЦиент полезного действия нескольких передач;
р. = tgp — коэфициент трения;
? — угол трения;
р, Pi,. р2 — радиус образующей окружности при циклоидальном зацеплении в см илн мм; ~ р'1, р'2—длины образующих у дополнительных конусов;
'? — угол между осями гиперболических и червячных колес;
— составляющие угла 9;
' Ъ
6 = — — отношение ширины зубца к шагу;
ш1, ш2, ш' — угловая скорость в 1/сек.
Глава двадцать шестая
Передача ременная, каиатиая н стальными лентами ,
А — давление на ось в кг;
Av — давление на ось при предварительном натяжении ремней а состоянии покоя в к*;
а — провес ремня илн каната в см или м;
aL, ап — полуоси эллиптического сечения спицы а см;
В — ширина обода а см или мм;
Ь — ширина ремня в см;
Ь1Г Ъп— полуоси эллиптического сечения спицы в см;
С — постоянная а формуле (686);
са— давление на ось, приходящееся на 1 см ширины ремня а кг/см;
cf — центробежная сила, приходящаяся на 1 см ширины ремня, в кг/см;
сп — полезная сила, приходящаяся на 1 см ширины ремня, в кг/см;
cv — сила предварительного натяжения, приходящаяся на 1 см ширины ремня, а кг/см;
D, Di, £>а —диаметр шкива а см или м;
d — диаметр каната в см или мм;
Е — расстояние между валами в см илн м;
е — основание натуральных логарифмов;
Fk — поперечное сечение обода а см2;
f — поперечное сечение каната в см2;
ft — поперечное сечение спнцы у обода, fm — в середине, fn — у втулки (ступицы) в см1;
G — вес шкива а кг;
g — ускорение силы тяжести в м/сек1;
g0 — -вес погонного метра каната в кг/м;
JA — момент инерции среднего 'сечения спицы а с.и4;
J, — момент инерции сечения обода в см4;
i — число спиц;
— число спиц;
kb — допустимое напряжение на изгиб, kz — на растяжение в кг/см2;
kn — а случае ремней: коэфициент нагрузки, т. е. U ' .
полезное усилие -у, приходящееся на 1 см ширины ремня в кг/см; в случае канатов: полезное напряжение а кг/см2;
I — длина ремня или каната, а также длина спицы в см;
/Ий— изгибающий момент в кгсм;
/т - - — отношение напряжений;
. S'2 с'2 а'.,
N — мощность вл. с.;
п — число оборотов в минуту;
р — давление ремня на шкив в кг/см2;
R — радиус шкива, а также расстояние от оси в см; <
Rn — радиус ступицы в см;
Rs — радиус окружности, проведенной через центр тяжести обода,в см;
Sj — натяжение ремня в ведущей, $а — а ведомой части ремня в кг;
S\ — свободное натяжение а ремне а ведущей, S'2 — в ведомой части ремня в кг;
Sv — свободное натижение'в состоянии покоя в кг;
s — толщина ремня в см;
sk — толщина обода в см;
U — окружное усилие в кг;
и = оо(1 —Ф) — передаточное число с учетом скольжения;
D; ~Ь~ а _ 4" а
ио
теоретическое передаточное число;
13
v — окружная скорость ремня или каната в м/сек, окружная скорость шкива в м/сек или см/сек-,
vg — скорость скольжения в м/сек или см/сек-, Vft — скорость на окружности, проведенной через центр тяжести обоца, в м/сек или см/сек-, W — момент сопротввленвя в еж8;
— усилие, действующее в спица! в продольном направлении, в кг;
уа, уаг— провес ремня или каната в см, соответствующий расстоянию а между осями;
2А —цен гробежная сила, развивающаяся в спице в кг; z — число проволок;
о — коэфициент удлинения в см-/кг;
а' — коэфициент удлинения каната в см2/кг;
аА— коэфициент удлинения материала спиц, Од —то же материала обода в смркг;
р — поправочный коэфициент;
t — удельный вес материала ремня или каната в кг/дм\ материала шкива в кг/дм3;
$ — толщина проволоки в см или мм;
— радиальное смещение обода от действия силы ХА в месте закрепления спиц в мм;
s = -j- • 100 — удлинение в процентах; у; — коэфициент полезного действие С — коэфициент удлинения сталв;
X — абсолютное упругое удлинение в см;
Хд — удлинение спицы от собственной центробежной силы,Хж удлинение от ХА в см;
р — коэфициент трения;
Е — поправочный коэфициент, также расстояние от центра тяжести в см;
*— радиальное удлинение обода, рассматриваемого как свободно вращающееся кольцо, в см;
з — напряжение в кг/см2;
Са о = —— — напряжение, создаваемое.осевым да-“ S’ влением, в кг/см2;
аь — наибольшее нормальное напряжение от изгиба в кг/см2;
д, = ^1— — напряжение от центробежной силы ' s
в кг/см2; с„ о = —— полезное напряжение в кг/см2;
" S'
с а = — начальное напряжение в кг'см2;
v s
сг — напряжение при растяжении в кг/см2;
— свободное напряжение в обеих частйх каната при холостом ходе в кг/см2;
— полное напряжение в ведущей, аа— в ведомой части каната в кг/см-;
а/ — свободное напряжение в ведущей, о'а — в ведомой части каната в кг/см2;
360° 2к
tp = или -.-------угол между спицами в ре- .
'о 'о
меииом нлн канатном шкиве; ф — коэфициент скольжения ш — окружная скорость в 1/сек.
Глава двадцать седьмая Цепная передача d —диаметр начальной окружности в см или мм; t — шаг в см нлн мм;
z — число зубцов.
Глава' двадцать восьмая..
Маховые колеса
Аг— кинетическая энергия или живая сила в кгм;
As — накопляемая энергия в кгм;
b — ширина в формуле для момента инерции в м;
С, Ci, С', С'у с, сп- постоянные;
D — диаметр инерции; у маховых колес со спицами — средний диаметр обода в м;
Da — наружный диаметр обода в мм или см;
— поперечное сечение обода в см1;
fe — поперечное сечение спицы у обода, — н середине, fn — у втулки в сж2;
G — вес махового колеса, приведевный к радиусу инерции или к среднему радиусу обода колеса в кг;
Gk — вес обода в кг;
Gs — вес всего колеса в кг;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2 или см/сек2; ;
J — момент инерции колеса в мкг • сек1;
Jk — момент инерции сечения обода в см*;
i — число спиц;
/о — число .спиц;
/ — длина спицы в см;
Gs кг л
М = ———масса маховика в —— ‘ сек‘, g м
Мь— изгибающий момент в кгем;
N — мощность в л. с.;
п — число оборотов в минуту;
Цр п2— числа оборотов в минуту, в пределах между которыми расходуется вся живая сила маховика;
пт— среднее число оборотов в минуту;
R — радиус кривошипа в см;
Ra — наружный,Rt — внутренний радиус шкцва в см;
Rf — радиус инерции н радиус окружности, проведенной через центр тяжести обода, в см;
г, rii гг — радиус в ж в формуле для момента инерции;
Г,-, — избыточное касательное давление в кг;
U — окружное усилие я кг;
v — окружная скорость в м/сек;
и va — скорость в м/сек, измеряемая на окружности радиусе инерции или иа окружности, проведенной через центр пжести обода;
vk — скорость обода на окружности, описанной через центр тяжести сечение обода в м/сек или см/сек;
vm— средняя рабочая скорость в м/сек;
117 — момент сопротивления в см3;
ХА— продольное усилие в спицах в к¥, аА— коэфициент удлинения материала спиц, ал — обода, в см'-/кг;
7 — удельный вес в кг/дм1 или кг/сл&;
« — степень неравномерности;
е ,— относительное удлинение средних, е( — внутренних, еа — наружных волокон обода;
Хд— абсолютное удлинение спицы от собственной центробежной силы в см;
X* — абсолютное удлинение спицы от ЛА в еж;
14
Pf! — абсолютное удлинение радиуса обода, если обод рассматривать как свободно вращаю* щееся кольцо, в см;
— растягивающее напряжение, аг1— внутренних, — внешних волокон обода в кг1см2;
360° 2«
<р -г- нли -j-------угол между спицами;
ю ‘о
®а
«>,, <аа — угловая скорость в 1/сек;
средняя угловая скорость в 1/сек,
Глава двадцать девятая
Лопатки, барабаны, диски и колеса вращающихся двигателей и рабочих машин
а « m’ —1 т
А = л _ t
g '
a — плеча в см;
bk — ширина обода в см;
Ьп — ширина втулки в см;
cb ct — постоянные;
с — плечо в см;
е — основание натуральных логарифмов;
Г], г» л7 — расстояние волокон от нейтральной линии в см;
F,f— поперечное сечение в см3;
fs — сечение лопатки в см2;
Gf — вес промежуточной вставки, О,' — вес лопатки в кг;
g — ускорение силы тяжести в см) се к2;
J — момент инерции сечения лопатки в см*;
/С — давление на поверхность ласточкиного хвоста в кг;
К1ем—давление, приходящееся на 1 см длины, в кг/см;
k = £; Ki
I — длина полюса в осевом направлении в см; 1г — длина лопатки в см;
М, п
нзг।бающий момент в кгсм;
— чи ло оборотов в минуту, — да ление на лопатку в кг;
— уд ;льное давление на поверхность в кг{см2;
— да меиве на поверхности соприкосновения В)ла с втулкой в кг [см2;
— н и рузка, создаваемая лопатками, в кг) erf;
Q — р эультирующая давлений на боковую поверхность в кг;
Р
Ро
Р,
Их — наружный радиус барабана и внутренний радиус обода диска в см;
R2 — виут ренин й радиус барабана и наружный радиус втулки диска в см;
Ro — радиус отверстия втулки в см;
Ra — наружный радиус обода шкива в см;
Rk — средний радиус обода в см;
Rn — средний радиус втулки в си;
Rs — радиус окружности лопаток, т.е. расстояние центра тяжести лопаток от осн вала в см;
Rt — средний радиус барабана в см;
г —.радиус в см;
s — ширина полюса в см;
sk — средняя толщина обода, st — барабана в см;
sn — толщина стенки втулки в см;
tt — расстояние или шаг между лопатками вдоль оси барабана, в см;
vk — средвяя CKopoctb обода в см[сек нли м!сек;
vt — скорость барабана, измеренная на среднем его диаметре, в см!сек;
IV' — момен- сопротивления в см3;
х — толщина диска на расстоянии г в см;
Xj — толщина диска на расстоянии Rlt х2 то же на расстоянии Rt в см;
Z, Zit Z2, Z3 — центробежные снлы, Zj — центробежная сила, развивающаяся в промежуточной вставке, Zp — в полюсе, Za — в лопатке в кг;
ZiCM— центробежная сила, приходящаяся па 1 см длины, в кг!см;
Z — число лопаток на окружности;
а — коэфициент .удлинения в см2!кг;
T — удельный вес в кг/слг5;
» — радиальное удлинение;
е/ — касательное удлинение;
р — угол треиия;
s — нормальные напряжения в ободе равного сопротивления в кг/см2;
, я'ь — наибольшее нормальное напряжение при изгибе в кг/см2;
я. — полное напряжение в kzIcm2;
як — среднее нормальное напряжение в ободе, действующее в касательном направленни, <тп — то же в ступице, в кг[см2;
— радиальное напряжение, — нормальное напряжение, действующее в направленни, касательном к окружности, в кг!см2;
ае — напряжение при растяжений, в кг/см2;
— угол между полюсами;
ф — угол наклона боковых поверхностей ласточкиного хвоста к основанию;
ш — угловая скорость в 1/сек,
ПРЕДИСЛОВИЕ К РУССКОМУ ИЗДАНИЮ
Перевод 2-го тома книги Ретшер „Детали машин" был предпринят и подготовлен к печати бывш. издательством „Гостехиздат" еще в 1929 —1930 гг. К сожалению, вследствие ряда неблагоприятных обстоятельств (реорганизация „Гос-техизДата* в „Госнаучтехиздат" и последующее разукрупнение „Госнаучтехиздата" на ряд специализированных издательств, преждевременная смерть редактора перевода, заслуженного проф. А. И. Сидорова, затруднения с бумагой и т. д.) настоящий перевод появляется в свет с большим опозданием, лишь спустя 4 года после его окончания.
Большой срок, истекщий со времени окончания перевода, обусловил необходимость внесения ряда изменений в уже готовый, и отредактированный перевод. Эти изменения пришлось внести в связи с крупной работой, проделанной за период времени 1930—1932 г г. Всесоюзным комитетом по стандартизации. Во-первых, в течение указанного промежутка времени появилось большое йисло новых стандартов, имеющих непосредственное отношение к соответствующим главам данного курса деталей машин. Во-вторых, употребление в стандартах, утвержденных Всесоюзным комитетом по стандартизации,определенной терминологии, например, в сопротивлении материалов, хотя и необязательной ко всеобщему употреблению, делало все же желательным ввести именно эту терминологию в готовый перевод, взамен примененной переводчиками. Наконец Всесоюзным комитетом по стандартизации была введена в некоторых случаях и обязательная для всеобщего применения терминология, как например, в отношении допусков и посадок. В переводе обоих томов данного курса деталей машин была применена терминология допусков уже более или менее укоренившаяся в русской технической литературе. Как известно, Всесоюзный комитет по стандартизации коренным образом изменил эту терминологию, почему пришлось ее изменить и в готовом переводе. Редактирование перевода профессором А. И. Сидоровым производилось частями по мере выполнения перевода в разное время на протяжении примерно одного года. При этих условиях общая редакция столь объемистого труда (в смысле согласования терминологии отдельных переводчиков) могла быть выполнена редактором только при чтении корректур.
Перевод глав 14 (шатунный механизм), 15 (цапфы), 16,(ползуны), 17 (шатуны), 22 (направляющие, рамы и станины машин) и 23 (цилиндры) выполнен инж. К. Н. Астафьевым. Перевод глав 18 (оси и валы), 19 (эксцентрики), 20 (муфты), 21 (подшипники), 24 (фрикционные колеса) выполнен инж. И. Э. Гольцманом.
Все остальные главы, а именно: главы 25 (зубчатые колеса), 26 (ременная передача), 27 (цепная передала), 28 (маховые колеса), $29 (лопатки, барабаны, диски и колеса) переведены доц. В.\М. Абрамовым. Правка авторской корректуры перевода инж. И. Э. Гольцмана выполнена инж. М. Д. Сандомирским.
1 При большом объеме данного труда и при подготовке его к печати разными лицами и в разное время всегда могли вкрасться в перевод искажения,, просмотры и т. д. О всех замеченных неправильностях просьба сообщить редакционному Сектору Госмашметиздата.
Издательство
i
ГЛАВА ЧЕТЫРНАДЦАТАЯ
ШАТУННЫЙ МЕХАНИЗМ
А. ГЛАВНЕЙШИЕ ТИПЫ. НАЗНАЧЕНИЕ И ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ
При помдщи шатунного механизма (фиг. 1043) вращательное движение можно преобразовать в колебательное по дуге круга; при помощи механизма, показанного на фиг. 1044, вращательное движение преобразуется в прямолиней-
Фиг. 1043. Шатунный механизм с качающимся кривошипом.
Фиг. 1044. Шатунный механизм с прямолинейно-возвратным движением.
ное п о пе рем енн о - в озв р атно е. ного механизма применяется для
Фиг. 1040. Параллельный шатунный механизм.
у спарен-
Фиг. 1046. Шатунный механизм, сдвинутый относительно оси цилиндра.
Особая форма параллельного шатун-передачи вращательного движения между двумя осями, имеющими кривошипы одинакового радиуса, как, например, ных осей паровозов (помощью спарников, фиг. 1045).
Шатунный механизм, состоящий из ползуна, шатуна и кривошипа, у двигателей предназначается для передачи на вал развивающихся в цилиндре и воспринимаемых поршнем сил, преобразуя при этом прямолинейное попеременно-возвратное движение во вращательное. У ма
шин-орудий энергия, в обратном порядке, с вала передается поршню и используется для производства работы; например,, в поршневых воздуходувных машинах и компрессорах для сжатия воздуха или газа; в поршневых насосах для перекаццвания жидкостей и т. д. У станков и во многих других случаях шатунные механизмы самых различных типов нашли широкое и разностороннее применение.
Если средняя линия цилиндра и поршневого штока проходит через ось вращения кривошипа или вала, то получается нормальный (симметричный) наиболее часто применяемый шатунный - механизм (фиг. 1044). Для уменьшения бокового давления на поршень у небольших вертикальных машин и двигателей применяют косой шатунный меха-
низм (фиг. 1046). Два положения пальца кривошипа, при которых радиус последнего и средняя линия шатуна составляют одну прямую, называются мертвыми точками Л и В. У нормального шатунного механизма о; и расположены диаметрально противоположно друг другу и соответствуют крайним -положениям поршня, так что в этом случае ход поршня s р ному радиусу
«кривошипа R, т. е. $ = 2R. Различные положения или части ято называть
задними, если они лежат к концу машины.
2 Р е тшер. Детали машнп, т. Н.
ртикальных
П
машинах мёртвая точка А, ближайшая к цилиндру, называется внутренней, а в горизонтальных —задней мертвой точкой; точка же В — нижней или передней. Движение поршня от внутренней мертвой точки А к внешней В называется прямым ходом поршня, а обратное, от В к А — обратным ходом поршня. Чтобы давление, передаваемое скользящей поверхностью ползуна, воспринималось в горизонтальных машинах нижней направляющей, к которой ползун прилегает под действием своего веса, машины-двигатели должны вращаться по стрелке I, как показано на фиг. 1044, т. е. от внутренней мертвой точки вверх; машины-орудия должны вращаться в противоположном направлении; У вертикальных машин положение направляющей определяет направление вращения.
Б. НОРМАЛЬНЫЙ ШАТУННЫЙ МЕХАНИЗМ
1. Определение длины пути поршня
Длину пути поршня х для любого угла <р поворота кривошипа можно' найти следующими способами (фиг. 1047): а) из центра пальца кривошипа нужно описать дугу окружности радиуса L, равного длине шатуна, до пересечения с линией пути поршня;
точка пересечения определит длину отрезка х, равного длине пути поршня приданном угле? поворота кривошипа; б) радиусом!, равным длине шатуна, провести окружность, касательную ‘ к окружности, описываемой пальцем кривошипа, в точке А; тогда отрезок СЕ прямой, проведенной через точку С и параллельной пути поршня, определит длину его хода при повороте кривошипа на данный угол ®. При одинаковых углах ср (с линией пути поршня) поворота кривошипа, два положения пальца его С и D, диаметрально противополож-
Фиг, 1047. Определение хода поршня.
ные, соответствуют различным длинам пути, проходимого поршнем. Для прямого хода поршня длина его больше, для обратного хода — меньше.
Аналитически имеем:
х = FA GE = R (1 — cos ср) zt L (1 — cos ф),
причем знак-f-относится к прямому ходу поршня, а знак— к обратному ходу.
Если угол ф выразить через угол <р, т. е. подставить L • sin = CF = R sin ср, то получим:
х = 7?(1— cos ?)^!( 1— 1 —( sina ср) ). (285)
Хак как С лежит на окружности радиуса L, описанной из центра К, то имеем:
------ ------ -- рра
GF3 =GF(2L — GF); GF --
, 2L—GF
или, в первом приближении, пренебрегая отрезком GF в сравнении с 2L, получим
GF
CF1__ R3 sin3 <р
~ 2L~~ 2L ’
х =/? (1 — cos ср) — fl2*1112? (286)
Л Lt - ‘ р Угол ф тем меньше, чем меньше отношение -j-, т. е. длины кривошипа к длине
шатуна. В пределе, когда ! = оо, угол Ф = 0, путь поршня будет:
х' = Я(1 — cos <р). (287)
18
В этом случае проекция центра пальца кривошипа на линию пути поршня определит длину пути поршня, одинаковую для хода вперед и назад при равных углах <р поворота кривошипа.
2. Зависимость между скоростями у нормального шатунного механизма
Если скорость пальца кривошипа v при прямом ходе поршня разложить по направлению оси шатуна и по направлению, перпендикулярному к этой оси (фиг. 1048), то для скорости по направлению шатуна получится выражение:
v, = v sin(?4-^);
для скорости поршня получится формула:
__ _ ‘Р sin -4~ф)' созф cos ф ’
так как vt можно рассматривать как составляющую скорости с.
Для обратного хода поршня получим:
v sin (© — ф) с. =------L----.
1 совф
Таким образом скорости поршня зависит от углов <р и Ф, а следовательно р '
отр т. е. от отношения длины кривошипа к длине шатуна. Отношение это
1 у горизонтальных машин обычно -р , у О
(288а)
(288b)
Фиг. 1048. Скорости в нормальном шатунном механизме.
Фиг. 1049. Графическое определение скоростей в нормальном шатунном механизме.
_ „ .. „ sin (© zt ф)
Табл,. 112 содержит значения величин —— Для углов поворота кривошипа через 10°. >
Для графического определения скорости с поршня радиусом v описывают окружность около центра М (фиг. 1049) и через точку пересечения этой окружности с осью кривошипа (расположенной под углом <р к горизонтали) проводят прямую BF, параллельную оси шатуна, до пересечения с вертикалью, проходвщей через М-полученный отрезок MF и будет представлять скорость с поршня. Если на прямую FB из точки М опустить перпендикуляр, то в треугольнике MGB противолежащий этому перпендикуляру угол будет (p-f-ф, а с вертикалью MF этот же перпендикуляр будет составлять угол ф. Отсюда следует, что
777^ • / I п ТГс- MG ® • sin («4-’}')
MG = v sin (ф 4- ф) и MF =---------- =------ ,1 = с.
т 1 т СОЭф созф
Если на перпендикулярах из точек,' определяющих положение поршня или ползуна и лежащих на пути поршня, отложить вверх соответствующие величины с, то увидим, что с достигает своего максимума ст„ при прямом ходе до среднего положения поршня и при обратном — после него.
2*
19
Таблица 112. Значения величин cos c°s 2<р.
/? L ср = 0 360 10 350 20 340 30 330 40 320 50 310 60 300 70 290 80 280
1 :5 ' _ 1 cos ср zt -=-cos 2 ср □ sin (ср ± ф) совф 1,200 0 1,173 0,206 1,093 0,405 0,966 0,585 0,801 0,740 0,608 0,865 0,400 0,953 0,189 1,005 0,014 1,021
1 :4,5 _ 1 COS ip rL yzCOS 2 ср • 4,0 sin (<p ± ф), СОвф 1,222 0 1,194 0,212 1,110 0,413 0,977 0,597 .0,805 0,753 0,604 . 0,877 0,389 0,964 0,172 1,012 — 0,035 1,024
1 : 4 cosp 4-cos2 <p 4 Sin (<p zfc ф) COScp 1,250 0 1,220 0,216 1,131 0,423 0,981 0,609 0,809 0,768 0,599 0,891 0,375 0,977 0Д51 1,022 — 0,061 1,029
м $
Максимальная скорость поршня возрастает с увеличением отношения и достигает при
1
4
1,031V.
R_ 1
L 5
С так == l,02v
1
4,5
l,025v
Для обратного хода поршня кривая зависимости скорости от пути поршня сим
метрична величине кривой для прямого хода относительно линии движения поршня.
Скорость поршня достигает наибольшей величины приблизительно при положении кривошипа, нормальном к оси шатуна. <
Если принять угол Ф = 0, т. е. взять шатун бесконечной длины, то скорость поршня будет: ~ ' *
с' = v • sin <р. (289)
В этом случае величина скорости поршня измеряется ординатами эллипса, начерченного на фиг. 1049 пунктиром, и имеет наибольшее значение v.
Если бы поршень прошел свой путь s в тот же промежуток времени, как и при скорости с, но движение eto при этом было бы равномерным, то скорость называется средней скоростью поршня ст. При числе оборотов вала в минуту п имеепГ:
_2 • п • s Ст “ 60
Отношение средней скорости поршня к скорости пальца кривошипа будет:
с 2 1
£=£ = ± = 0,6366 =^-^. v г. 1,5708
(290)
3. Ускорения в нормальном шатунном механизме
Для определения ускорения поршня Ь=~ в формулу СИ, v-sin(<p±<!>) /, . cos<p • sin Ф’
с =-----:--Ц-----— = V Sin Ф Zt ----------:--L
cos'р I cos'j*
20
sin (« d: Ф)
и —Со^ф лля нормального шатунного механизма
90 270 100 260 ПО 250 120 240 130 230 140 220 150 210 160 200 170 190 180°
—0,200 1,000 —0,362 0,950 —0,495 0,874 -0,600 0,779 —0,678 0,666 -0,731 0,542 —0,766 0,413 -0,785 0,278 -0,796 0,139 —0,800 0^
—0,222 1,000 -0,382 0,946 - 0,512 0,867 —0,611 0,768 -0,681 0,655 —0,727 0,532 -0,755 0,403 —0,769 0,271 —0,776 0,136 -0,778 0
-0,250' 1,000 -0,409 0,941 -0,534 0,857 -0,625 0,755 —0,686 0,641 -0,723 0,518 -0,741 0,391 -0,748 0,261 —0,750 0,131 —0,750 0
. , R • sin 9 ,
подставим sin^ =——L; для cos'}» имеем:
cos Ф = 1 — sin2 Ф = |/
R 1 наименьшая величина которого при-т- = у X* О почему величину cos Ф можно округлить до 1. Таким образом получим: р \ / J /5"
cos 9-^-sin9 1=1* I sin9^z -у-у sin L / \ £» L*
sin2 9,
/ l-J.~0.98,
С = V
как функцию лишь от
d<a
и, наконец, при
9, которую можно дифереицировать, так что:
.de ( R п \ d<o b = ~=^v cos 9 — -7- cos 29 • —п,
at \ L I at
v
ш =~n получим:
R
, ^2Z , R
b — -^-1 cos 9 Zt -^-COS
(291)
Значения величины, заключенной в скобки, приведены в табл. 112 для различных длин шатуна и углов поворота кривошипа. Ускорение поршня b достигает наибольшей величины при ходе поршня вперед у внутренней мертвой точки, при 9 = 0, именно:
«7>3 / /? \
' (292)
При 9 = 90°, оно будет: t/2 R
(293)
и при 9=180°, т. е. у внешней мертвой точки, ' / 7? \
^0= - Т) (294)
/ 7? 1 \
1см. фиг. 1050, вычерченную для отношения -т- = 7П-1.
\ L 2.о /
21
При прямом ходе ускорение, имеющее у внутренней мертвой точки наибольшую величину Ьо, при незначительном по сравнению с углом поворота кривошипа ходе поршня, быстро падает до 0 в точке С, где скорость поршня бывает наибольшей. После этого ускорение делается отрицательным, т. е. движение масс замед-лется. Числовые значения для величин замедления в среднем меньше, чем для ускорения, так как первые распределяются на большей длине пути СВ. При обратном ходе поршня все происходит в обратном порядке: на длине пути ВС ускорение имеет умеренную величину, при замедлении же быстро возрастает от С к Л до наибольшей величины.
Если принять длину шатуна бесконечной, то ускорение будет:
Фиг. 1650. Ускорения в нормальном шатунном механизме.
b' = -%t=v • cos ? • = cos <р. (295)
На" фиг. 1050 (внизу) изменение ускорения изображается отрезками прямых, причем наибольшие величины ускорения в мертвых . , V2 , V9
точках составляют ьо и ₽iso= "—
а в середине хода поршня Ьм' = 0. Это относится и к конструкции, показанной на фиг. 1069, имеющей1 как бы шатун бесконечной длины, осуществляемый на практике в виде штока с двумя направляющими, между которыми в кулиссе двигается ползун и9
нормально к оси штока. Величина—=а>3 •/?
равна центростремительному ускорению при гвижении по окружности, которое необходимо в мертвых точках, чтобы заставить ассы с попеременно-возвратным движением следовать круговому движению пальца кривошипа. При конечной длине шатуна, приведенные выше величины ускорений n J
больше и, например, при отношении - увеличиваются в 1,20ц>аза.
4. Силы, действующие в шатунном механизме
а) Ход изменения давления на поршень, рассмотренный на примере паровой машины
Для паровой машины, изображенной на черт. I, силы, действующие в цилиндре, Нанесены на фиг. 1051—1053 в виде кривых давления. Давление пара и веды В насосе измеряются вдоль оси ординат, а путь поршня вдоль оси абсцисс. Ьсе кривые сняты помощью индикатора во время испытания установки. Сперва проследим только действие пара и рассмотрим кривую на фиг. 1051 (правую), снятую С задней стороны цилиндра высокого давления. На пути поршня от А до В в цилиндр поступает свежий пар и двигает поршень по направлению стрелки, показанной Ва фиг. 1051, вперед (период впуска). В точке В п ро исходит закрытие паровпускного клапана: пар, находящийся в цилиндре, расширяется, и давление на Поршень уменьшается (период расширения); это расширение проц >лжается до тех пор, пока в точке С предварения выпуска, вблизи передней мертвой точки, Це открывается паровыпускной клапан и пар направляется из цилиндра высокого давления через ресиверный трубопровод в цилиндр низкого давления. В мертвой точке D начинается обратный ход поршня. Последний, за время периода выпуска, выталкивает пар из цилиндра. В точке Е выпускной клапан закрывается, и остающийся в цилиндре пар сжимается поршнем до давления, приблизительно равного давлению при впуске — период сжатия. Вблизи задней мертвой точки,
22
в точке предварения впуска F, через впускной клапан в цилиндр поступает свежий пар, и описанный процесс, начиная с точки Д, повторяется вновь.
Площадь диаграммы AECDEFA дает величину „индикаторной** работы,
производимой паром за поршнем в цилиндре высокого давления. Силы, действующие на поршень, можно
легко определить, если иметь в виду, что, в то время как с одной стороны поршня происходят выпуск и сжатие оставшегося в цилиндре пара, с другой происходит впуск свежего пара и его расширение и наоборот, т. е. в то время как с одной стороны (задней) давление на поршень пока
Фиг. 1054. Определение избыточного давления, действую.цего иа поршень цилиндра высокого давления при прямом ходе.
Фиг. 1051—1053. Диаграммы давления в паровом цилиндре и в водопроводном насосе, изображенном на черт. I
(.передал означает переднюю сторону, „задн/ — заднюю сторону)
Фиг. 1055. Кривая избыточных давлений, действующих иа поршень цилиндра высокого давления.
зывает кривая ABCD (фиг. 1051 и 1054), с другой, передней, это давление определяет кривая D'E'F'A'.
Для любого положения поршня, определяемого абсциссой х, избыточное давле-вяе, передвигающее поршень, будет
p = pt.r—p2F', (296)
23
где Pi и ра — давления, a F' и F"—рабочие площади поршня с задней и передней сторон, которые могут быть различны в зависимости от диаметров штоков (при сквозном штоке) или при отсутствии его с задней стороны. Величины Р, найденные для всех положений, позволяют вычертить кривую зависимости избыточного давле-ния от положения поршня.
Фиг. 1055 дает подобную кривую для цилиндра высокого давления (со стороны крышки) машины, изображенной на черт. 1.
У этой машины площади поршня составляют:
* Л'=-^-(45я—7,5я) = 1546,3 с.и2
Г' = -^-(45я— 10я) = 1511,9 см\
Приближенно для площади поршня можно взять среднюю величину:
Тогда давление Р на поршень будет:
P = f(pi-pa) = F-jP«, (297)
где ра—избыточное давление, которое следует взять из диаграмм 1051 и 1054.
Для удобства дальнейших вычислений рекомендуется величины давления на поршень находить для определенных углов поворота кривошипа. Для этого из центра, лежащего на середине линии хода поршня s, очерчивают полуокружность и делят ее на некоторое число равных частей, лучше на 9 или 18 соответственно углам поворота кривошипа на 20 или 10°. Затем определяют пути поршня х, соответствующие этим положениям кривошипа, делая засечки радиусом, равным длине шатуна. Через точки пересечения последних с линией хода поршня проводят ординаты, которые и дадут величины давлений на поршень для соответствующих положений кривошипа. Если длину шатуна принять бесконечной, то ординаты следует провести через точки окружности, соответствующие углам поворота кривошипа.
В точке V (фиг. 1055) давление иа' поршень равно нулю, а на протяжении пути JO оно отрицательно; следовательно, в точке J происходит изменение направления давления. Часть диаграммы, расположенная вниз от оси абсцисс, дает представление о силах, которые необходимо передавать на поршень с вала посредством шатунного механизма, для того чтобы сжимать пар. Часть этих сил получается за счет энергии, развиваемой в другом цилиндре (низкого давления), часть же за счет энергии, накопленной в маховике.
Ь) Влияние сил инерции
В то время как палец кривошипа поршневой машины имеет, приблизительно, постоянную скорость движения по окружности, скорость частей с попеременно-возвратным движением в течение каждого хода сильно меняется. От нуля в мертвой точке она возрастает до наибольшей величины и опять уменьшается до нуля в другой мертвой точке. Соответственно этому в первой части хода происходит ускорение масс; во второй — их замедление. Движущие силы, действующие на поршень паровой машины, при высоких рабочих скоростях будут подвергаться значительным изменениям под влиянием сил инерции, развивающихся при попеременно-возвратном движении частей шатунного механизма. Величина силы инерции Рь равна произведению ускорения b на массу частей с попеременно-возвратным движением, где G есть сумма весов: поршня, штока, ползуна и от 1/8 до */2 веса шатуна, так как движение кривошипного конца шатуна может быть принято как почти вращательное [XIV, 3].
Pt — (cos <р ± cos 2 (298)
g-P \ L I
24
или, принимая длину шатуна бесконечной,
_ , G • v*
(299)
„ Gv* G
На практике сперва находят величину или — • ш2/? и умножают на величину, заключенную в скобки, которую находят в табл. 112 для различных углов
поворота кривошипа.
У машины, изображенной иа черт. I, части с попеременно-возвратным движением лмеют следующий вес:
поршень ц. в. д. 1—122 Ki
, ц. н. д. 1—282 .
шток парового поршня—122 к»
насосный поршень, его шток и муфта—282 кг.
ползун—190 к*
шатун—220 к*.
Таким образом полный вес частей с попеременно-возвратным движением на стороне ц. в. д. составляет 830 кг.
То же на стороне цилиндра низкого давления—990 кг-, в обоих случаях для шатуна берется половина его веса.
Силы инерции, нанесенные на фиг. 1055, получаются при я,= 50 оборотов машины в минуту при прямом ходе поршня, Силы эти при увеличении скорости направлены в сторону, противоположную давлению на поршень; при уменьшении скорости они увеличивают давление на поршень в цилиндре до тех пор, пока, поршень не дойдет до точки J. Отрицательные силы, необходимые, для сжатия, на участке от точки J до О вследствие этого уменьшаются.
Например, наибольшая величина сил инерции в задней мертвой точке, при <? = 9, на стороне ц. в. д. будет:
П 830 2.0952 Л 0,4\
emax — g.% + £ )=* 9,81 • 0,4 [+г,ог 5ц
и на стороне ц. н. д. —1330 кг.
Так как вся энергия, накопленная движущимися массами за время ускоренного движения их, при замедлении опять освобождается, то площадь верхней части диаграммы сил инерции за время ускорения должна быть равна площади нижней части за время замедления. Для действия машины и непосредственно соединенного с ней насоса остаются силы, величину которых можно определить при помощи части фиг. 1055, заштрихованной вертикальными линиями.
Влияние сил инерции тем значительнее, чем больше массы и скорости их, а также чем больше отношение -j~ При скоростях до известного предела силы инерции дают возможность получить более плавную кривую полезного давления на поршень, так как большие силы в период впуска и сжатия в начале и конце хода поршня уменьшаются под действием сил инерции от ускоренного или замедленного движения масс. Но при расчете на прочность следует иметь в виду, что размеры частей должны быть достаточны, чтобы сопротивляться наибольшим силам, т. е. полному давлению на поршень, как это бывает при пуске в ход или при незначительных скоростях, когда силы инерции невелики.
С другой стороны, при очень больших скоростях и больших массах необходимо в основу расчета брать величину сил инерции, так как они превышают силы статического давления на поршень.
1 ц. в. д.—цилиндр высокого давления; ц. н. д,—цилиндр низкого давления.
25
с) Силы,,действующие в двигателях внутреннего сгорания
Второй главнейший тип поршневой машины-двигателя — это двигатель внутреннего сгорания. Эти двигатели делятся на: 1) двигатели, у которых воспламенение' (запал) газовой смеси производится помощью посторонней энергии (двигатели взрывного типа), и 2) на двигатели, у которых происходит самовоспламенение газовой смеси (типа Дизеля). Способ действия тех и других бывает в 4 или 2 такта, так что получаются уже 4 типа, которые могут быть и простого и двойного действия. Конструктивное выполнение их может быть самое различное, например, горизонтального типа, вертикального и др.
Фнг. 1056 показывает рабочую диаграмму четырехтактного двигателя внутреннего сгорания взрывного типа. При первом прямом ходе поршень двигателя всасывает смесь газа и воздуха при незначительном разрежении; этому процессу
рехтактного двигателя внутреннего его- тактного двигателя с самовоспламене-рання взрывного типа. нием, типа Дизеля.
соответствует линия ab (ход в с а с ы в а н и я). При втором, обратном, ходе газовоздушная смесь сжимается (кривая Ьс, ход сжатия). В точке с смесь воспламеняется, сгорает при быстром повышении давления и двигает поршень прямым ходом (кривая cdef, рабочий ход). В точке е открывается выпускной клапан, через который выходят продукты сгоранйя за время четвертого, обратного, хода поршня, выталкивающего их на протяжении пути от / до £ (ход выпуска). Описанный выше процесс вновь начинается в точке а и т. д. Наибольшее давление, которое принимают для вычисления силы, действующей на поршень, около 25 ат.
У четырехтактных двигателей с самовоспламенением (типа Дизеля) процесс протекает следующим образом (фиг. 1057).
В продолжение первого хода поршня (от а до Ь) всасывается воздух; в продолжение второго хода (от b дос) воздух так сильно и быстро сжимается, что температура его становится выше той, которая необходима для вспышки горючего. Во время третьего, рабочего, хода (до точки d) нагнетается Горючее, которое, вследствие высокой температуры сильно сжатого воздуха, воспламеняется и сгорает. От d до е газы расширяются, совершая полезную работу. В точке е открывается выпускной клапан, и сгоревшие газы выталкиваются поршнем из цилиндра во время четвертого хода выпуска (от f до g)- Давление, под которым происходит сгорание, достигает 30—35 ат.
Фиг. 1058 показывает кривую изменения (за два оборота вала) сил, действующих на поршень четырехтактного одноцилиндрового двигателя простого действия с самовоспламенением. Кривые, помеченные буквами аа, относятся к случаю, когда силы инерции не приняты во внимание, а помеченные буквами bb, когда они учтены. Последние кривые ясно указывают, что во время рабочего хода и хода сжатия силы 26
инерции разгружают передаточный механизм, во время же двух остальных ходов— нагружают. ’
У двухтактных двигателей удаление отработавших газов, а у двигателей взрывного типа также и наполнение цилиндра рабочей смесью, производятся не самым рабочим поршнем,
а вспомогательным или специальным насосом. Этим устраняются два хода поршня: для всасывания и для удаления отработавших газов. У двигателей с самовоспламенением процесс протекает, как показано на фиг. 1059. В конце рабочего хода в точке е открываются выпускные отверстия, через которые отработавшие газы удаляются помощью продувочного воздуха. Для равномерного удаление газов отверстия детгаются в виде прорезов, расположенных по ок-
Фиг. 1058. Кривая избыточного давления, действующего на поршень четырехтактного одноцилиндрового двигателя с самовоспламенением (за два оборота вала): а—а—силы инерции не приняты во внимание, b—b — силы инерции учтены.
ружности цилиндра. В то же самое время цилиндр наполняется свежим воздухом, который сжимается во время хода сжатия от b до с и, вследствие этого.
Фиг. ЮГО. Кривая избыточного давления, действующего на поршень у двухтактного одноцилиндрового двигателя: а—а— без учета сид инерции, Ь—Ь — с учетом сил инерции.
Фиг. 1059. Диаграмма давлений у двухтактного двигателя с самовоспламенением.
нагревается до температуры, необходимой для воспламенения горючего. На длине хода от с до d происходит сгорание нагнетаемого в цилиндр горючего. Давление образующихся от сгорания газов, как показывает кривая cde, действует на поршень двигателя,
27
Кривая избыточного давления на поршень двухтактного одноцилиндрового двигателя Дизеля простого действия, получающаяся для одного оборота, показана на фиг. 1060.
d) Определение сил, действующих в честях шатунного механизма
Если у машины, отдающей развиваемую ею энергию через вал, в какой-нибудь момент сила, действующая на поршень, равна Р кг, то для величины силы S, действующей по оси шатуна, находящегося под угломф к линии штока, имеем (фиг. 1061):
5 =-----:— кг\
COS ф
для силы, действующей на поверхность скольжения ползуна, имеем:
N=P • tg ф кг.
Для силы, действующей щийся под углом Ф кривошип, ном направлении получается формула:
D-_S cos(.f±4) = ^°ig=±) кг, (302)
Фиг. 1061. Силы, »».,».« , иориально» ша- в ">мг“™ направлении: тунном механизме. „ „ Psin(«rt6)
Т = 5 • sin (<р±ф) = —со^ кг\ (303)
знак относится к прямому ходу поршня, знак— к обратному ходу.^ила О'не производит полезной работы, тогда как сила Т вращает вал. Строго говоря, сила Р, действующая на поршень, не может быть ного механизма. Давления на валик ползуна и палец кривошипа отличаются друг от друга на величину,необходимую для преодоления трения ползуна, а также на величину сил инерции, получающихся при изменении скорости движения шатуна. У вертикальных машин вес частей с попеременно-возвратным движением, при ходе поршня вниз способствует увеличению полезного усилия на палец кривошипа, тогда как при обратном ходе поршня, вверх, на подъём частей должна быть затрачена определенная работа.
Сила Т так же, как и скорость поршня зависит от <? и Ф; следовательно, она зависит и от D отношения -j- и может быть получена по кривой избыточных давлений на поршень z. „ (sin ф±Ф)
(фиг. 1055) для поворота кривошипа на любой угол; при этом величину со$ - находят в табл. 112. Обыкновенно величины силы Т откладывают на перпендикулярах, проходящих через деления развернутой полуокружности описываемой пальцем кривошипа. Таким образом, принимая во внимание силы инерции, получают кривую касательных или вращающих сил, изображенную на фиг. 1062. Кривая дана для части 28
Т = S • sin (ф=^Ф) =
(300)
(301) на находя-в радиаль-
одинаковой для всех частей шатун-
Фиг. 1062. Кривая касательных усилий (для цилиндра высокого давления со стороны крышки машины, изображенной на черт. 1, прямой ход).
ц. в. д. со стофоны крышки машины, изображенной на черт. I. Часть индикаторной мощности затрачивается на преодоление сопротивлений в самой машине. Это учитывается уменьшением касательных сил Т, пропорционально механическому к. н. д •»), который у обычных машин составляет от 85 до 92°/0 (см. пунктирную кривую на диаграмме фиг. 1062).
Графически силу Т можно найти, пользуясь полярной диаграммой (фиг. 1063), которую получают, откладывая на соответствующих лучах силы Р согласно избыточных давлений (фиг. 1055), как это для примера показано для <р. Около полюса М в уменьшенном масштабе очерчивают окружность радиусом, равным длине кривошипа, и наносят положение шатуна СЕ (в данном случае СЕ = 5) • МС — линия, параллельная направлению шатуна, проведенная через конечную точку отрезка Р, отсечет иа вертикали отрезок MF, причем
COS ф
кривой
усилий
(доказательство см. в объяснениях к фи-ГУ₽' ^протяжении одного хода осршня величина силы Т сильно колеблется; в точках, где происходит изменение направления давлений, и в мертвых точках она равна нулю. Если работа машины должна передаваться валом по возможности равномерно, как это требуется для прядильного производства и для приведения в движение динамомашин, то необходимо устанавливать для выравнивания касательных сил тяжелый маховик, который накапливал бы энергию за тот промежуток,
Фнг. 1064. Изменение результирующей касательных усилий для машины, изображенной на черт. 1.
когда величины сил Т больше постоянного сопротивления W (фиг. 1062 и 1064), и опять отдавал бы ее, когда Т падает до величин, меньших сопротивления. Отсюда следует, что и скорость движения пальца кривошипа не вполне равномерна. Как видно из нижней кривой фиг. 1062, она должна возрастать, пока маховик накапливает энергию, и падать, когда он последнюю отдает. Наибольшая и наименьшая скорости должны соответствовать точкам пересечения кривой касательных сил с линией сопротивления.
Если на один вал одновременно действуют несколько поршней, то для получения результирующих касательных сил необходимо кривую касательных сил построить независимо для каждого цилиндра, полученные кривые начертить друг за другом, принимая во внимание относительное положение кривошипов, и ординаты сложить. Для машины, изображенной на черт. I, подобная кривая (фиг, 1064) для
29
цилиндра низкого давления сдвинута относительно кривой для цилиндра
высокого давления на -у, так как кривошип ц. и. д. на 90 опережает кривошип
ц. в. д.
Расположение кривошипов под некоторым углом друг к другу не только способствует преодоление мертвых точек, но и, как видно из диаграммы, дает возможность получить более равномерное распределение касательных сил.
Все изложенное выше относительно процесса изменения сил касается случая, когда производимая машиной работа передается дальше по назначению, например, для приведения в движение динамомашин или других рабочих машин, соединен* ных с валом машины валом. Если же рабочая машина приводится в движение от машины-двигателя посредством поршневого штока, как это показано на черт. 1 на примере двух насосов двойного действия, то часть производимой энергии расходуется непосредственно иа преодоление сопротивления, и только остаток помощью
шатунного механизма передается или маховику или другой стороне машины.
Процесс изменения давления в поршневом насосе может быть представлен прямоугольником (фиг. 1053), если не принимать во внимание колебаний давления от ударов в мертвых точках G и J. При ходе поршня по направлению нижней стрелки от G до Н он всасывает воду через всасывающий клапаи под разрежением д, соответствующим высоте всасывания. При перемене направления движения поршня, в точке Н, всасывающий клапан закрывается. Заключенная в насосе вода сжимается поршнем до давления pd ат и вытесняется через нагнетательный клапан в нагнетальиое пространство насоса. У насоса двойного действия в про должение одного хода с одной стороны поршня подучается разрежение (вакуум) ря, с другой — избыточное давление pd (фиг. 1002).
Если Fp—площадь насосного поршня, /в—площадь сечения штока с передней стороны насосного поршня, то давление на поршень за время прямого хода его будет:
PPi = Fp-p, 4 (Fp—f^pd = Fp(ps +pd) —f, • pd\ для машины, изображенной на черт. I (к ней отно* сится фиг. 1053), получим:
Ф»г. loes^w.em.enop»»..», Р,„ = ^ -28,5>(0,45+5,41 - . 7,5’ . 5,4 = 3490 Ю
учета давления насоса.
и для обратного хода:
Рр = Fp(Pa -Ypd} -f.-p. = ^- 28,5'3(0,45 + 5,4) - у • 7,5» • 0,45=3710 кг.
Так как эти давления в продолжение каждого хода не меняются, то процесс изменения сил изображается в виде прямоугольника.
Если этот прямоугольник наложить на уменьшенную пропорционально механическому к. п. д. диаграмму давления пара (фиг. 1065), то увидим, что за время впуска пара и за часть времени его расширения давление пара на поршень больше,; на дальнейшем же протяжении хода поршня — меньше, чем сопротивление, оказываемое насосом. Если на диаграмму нанести величины сил инерции, соответствующие нормальному ходу машины, то величина сил, передаваемь х шатунным механизмом, определится только из части диаграммы, заштрихованной вертикальными линиями. Следует обратить особенное внимание на то, что за вредоя периода сжатия приходится преодолевать сумму давлений пара и давления в насосе, т. е. в мертвой точке приходится преодолевать силу Рр -|- Pd, так что части шатун -
30
иого механизма, расположенные впереди парового поршня, именно: передняя часть поршневого штока, ползун, шатун, кривошип и вал, а также коренной подшипник находятся под действием упомянутой суммы давлений, на которую они и должны быть рассчитаны. Как сказано выше, силы инерции; незначительные при пуске в ход и при небольшом числе оборотов, можно
оставить без внима- „
НИЯ* Шток между фиг- Суммарное давление пара и насоса в передней мертвой точке, паровыми насосным
поршнями должен рассчитываться только по одному давлению, действующему в насосе (см. фиг. 1066, показывающую действие сил в передней мертвой точке).
Рис. 1067. Кривая касательных усилий в водопроводном насосе, изображенном на черт. I.
Диаграмму касательных усилий можно получить так же, как описано выше пользуясь величинами остаточных сил (вертикальная штриховка). Другой способ
Фиг. 1033. Шатун Клейна.
/? при постоянном отношении всегда
заключается в независимом построении кривой сопротивлений рабочей машины и в сравнении ее с таковой же кривой для машины-двигателя, как это сделано на фиг. 1067. При этом прямоугольная насосная диаграмма дает кривые, подобные синусоидальным. Соответствующим образом могут быть определены и сопротивления, которые получаются при приведении в действие конденсаторов, насосов для подачи горючей смеси у газовых двигателей и т. д. Толле [XIV, 4] рекомендует кривые сил инерции рассматривать самостоятельно, так как
можно пользоваться одинаковыми кривыми
касательных сил инерции, изменяя только ординаты их пропорционально основной
О • Фа величине — g-R
В. ОСОБЫЕ ФОРМЫ ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА
1. Шатун Клейна
Фирма Клейн, Шанилин и Бекер не делает ползуна и отдельных направляющих у.паровых насосов, а соединяет штоки парового и насосного цилиндров при помощи литой стальной или кованой скобы или вилки, в которой помещаются шатун и кривошип (фиг. 1068). Для свободного прохода их вилка'должна быть повернута иа некоторый угол относительно плоскости, в которой происходит движение шатуна и кривошипа. Необходимо иметь в виду, что шток должен быть достаточно прочным, так как от действия поперечной составляющей давления шатуна он работает на изгиб.
3i
2. Механизм с кулиссой
У этой конструкции (фиг. 1069) палец кривошипа вращается в „камне", который, двигаясь по окружности, описываемой пальцем, одновременно имеет прямолинейное,
попеременно-возвратное движение, нормальное к оси поршневого штока, и передвигается между, двумя направляющими в рамке, служащей для соединения парового и насосного штоков, так что шатуна, в собственном смысле этого слова, нет. Этот механизм применяется в компактных конструкциях паровых насосов, в прессах и т. д. У конструкции, представленной на фиг. 1069, паровой и насосный поршни
Фиг. 1069. Механизм с кулиссой.
имеют общую ось; ползун служит для вращения маховика, выравнивающего действие снл на поршни паровой и насосный и способствующего переходу через мертвые точки. Иногда штоки вместе с направляющими выполняют как одно целое, но это
влечет за собой изготовление дорогостоящих поковок. Вслед-
ствие действия в направляющих
высоких напряжений от изгиба, создаваемого давлением поршня, а также действия больших напряжений в штоке и в местах его соединения с рамой для направляю-
щих, создаваемых давлением пальца кривошипа, коне при небольших силах и радиусах кривошипа, вслед-
трукция эта применяется лишь
ствие большого
веса допустимы лишь незначительные скорости и числа оборотов. Трение здесь значительно и условия для смазки неблагоприятны.
Длина пути поршня будет (фиг. 1069):
х' = 7?(1 —cos <р),
Фиг. 1070. Механизм с кулиссой в дыропробивном прессе
скорость поршня
с' — v • sin f
и ускорение
,, с*2
О = д- COS К
Все эти величины согласно
Фиг. 1071. Кулисса с качающим движением (схема).
формулам (287), (289) н (295), рав-
ны аналогичным величинам для нормального шатунного механизма, имеющего шатун бесконечной длины.
Применение простейшей фор,мы этого механизма к ножницам илн к дыропробивному прессу показано на фиг. 1070. На конце вала W эксцентрично расположена цапфа Z, которая при помощи ползуна, нормально к направлению движения последнего передвигает в направляющих часть S с прикрепленным ножом или пуансоном. Удельное давление на подобную цапфу можно брать до 200 кг/см'2.
3. Кулисса с колебательным движением
Эта конструкция, главным образом, применяется у станков, чтобы резцу или обрабатываемому предмету (столу, к которому он крепится) сообщить ускоренный обратный (холостой) ход. Ползун головки кривошипа С (фнг. 1071) передвигается в прорезе рычага DE и приводит в движение или стол или салазки S непосред-
32
ственно или помощью короткого шатуна. Точка Е совершает колебательные движения по дуге АВ окружности. В продолжение рабочего хода кривошип повертывается на угол, равный 2а; в продолжение холостого хода на угол, равный 20. Углы эти можно получить, проведя нормаль из точки М к крайним положениям рычага DA и DB.
Средние скорости и vr обоих движений обратно пропорциональны временам, необходимым для поворота кривошипа, соответственно, на углы а и 0, или самим углам, т. е.
vr а
Зная скорость v движения пальца кривошипа, можно получить скорость с в любом положении стола следующим образом. Скорость движения точки С в направлении, перпендикулярном к рычагу 'DE, будет
1 FC FC
• V, = V - -- -- = V •-,
1 СМ г ’
^-ЁО CD
где F— основание перпендикуляра, опущенного из точки М h^ CD; скорость движения трчки Е в направлении, перпендикулярном к рычагу DE, будет
ED v = о.
а 1 CD и скорость стола GD
Фиг. 1072. диаграмма скоростей кулисы с качающим движением.
GD-FC
v
ED г CD
Если точки С и G соединим прямой и через точку F проведем прямую, параллельную прямой СО, которая пересечет DG в точке Н, то получим:
GH = GD
FC CD
GLf • ГС V
или GH = —=— или c= — CD r
GH.
Определение скорости с облегчается еще и тем, что точка F лежит на окружности, описанной на отрезке MD, так что для любого положения рычага DE, необходимо отыскать только точки пересечения его С н F с окружностями, описанными около центра М и на отрезке MD, и провести прямую, параллельную СО, через точку F. Величина рабочей скорости достигает максимума, когда палец кривошипа С находится в наивысшей точке окружности, им описываемой; придерживаясь обозначений фиг. 1071, в соответствии с кривой скорости колебательного движения, осуществляемого данной конструкцией (фиг. 1072), для величины q получим:
Величина скорости при холостом ходе достигает максимума, когда палец кривошипа находится в наинизшей точке окружности, ею описываемой:
= (305)
О
Ретш е р. Детали машин, т. 11»
33
Фиг. 1073 показывает применение описанной конструкции к поперечно-строгальному станку (шепинГ}- Палец С прикреплен к зубчатому колесу вращаемому шестерней Zv сидящей на валу UZ2, который, в свою очередь, вращается помощью ременной передачи и ступенчатого шкива S. Направляющая ползуна совершает колебательное движение около втулки D, в которой вращается вал U7a. Верхняя
Фиг. 1073. Привод поперечно-строгального станка (шепинг) с качающейся кулиссой движением.
часть Е рычага помощью захватов К передвигает супорт Т, к которому прикрепляется резец U. Супорт Т, по отношению к ведущим его захватам К, можно переставлять помощью винта рукоятки G. Верхняя часть рычага Е выполнена в виде вилки для того, чтобы между щеками вилки, в отверстия в станине О, можно было пропускать длинные, небольшого диаметра, валики, в которых необходимо прострогать дорожку для шпонки.
ГЛАВА ПЯТНАДЦАТАЯ
ЦАПФЫ, ШЕЙКИ И ПЯТЫ
I. НАЗНАЧЕНИЕ И ГЛАВНЕЙШИЕ ФОРМЫ
Цапфы, шейки и пяты служат для осуществления колебательного или вращательного движения двух частей машины друг относительно друга. Они представляют тела вращения и бывают частично или полностью охвачены другим, полым телом: втулкой, вкладышем, ступицей, в которых они вращаются, или которые вращаются вокруг их оси. В зависимости от направления дей- г
Фиг. 1075. Пята.
Фиг. 1074. Шип или цапфа.
ствующих сил различают: цапфы или шейки, у которых вся нагрузка или ее большая часть действует нормально к оси вращения и пяты, у которых сила дей-
шая часть действует нормально к оси вращения и пяты, ствует преимущественно вдоль оси вращения (фиг. 1074 и 1075).
На помещенных здесь фигурах показаны главнейшие формы: фиг. 1076 —цилиндрическая концевая цапфа; фиг. 1077 — цилиндрическая шейка, помещающаяся в средней части оси или вала. Если на цапфу или шейку действуют незначительные усилия по направлению их оси или если они должны быть предохранены от сдвига в том же направлении, то они с одной или с обеих сторон снабжаются опорными поверхностями или заплечиками. Конические цапфы (фиг. 1078 и 1079) применимы в случае действия сил вдоль оси цапфы и нормально к ней;
такой цапфы представляет цельную, неразрезанную втулку, его можно легко подтягивать.
Фиг. 1076. Цилиндрическая цапфа.
фиг. 1077. Цнтии-'дрнческая шейка.
Фиг. 1078—1079. Конические цапфы.
если вкладыш
35
Фиг. 1080 показывает торцовую пяту, фиг. 1081—кольцевую пяту, фиг. 1082 — гребенчатую пяту с несколькими упорными кольцами. При необходимости иметь направляющую или при действии боковых усилий применяют подпятник, соединенный с подшипником (фиг. 1083).
Фиг, 1082. Гребенчатая пята.
Фиг. 1080. Простая пята.
Фиг. 1081. Кольцевая пята.
Фиг. 1083. Подпят-вик в соединении с подшипником.
Фиг. 1084. Шаровая пята.
собственной оси, шаровые цапфы допускают отклонение в сторону, т. е. движение в пространстве. Шаровая форма (фиг. 1084) может быть применена и для цапфы и для пяты.
11. ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ
< Различают неподвижные н вращающиеся цапфы. Назначение первых заключается в обеспечении возможности установки детали, с которой они соединены, в соответствии с действующими силами, например, для подвешивания какой-нибудь детали на шарнире (фиг. 895). В большинстве случаев они находятся в состоянии покоя, и движения их бывают очень ограничены, так что установка их во втулке или подшипнике может производиться без
с м а з к н. Все же вращающиеся цапфы, шейки и пяты должны смазываться для уменьшения трения и изнашивания.
Цапфы, шейки и пяты рассчитываются на удельное давление, на прочность и, если они работают с большими скоростями, на нагревание.
Вкладыш не должен охватывать вращающуюся цапфу очень плотно. Между поверхностью цапфы и вкладыша должен оставаться определенный зазор, заполняющийся смазкой. Находясь в покое, цилиндрическая цапфа в цилиндрическом вкладыше, имеющем соответственно несколько больший диаметр, распо-
Фиг. 1085. Положение цилиндрической лагается вдоль нижней образующей, как пока-
цапфы в полуоткрытом подшипнике. зано на фиг. 1085 пунктиром. Если же цапфа
начинает вращаться по стрелке /, то она захватывает приставший к ней смазочный материал и переносит его на рабочие поверх-
ности; при этом она сама приподнимается, так как захватываемая ею смазка должна протекать через зазор между цапфой и вкладышем. Если бы течение масляного слоя не сопровождалось потерями, то приподнимание "происходило бы в вертикальной диаметральной плоскости с образованием симметричного масляного слоя и симметричного распределения давления по обе стороны от нее. Но вследствие неизбежных потерь давление при выходе масла из-под цапфы меньше, чем на другой стороне. Поэтому цапфа сдвигается в сторону по стрелке 2, от А к В (т. е. в противоположном направлении, чем это можно было бы ожидать при вращении цапфы во вкдадыше при отсутствии смазки). Для сравнения на фиг. 1086 представлен фотографический снимок, изображающий цапфу диаметром V7= 70 мм, которая от
36
Фиг. 1086. Цилиндрическая цапфа во время вращения.
электродвигателя посредством гибкого вала приводится во вращение по направлению стрелки в кольце R, шириною в несколько сантиметров, заполненном смазкой. Снимок показывает положение цапфы во вкладыше при вращении.
Во время покоя смазочный материал выдавливается валом или цапфой, отчего между ними и вкладышем получается непосредственное соприкосновение металлическими поверхностями, и в первый момент, когда цапфа начинает вращаться, получается значительное трение (режим сухого трения). Если бы соприкасающиеся поверхности были совершенно глад-<ими, то чрезвычайно тонкого масляного слоя (примерно толщиною в 0,0001 мм) было бы достаточно, чтобы получился режим жидкого трения, пру котором покрывающая цапфу масляная пленка могла бы скользить по слою масла, находящемуся на поверхности вкладыша, и трение было бы очень незначительным. При значительной толщине масляного слоя образуется несколько слоев, скользящих друг по другу со скоростями, возрастающими от 0 до v м/сек.
Но вполне гладких поверхностей практически получить
нельзя. По измерениям проф. Берндта мы имеем следующие величины неровностей на обработанных, незакаленных поверхностях деталей из мартеновской стали.
Таблица 113
Высоты неровностей на обработанных поверхностях деталей из незакаленной мартеновской стали в мм '
1
2
3
4
5 С
7
8
Поверхность обточена...........................
обточена и опилена полуличной пилой............
обточена и опилена личной пилой................
опилена и зачищена наждачным полотном № 1 . . отшлифована на шлифовальном круге..............
опилена и зачищена полотном № 00 или закалена и отшлифована..............................
притерта на чугунной плите (только для плоских поверхностей)..................................
закалена -и особенно тщательно притерта на чугунной плите .....................................
0,03—0,04
0,02—0,03
0.01—0,02 0,006—0,007 0,004—0,005
0,003-0,004
0,001-0,003 « 0,0001
Цапфы, шейки и пять^Должны быть тщательно обработаны (как указано в графах 1—6, табл. 113), чтобы средняя величина неровностей составляла с, = 0,005 мм. Та же величина 82 = 0,005 мм должна быть принята и для точно обработанных вкладышей. В аккуратно расточенном вкладыше принимают: на поверхности баббита о2 = 0,015, бронзы 8a = O,O2 мм.
Если цапфа находится в состоянии покоя, то в каком-нибудь месте ее поверхности наибольшее возвышение будет находиться в наибольшем углублении во вкладыше. Когда же цапфа начнет вращаться и установится режим жидкого трения, т. е. соприкосновения металлических поверхностей не будет, то в самом узком месте а (фиг. 1085) цапфа должна будет подняться по крайней мере на сумму величин неровностей, например, при тщательной обработке цапфы и вкладыша на 0,01 мм. Если размер неровностей различен, например, в случае шлифованной цапфы и аккуратно расточенного вкладыша, при 8, = 0,005 мм и 82 = 0,02 мм, цапфа при покое будет входить своими неровностями в углубления на поверхности вкладыша на величину только 28„ и на такую же величину цапфа будет приподниматься при вращении. В этом случае, когда цапфа и вкладыш своими неровностями касаться не будут, т. е. когда возвышенность на поверхности вращающейся части будет проходить над возвышенностью на поверхности неподвижной части, наименьшая толщина слоя смазочного материала будет составлять:
h = 8х-|-82.
37
Количество захватываемого цапфой масла, а следовательно, и толщина смазывающего слоя в наиболее узком месте, через которое масло принудительно должно пройти, возрастает с увеличением скорости. У каждой цапфы, вращающейся в определенных условиях работы, имеется вполне определенное число оборотов, при котором достигается требуемая толщина смазывающего слоя и устанавливается режим жидкого трения. Если же цапфа вращается с меньшей скоростью, то часть нагрузки воспринимается маслом, заполняющим углубления поверхности, и образование непрерывного масляного слоя, на котором цапфа могла бы плавать, становится невозможным, так как возвышенные места поверхности разрывают масляный слой. Если возвышения эти частично касаются друг друга, то получается соприкосновение металлических поверхностей; устанавливается состояние, которое можно охарактеризовать названием режим .полужидкого* трения. Развивающееся при этом сопротивление лежит в границах между трением покоя и установившимся жидким трением. Как только достигается упомянутое выше число оборотов, возвышенные неровности поверхностей перестают задевать друг за друга, и цапфа начинает .плавать8 на масле, не подвергаясь изнашиванию.
Принимая во внимание изложенное, можем сказать, что в первый момент, когда цапфа начинает вращаться,трение твердых тел заменяется .полужидким8 трением, так как смазочный материал, который во время покоя удерживается между цапфой и вкладышем или подводится к цапфе при движении, вследствие способности приставать, распределяется по трущимся поверхностям. С увеличением числа оборотов толщина смазывающего слоя на вращающихся поверхностях увеличивается, причём сопротивление трения быстро падает. Это явление продолжается до некоторого определенного числа оборотов, при котором масляный слой делается настолько толстым, что неровности цапфы и вкладыша перестают соприкасаться, И меЛду их поверхностями образуется сплошной масляный слой. При этом устанавливается наивыгоднейший для работы режим жидкого трения, при котором цапфа с весьма незначительным сопротивлением плавает по масляному слою. Если упомянутое выше число оборотов не достигается, то устанавливается режим полужидкого трения, при котором происходит изнашивание.
Все изложенное относится к цапфам и шейкам, нагруженным и вращающимся постоянно в одном направлении, как это по большей части бывает у приводных механизмов, водяных и паровых турбин, электродвигателей и т. д. При этом весьма существенное значение имеет образование клиновидного смазывающего слоя (фиг. 1085), толщина которого все время уменьшается от размера Н в месте b до размера h в месте а (наиболее узком).
Но условия эти меняются, если цапфа или шейка, хотя и вращаясь в том же направлении, находятся под действием сил, направление которых меняется, или когда часто меняется направление вращения, или движение становится колебательным. Первый случай имеет место, например, в паровой машине двойного действия у шеек кривошипного вала, которые под действием сил, передаваемых шатунным механизмом, прижимаются попеременно то к одной, то к другой стороне вкладыша. Третий случай имеет место у крейцкопфного болта. При этих условиях образование клиновидного непрерывного масляного-слоя, способного поддерживать шейку, бывает затруднено, а иногда и совсем невозможно. Назначение смазочного материала в этих случаях, особенно в первом, несколько другое: он должен смягчать удары, которые при перемене направления сил происходят у несмазанной шейки вследствие зазора между ней и вкладышем. При вращении шейка переносит приставшее к ней масло на ненагруженную сторону вкладыша; при перемене направления сил масло воспринимает удар, само же при этом из-под шейки выдавливается. Толщину смазочного слоя можно поддерживать настолько значительной, чтобы неровности рабочих поверхностей непосредственно не соприкасались, тогда изнашивания не будет; это с успехом достигается при подведении смазочного масла под достаточно большим давлением, В большинстве же случаев приходится удовлетворяться режимом полужидкого трения, и, следовательно, изнашивание остается. То же самое бывает и у большинства цапф и шеек с колебательным движением, ~у_которых трудно подвести большое количество смазочного материала к ра.бочим поверхностям
за \
Для пят можно использовать все преимущества режима жидкого трения, как то: незначительное сопротивление вращению и предотвращение изнашивания; для этого необходимо добиваться образозания клиновидного масляного слоя, способного поддерживать пяту. Первым осуществил подобную смазку Митчелль.
Ш. ОСНОВЫ РАСЧЕТА ЦАПФ, ШЕЕК И ПЯТ
А. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЯ ПО ПОВЕРХНОСТИ
Если элемент поверхности цапфы обозначим через df (фиг. 1074 и 1075), угол наклона его к вертикальной плоскости^ или оси цапфы через а, а удельное давление на ее поверхности через р, то сила, действующая на данный элемент поверхности, будет р • df. Условия равновесия требуют, чтобы было выполнено равенство
Р= Jр - df cos а, »
т. е. чтобы сила Р равнялась сумме всех составляющих элементарных сил, направленных параллельно Р.
Не имея дальнейших данных о величине и распределении давления р, интеграл вычислить нельзя. Проще всего для всех элементов поверхности взять р одинаковым. Это предположение, хотя и не вполне соответствует действительности, все же допускает сравнение и расчет новых цапф подобных форм. Если в приведенное выше уравнение подставить значение этого „среднего удельного давления", то оио примет вид:
Р = pfdf • cos а.
Но так как df-cosa есть проекция элементарной площади на плоскость, нормальную к направлению силы, то $ df • cos а будет представлять проекцию У7 всей опорной поверхности на ту же плоскость, т. е.
Р=р>Г или р
Р = у • (306)
Действительно, если за элементарную площадь df принять прямоугольник (фиг. 1074), со стороной dl, параллельной длине цапфы, и -стороной da, перпендикулярной к первой, то в проекции, на плоскость, перпендикулярную к направлению силы Р, т. е. в горизонтальной проекции, dl остается без изменения, тогда как da уменьшается до rfa-cosa. Следовательно, проекция площади df=dl-da будет
dl-da- cosa = d/- cos a.
Для цилиндрических цапф или шеек (фиг, 1074) f=d- I, отсюда:
р=3^; (зол
для пяты (фиг. 1075)/' = ^-(</а8—df) или
р = ----------- (308)
^(df-df)
Действительное распределение давления по поверхности будет зависеть от того, смазана цапфа или нет. В первом случае решающее значение имеет смазывающий слой, через который передается нагрузка; по краям вкладыша слой этот легко сдает, так что в этом месте давление бывает меньше, как это показали
39
исследования Б. Тауэра над вращающейся смазываемой цапфой (фиг. 1087). Вкладыш имел три отверстия АВС, параллельные оси цапфы. Помощью радиальных отверстий 1, 2, 3 можно было измерять манометром давление в девяти различных местах вкладыша. Центральный угол охвата цапфы вкладышем —154°. Ее проекция на плоскость, нормальную к направлению силы,—/' = 9,9 • 15,2 = 149,5 см2. При указанном на фиг. 1087 направлении вращения, при 150 об/мин и при нагрузке Р= 3632 кг илн Р = jr — ц-g = 24,3 кг/см2 (среднее удельное давление), были определены давления, помеченные на фиг. 1087 точками. На
основании кривых, вычерченных по этим точкам,
Фиг. 1087. Распределение давления на поверхности цапфы по Тауэру.
Тауэр получил представление о распределении давления. Наибольшая величина, указываемая кривой 1 на фиг. 1087, справа вверху — 45,1 кг/см2. Давление это в 1,85 раза больше среднего и действует в точке, лежащей за вертикальной диаметральной плоскостью, считая по направлению вращения цапфы. Хотя центры тяжести площадей, очерченных кривыми 1 и 3, и лежат влево от вертикали, проходящей через центр цапфы, тем не менее 'предположить, что средняя сила Р,
с которой шейка прижимается ко вкладышу, также сдвинута в том же направлении, вообще нельзя. Можно предположить, что кривые левой части круче, чем вычерченные, так что давление уже в пределах вкладыша падает до 0. В продольном направлении измерено давление на протяжении от конца вкладыша до середины его и принято симметрично распределенным относительно середины вкладыша. Но неправильная сборка, прогиб вала
Фиг. 1088. Неравномерное распределение давления на поверхности цапфы.
и упругие деформации длинных цапф и шеек могут быть причиной весьма неравномерного распределения давления (фиг. 1088), сдвига силы Р и больших давлений по краям вкладыша.
Если среднее давление р выбирать, руководствуясь примерами уже исполненных конструкций, то, при нормальйых условиях, наибольшая величина его не перейдет за допустимые пределы. Расчет, основанный
на величине удельного давления р, имеет характер только сравнительного расчета и не дает представления о величине действительного давления. Не следует забывать, что обычные величины, конечно, не могут относиться к цапфам я шейкам
40
ненормальной формы; например, рискованно их применить к коротким цапфам и шей кам, у которых смазочный материал легко вытесняется в стороны.
У подшипника диаметром 200 ж.и и длиною 400 мм для паровой турбины фирмы AEG в Берлине (фиг. 1089) Лаше [XV, 11] нашел, что при окружной скорости цапфы 30 м/сек или при 3000 об/мин, давление в средней поперечной плоскости D распределяется в нижнем вкладыше согласно кривым, показанным на фиг. 1090 слева, около которых проставлены величины среднего удельного давления р. Как показывает помещенная ниже таблица, наибольшие значения величии от 6 до 2,4 раза больше средних.
Р....................
Ртах.................
Р mas................
Фиг. 1089. Подшипник турбогенератора в 10000 л. с. фирмы AEG, Берлин.
1 6,5 10 15 20 кг/см?
6 18 25,5 36,6 49,5
6 2,8 2,6 2,4 2,5
Р
В плоскости В, удаленной на 50 мм от края вкладыша, действительное давление масла падает до величин, показанных на фиг. 1090 справа. Рабочая поверхность
Флг.1090. Распределение давления в подшипнике фиг. 1089 в зависимости от среднего удельного давления по Лаше.
вкладыша была строго цилиндрической; диаметр его был на 0,34 мм больше диаметра цапфы. Масло поступало в подшипник через отверстие / (фиг. 1089) и далее по широкому каналу в плоскости разреза вкладыша, имеющего форму клина и постепенно сходящему к поверхности цапфы. Два отверстия II служили для выпуска масла. На поверхности вкладыша совершенно не было обычных канавок для масла, чтобы слой смазочного масла не прерывался и правильность его потока не нарушалась. Верхняя половина вкладыша в средней части имела большой зазор, чтобы использовать его для пропуска большого количества масла, расход которого в данном опыте доходил до 20 кг/мин. Сделано это было для отведения развивающейся при работе подшипника теплоты.
Значительное влияние на величину и распределение удельного давления имела скорость на окружности цапфы, как то показывает фиг. 1091; левая часть ее дает значения давления, найденные в средней плоскости D при нормальной нагрузке подшипника р = 6,5 кг/см?.
С увеличением скорости наи= большая величина давления возрастает: при 20 м/сек оно в 2,5 раза, при 60 м/сек — в 3,7 раза больше
41
среднего давления р. Кроме того, давление все более и более сосредоточивается в средней части вкладыша. Гораздо меньшее влияние имеет скорость на распреде-
ление давления в частях поверхности, лежащих по краям вкладыша, как то показы-
вает правая часть диаграммы для плоскости С.
Уменьшение длины вкладыша с 400 до 300 мм довольно значительно повышает местные давления в средней плоскости, как видно из фиг. 1092. Кривая, вычерченная пунктиром, дает представление о распределении давления на поверхность у подшипника диаметром 200 мм и длиною 400 мм при нагрузке 12000 мг и при удельном давлении р=15 кг/см3. Кривые, вычерченные сплошной линией, для р— = 15 к: 1см2 и р — 20 кг/см2 для подшипников более узких могут служить для сравнения, причем указываемые ими величины соответствуют той Нее полной нагрузке —12 000 кг.
Фиг. 1091. Распределение давления в подшипнике фиг. 1089 при различных скоростях цнпф при среднем удельном давлении р = 6,5 кг/см* по Л а ш е.
Фиг. 1092. Давление в средней плоскости D подшипника (фиг. 10з9) b сравнении с подшипником длиною 300 мм по Лаше.
Книга Ла ше содержит большое число данных по вопросам о влиянии температуры поступающего масла, способа подведения его, расхода его, зазора между вкладышем и цапфой, а также о влиянии отношения длины вкладыша к диаметру [XV, 11].
На основании приведенных опытов нельзя делать каких бы то ни было выводов
относительно распределения давления у цапф и шеек, работающих без смазки, т. е. при непосредственном соприкосновении шейки и -вкладыша своими поверхностями. Если принять, что обработка и притирка цапфы к вкладышу будут сделаны тщательно, то вероятно, при работе без смазки, давление будет распределяться значительно равномернее.
Теория трения, цапфы и шеек, принадлежащая Рейе (Reye) [XV, 1], в основу которой положено условие, что при
изнашивании цапфа и вкладыш продолжительное время при- Фиг. 1093. Распределение летают друг к другу, как будет показано ниже, усту- давления по Рейе. пает теории гидродинамической. Для цилиндрической цапфы теория Рея дает распределение давления по поверхности, показанное на фиг. 1093. По направлению оси давление везде одинаково;: в поперечном же направлении оно достигает наибольшей величины в средней плоскости. Как видно, результаты эти не сходятся с результатами опытов, и поэтому применение этой теории к цапфам рассматриваться не будет.
42
У пят также нельзя рассчитывать на равномерное распределение опорного давления. У торцевых плоских пят наибольшее давление будет в центре; у кольцевых— на внутренней кромке, так как масло под действием центробежной силы отбрасывается к наружной кромке пяты и там вытекает. Это подтверждается и теми наблюдениями, что заедание пят распространяется по направлению от центра, если это происходит от движения, а не вызвано причинами случайными или загрязнением смазочного материала. По теории Рея, изложенной вкратце ниже, давление в центре плоской торцевой пяты достигает бесконечно большой величины и уменьшается по направлению к наружной кромке по гиперболе.
9 В. СМАЗКА ЦАПФ, ШЕЕК И ПЯТ
Назначение смазки заключается в уменьшении трения при вращении цапф и т. п. Вместо значительного трения скольжения между двумя твердыми телами, которое возникает при вращении цапфы без смазки, в смазывающем слое, который образуется между цапфой и вкладышем, получается значительно меньшее .жидкое" трение. При смазке непосредственное соприкосновение твердых тел более или менее устраняется, а при известных условиях устраняется полностью. Как следствие, уменьшаются все явления, сопутствующие трению твердых тел друг о друга: большое изнашивание, большая затрата работы и сильное повышение температуры, вследствие преобразования работы трения в теплоту.
1. Требования, предъявляемые к смазочному материалу
времени; кроме того смазочные материалы должны
9 W
S i
Л
100'
60
80
го «0 - » Температура
Фиг. 1094. Вязкость различных сортов масла по Энглеру (Институт по механическому испытанию материалов, Берлин).
Чтобы смазочные материалы смогли выполнять свое назначение, они должны удовлетворять многим условиям.
а) Они должны смачивать смазываемые части и хорошо к ним приставать, что должно обеспечивать подвод к опорным поверхностям необходимого количества смазки в единицу обволакивать цапфу слоями, которые могли бы скользить друг по другу. Слой смазки, охватывающий цапфу, увлекается последней с той же скоростью, с которой она вращается сама; слой этот скользит по сопри- i касающемуся с ним наружному слою и т. д. и, наконец, последний по неподвижному слою на поверхности вкладыша. Для э того способность смазочного материала приставать к металлическим поверхностям должна быть больше внутреннего трения. Поэтому жиры и масла, обладающие этим свойством, пригодны Для смазки. Наоборот, вода, в случае движения металлических частей незначительное внутреннее трение, так как сна не обладает свойством образовывать на металлической поверхности хорошо пристающего слоя. Она хорошо держится на опорных поверхностях цапф и пят из твердого дерева у турбин, работающих под *одой, и в этом случае дает удовлетворительную смазку.
Ь) Смазочные материалы должны обладать незначительным внутренним трением, т. е. при взаимном передвижении отдельные частицы их должны оказывать незначительное сопротивление. Внутреннее трение весьма существенно влияет
друг по другу, непригодна для смазки, несмотря на
43
-на сопротивление трению в цапфе, пока имеется достаточное количество смазочного материала на скользящих друг по другу поверхностях. Разные материалы можно сравнивать по величине относительной вязкости, определяемой при помощи вискозиметра Энглера. Прибор этот определяет (в секундах) время, необходимое для истечения 200 см3 жидкости, через вертикальную трубочку длиною 20 мм, имеющую вверху диаметр 2,9 мм и- внизу 2,8 мм. За единицу вязкости (градус) принимается время, необходимое для истечения, при равных усло-
виях, того же количества воды с температурой -20° (время от 50 до 52 сек.). Масло, требующее для истечения промежут® времени 300 сек., имеет вязкость 6 градусов Энглера, если за единицу принять такую вязкость, при которой время истечения составляет 50 сек. Диаграмма фиг. 1094 дает кривые вязкости четырех различных сортов масла по определению механической лаборатории в Лихтерфельде, под Берлином. Вязкость сильно зависит от сорта масла и его температуры. Все масла с повышением температуры становятся менее вязкими; при высокой температуре все они имеют приблизительно одинаковую вязкость.
Абсолютная вязкость ?! смазочного материала изме-кг • сек
ряется в —; она по отношению к вязкости в градусах Энглера находится (по У б бело де) в следующей зависимости: т; = 7^0,00074 £ — °’0lg64), (309) где 7 — вес единицы объема в кг/дм3, а Е — вязкость смазочного материала в градусах Энглера.
Эта зависимость представлена графически на фиг. 1095, где вязкость в градусах Энгле-
Фиг. 1095. Зависимость между вязкостью, выраженной в градусах Энглера, и абсолютной вязкостью.
ра нанесена вдоль оси абсцисс, а абсолютная вязкость — в направлении оси ординат. Пунктирная линия дает небольшие значения, для которых отсчет производится по нижнему и правому масштабам, а сплошная линия — большие значения, для которых отсчет производится по верхнему и левому масштабам.
Зависимость между абсолютной вязкостью ц и температурой t может быть представлена кривой, имеющей уравнение вида:
(0,1 £)* = /,
(ЗЮ)
где показатель z зависит от соответствующего состава смазочного масла, a i—постоянная величина, именно, абсолютная вязкость при £=10°. Величина г указывает, имеем ли мы дело с жидким или густым маслом. Фальц [XV, 20] берет z = 2,6 и предлагает масла, характеризующиеся подобной вязкостью, считать за нормальные
44
а при расчетах на трение различать 8 сортов, приведенных в табл. 114. Числовые значения вычислены, принимая в среднем вес единицы объема 7 = 0,9 кг!дмл.
Если величина I известна, а температура определена с точностью до 5°, что практически вполне достаточно, то значения для г) могут быть взяты из табл. 114.
Таблица 114
Нормальные масла по Фальцу
Температура t 10’ 25’ 50’ 75’ 100’
Нормальное масло 24 Е 1,061 = / 143 24 8.4 3,9 Цилиндровое масло
'I 0,0980 0,0161 0,0056 0,0027
16 7 0,706 = i 95 16 5,0 2,8
У ' 0,0652 0,0107 0,0037 0,0018
12 Е 0,535 = / 72 12 4,4 2,25 Тяжелое для подшвпнв-
0,0494 0,0081 0,С023 0,(013 машинное ков тяжелых
8 Е 0,350 = / 47,2 8 1,7 масло двигателей
V 0,0324 0,0053 0,0018 0,00088
6 Е 0,259 = i 35 6 2,4 1.5
г 0,0239 0,0039 0,0014 0,00065 Среднее ДЛЯ подшип*
я 4 Е 0,167 = / '22,5 4 1.8 1.25 машинное масло ников двигателей
ч 0,0154 0,0025 0,00088 0,00042 » для турбогенераторов в легких двигателей
» 3 Е г 0,119 = / 16 0,0110 а. 0,0018 1.5 0,00063 1.15 0,00030 Легкое машвн-вое масло
2 Е 0,069 = / 9,3 2 1.2 1,05 Веретавное быстроходных
0,0064 0,0011 0,00036 0,00017 масло для слабо нагруженных валов
<= 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55°
7] = Z 0,349/ 0,240/ 0,0923/ 0,0575/ 0,0385/ 0,0272/ 0,0215/ 0,0152/ 0,0119Z
t = 60 65 70 75 80 85 90 95 100°
т; = 0,00948/ 0,00770/ 0.00635Z 0,00531/ 0,00449/ 0.00383Z 0,00330/ 0,00287/ 0,00251/
Для уменьшения трения рекомендуется применять более жидкие масла; однако при больших удельных давлениях образуется недостаточно толстый слой смазки, и -масло выдавливается из зазора между цапфой и вкладышем легче и быстрее. Чем жиже смазочное масло, тем быстрее наступает режим полужидкого трения, а затем и режим сухого трения, так как масло растекается в стороны прежде, чем цапфа успеет покрыться новым слоем масла, захватывая его из канавок во вкладыше. Поэтому смазочные масла следует выбирать тем более густые и вязкие, чем больше удельное давление и чем выше температура, при которой работает подшипник. То же самое относится к машинам, работающим периодически. У подъемных машин и станков при незначительных скоростях цапф и шеек предпочитают пользоваться густыми или твердыми смазочными материалами, так как жидкие во время остановок легко вытекают, отчего смазка во время пуска в ход бывает недостаточна. При начале движения тяжело нагруженных и быстро вращающихся цапф чрезвычайно важно, чтобы смазка их с самого начала была вполне достаточной. У больших турбогенераторов для этой цели устраивают специальные вспомогательные насосы, которые уже при пуске машины в ход доставляют достаточное количество смазочного материала и находятся в действии до тех пор, пока не установится работа главных масляных насосов. .
с) Кроме этого, от хорошего смазочного материала требуются следующие качества: отсутствие механических и химических примесей, особенно воды и кислот, разъедающих машинные части; за время продолжительной работы, или при долговременном пребывании под действием атмосферного воздуха, смазочный материал не должен изменяться—осмоляться, высыхать, сгущаться и окисляться; ни при обыкновенной ни при повышенной температуре он не должен испаряться во время работы, и температура всаышки его полжна быть достаточно высока.
45
2. Виды смазочных материалов
В настоящее время применяются, главным образом, смазочные материалы минерального происхождения, реже растительного или животного. По роду и происхождению масла различают (согласно нормам Общества германских специалистов железоделательной промышленности, помещенных в .Инструкции") [XV, 19]:
а) смазочные масла из нефти,
Ь) масла из бурого угля, сланца и каменного угля,
с) смешанные масла,
d) смазочные жиры.
Первую группу подразделяют на:
а) продукты фракционной отгонки из нефти, получаемые при умеренных температурах;
Р) продукты рафинации, получаемые путем фильтрования или химической обработки и свободные от кислых, основных и смолистых составных частей;
Т) масла, отгоняемые из нефтяных остатков при более высоких температурах.
Масла группы Ь) добываются помощью перегонки каменноугольной, буроугольной и сланцевой смол (дегтя).
Смешанный масла получаются смешиванием между собою различных сортов масел групп а) и Ь) или добавлением других сортов.
Смазочные жиры бывают растительного и животного происхождения. Кроме того, к этой же группе относят различные остатки, которые получаются при добывании описанных выше минеральных масел. При обыкновенной температуре они бывают или твердыми или подобными мази.
Компаунд-маслами, независимо от описанных выше групп, называются чистые мин ?ральные масла, к которым добавлены или смазочные жиры или жирные кислоты, растительные или животные.
Смазка подшипников жидкими маслами производится помощью смазывающих колец, цепочек и т. п. Отвод масла требует применения специальных конструкций, чтобы предотвратить разбрызгивание. При грубых поверхностях вкладышей рекомендуется добавлять незначительное количество графита. Применять его следует в небольших количествах и не слишком долго, так как он забивает подводящие масл трубки и распределяющие канавки. Загрязнившееся масло можно очищать фильтрованием и затем применять вновь. Правильная масляная смазка быстро вращающихся деталей лучше смазки жирами.
Применение жиров с примесью графита Имеет то преимущество, что жиры хорошо пристают к поверхности, не стекают по каплям и предохраняют подшипник от пыли, заполняя все промежутки. Недостатком является необходимость подводить жиры к рабочим поверхностям под давлением, и трение при них бывает больше. Смазка эта пригодна для тяжело нагруженных валов, работающих с небольшими скоростями или периодически, а также в производствах, где много пыли. Подшипники и приспособления для смазки в конструктивном отношении просты и обходятся недорого. Но очистка бывшего в употреблении смазочного материала для повторного пользования затруднительна.
Из сортоз смазочных материалов (по германским нормам) для смазки, главным образом, цапф и шеек применяются следующие:
для быстро вращающихся, легко нагруженных деталей, точных машин, текстильных станков, писчебумажных и типографских машин — веретенное масло №12, рафинат;
• для подшипников с циркуляционной или кольцевой смазкой, для электродвигателей, для тяжело нагруженных подшипников станков и больших приводов, при числе оборотов более 200 — масло для электродвигателей и динамомашин № 16, продукт рафинации или перегонки;
для подшипников и регулирующих приспособлений паровых турбин — масло для паровых турбин № 3, рафинат;
для нормальных подшипников всех видов и для направляющих — масло для подшипников № 18 — продукт рафинации, перегонки или смешанный;
«6
для смазки шеек железнодорожных осей — осевое масло № 19, смешанное масло, масло из каменного или бурого угля или из остатков;
для тяжело нагруженных подшипников, работающих в нагретом состоянии — тугоплавкие машинные жиры № 21;
для мест, где масляная смазка невозможна — машинный жир № 22 (для смазки помощью масленок Штауфера);
для осей грузовых экипажей, телег, сельскохозяйственных машин, тракторов с открытыми подшипниками — экипажный жир № 24 (колесная мазь);
для валков прокатных станов н различных подшипников всех типов больших размеров, для рольгангов — жир № 30 и жировые брикеты №^1;
для валков, подшипников, цапф листопрокатных станов, служащих для прокатки тонкого железа — жир № 32 или тугоплавкие жировые брикеты Ns 33.
Подробности относительно свойств, требований и испытаний [XV, 19].
С. ТРЕНИЕ В ЦАПФАХ, ШЕЙКАХ И ПЯТАХ
Из трех упоминаемых выше видов трения, имеющих место при вращении цапфы: сухого трения, полужидкзго и жидкого, первое, т. е. сухое трение, обусловливается деформациями неровностей трущихся поверхностей и может быть выражено законом Кулона:
R = v-P, (311)
где R— сопротивление от трения, Р—давление,-под которым находятся ’ трущиеся поверхностней р — коэфициент трения. Величина р. не изменяется, вероятно, до тех пор, пока-деформации носят преимущественно упругий характер.
Теория жидкого трения в достаточной степени разработана гидродинамическими исследованиями. Первые работы в этой области принадлежат Петрову [XV, 3], Рейнольду [XV, 4], Зоммерфельду [XV, 5] и Гюмбелю [XV, 6, 7], труды которого обработаны и изданы Эверлингом; они расширили и углубили работы Петрова Теория полужидкого трения еще не вполне разработана.
Для исследования условий, в которых получается жидкое трение, Гюмбель пользуется простейшей формулой /? = р-1 • Р (311), имеющей .место для твердых тел, где R и Римеют значения, указанные выше, a ^^-пер еменны й коэфициент трения. Но прежде чем говорить о величине последнего, необходимо подробнее рассмотреть, какое положение занимают цапфы во вкладыше при различных числах оборотов.
*1. Положение цапфы во вкладыше
По Гюмбелю, путь, по которому все время поднимается ось цапфы, вращающейся с возрастающим числом оборотов, представляет приближенно полуокружность АВМ (фиг. 1085); точка М, соответствующая концентричному положению обеих деталей (т. е. цапфы и вкладыша), может быть достигнута только при числе сборов тов п = оо. Опыты Фивега по существу подтвердили подобный процесс изменения положения цапфы во вкладыше. Если обозначим внутренний диаметр вкладыша через D, диаметр цапфы — через d, то зазор s, который в состоянии покоя образуется в верхней части вкладыша и может быть там измерен, определится величиною D—d, отрезок же ДЛ4 —величиною = Когда ось цапфы находится в точке В, положение которой определяется углом смещения р и эксцентрицитетом е, в самом узком месте между цапфой и вкладышем образуется слой смазки толщиною Л. Описав из центра М четверть окружности АС, мы можем легко найти h и е. Пользуясь фиг. 1096, представляющей в увеличенном масштабе путь АВМ цапфы, с помощью вспомогательных окружностей, описанных из центра М, можно
. s ... D— d „
величину h выразить в частях половины зазора во вкладыше у = МА =——-При атом мы принимаем, что поверхности цапфы и вкладыша совершенно гладкие;
47
о влиянии шероховатости последних будет сказано ниже. Для примера предположим, что В соответствует 11% от или от —у—. По Гюмбелю, положение оси цапфы во вкладыше, охватывающем половину цапфы, определяется величиной:
_ 191 000-^-s2 . J + / т) • п • d - I ’
(312)
где р — среднее удельное давление в кг/см?, т) — абсолютная вязкость смазочного материала в кг • сек!м--, п — число об/мин, / — длина цапфы или вкладыша в см, d — диаметр цапфы в см, s — зазор во вкладыше в см. Первый множитель формулы (312) относится
Фиг. 1096. К определению положения цилиндрической цапфы.
к подшипнику бесконечной длины; второй — учитывает действительную, конечную, длину вкладыша, при которой цапфа будет занимать более глубокое положение. Простое предположение, что конечная длина вкладыша может быть учтена путем , d + l
введения в формулу выражения —j—, является произвольным, но для предельных положений оно достаточно, так как, когда Z = 0, т. е. когда вкладыш подобен острию, на котором масло, конечно, держаться не может, величина Ф бесконечно велика; в случае же / = оо второй множитель равен 1, и величина Ф равна первому множителю. С известным приближением формула эта пригодна и для цапф, охваченных вкладышем полностью; точные исследования показывают, что положение цапфы в этом случае бывает несколько более благоприятно. Фиг. 1096 представляет полярную диаграмму, где величины Ф отложены на сторонах угла смещения р и образуют кривую MDE, которая дает возможность наглядно определить положение цапфы во вкладыше.
Пример 1. Цапфа, имеющая d= 100 мм и /=140 мм, вращается во вкладыше
48
с 0=100,2 мм под нагрузкой р=2500 кг, со скоростью п = 500 об/мин, смазка производится маслом с абсолютной вязкостью и] = 0,0025 кг^сек/м'1 (соответственно 4° Энглера). Необходимо определить положение оси цапфы, предполагая, что поверхности совершенно гладкие, т. е. пренебрегая неровностями.
Для величины среднего удельного давления р получим:
Зазор во вкладыше
s = D — d= 10,02 — 10,00=0,02 см,
< ,ь 191000-p-s2 d+Z 191000.17,9-0,022 104-14
Ф ~ т] • п • d2 ' * I 0,0025 • 500 • 102 ’ 14 —
Если на кривой для Ф найти соответствующую точку D и провести прямую DM, то точка В пересечения ее с полуокружностью АВМ определит толщину h слоя смазки в наиболее узком месте; пользуясь вспомогательными окружностями, описанными вокруг центра М, как показано выше, получим:
s 0 02
/1 = 0,11-4 = 0,11.-^ = 0,0011 см.
Для определения угла смещения р и толщины смазывающего-слоя h, вместо фиг. 1095 можно пользоваться данными табл. 115.
Таблица 115
Зависимость между отношением толщины смазывающего слоя h в наиболее узком месте к поло-s
вине зазора во вкладыше и величинами Ф, ₽ и х.
h s/2 • • • • 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8
Ф 39,6 20,5 13,6 10,5 8,5 7,2 6,1 5,3 4,7 4,1 3,6 3,2 2,8 2,4 2.4 1.7
₽ 67,4 59,7 53,8 49.0 45,2 41,8 38,3 35,5 32° 29,2 26,5 23,4 20,7 17,7 14,7 12,4°
2,67 2,61 2,41 2,31 2,23 2,17 2,13 2,09 2,06 2,05 2,06 2,08 2,12 2,19 2,28 2,47
2. Величина коэфициента трения
От положения цапфы в подшипнике, а следовательно, и от величины Ф зависит коэфициент трения р,. Для вкладыша, охватывающего половину цапфы, Гюмбелем выведена следующая формула: _____ ____________
tt1 = 0,0023-x-[/' -^4-1, (313)
где х, в зависимости от Ф, следует взять из табл. 115. Второй корень учитывает влияние конечной длины подшипника. Из табл. 115 видно, чтох, а следовательно, и p-i у одного и того же подшипника, принимают наименьшие значения при - - =0,5
или $ = 4й при величине х = 2,05 или ____
=0,0047j/ + (314)
Вообще же величина х изменяется на практике в умеренных границах от 2,05 до 2,67 и с достаточной точностью может быть заменена средним значением х = 2,4; тогда получим: _____ ___________
J ^ = 0,0055^/^ 4-^-4-1. * (315)
4 I’ е т ш е р. Детали машин, т. II.
49
Согласно приведенным формулам коэфициент трения цапфы ц, повышается пропорционально корню квадратному из абсолютной вязкости ц и числу оборотов п, но с увеличением удельного давления р уменьшается. Большая вязкость, при всех прочих одинаковых условиях работы, повышает трение, что очевидно само собой.
Влияние числа оборотов и давления рабочих поверхностей друг на друга впервые на основании опытов было выяснено Штрибеком в 1899 г. [XV, 8].
а) В-лиянне нагрузки и окружной скорости на коэфициент трения
Производя опыты с показанным на фиг. 1097 подшипником Селлерса Берлин-Ангальтского машиностроительного акц. об-ва в Дессау и применяя моторное масло завода газовых двигателей Дейтца, Штрибек получил кривые, показанные на фиг. 1098. На оси абсцисс нанесены числа оборотов и окружные скорости, на оси
Фиг. 1097. Подшипник фирмы Бумаг с кольцевой смазкой, испытывавшийся Штрибеком.
ординат—коэфициенты трения цапфы ji,. У отдельных кривых проставлены эначе-Р
ния среднего удельного давления р = . Из диаграммы видно, что коэфициент трения, при незначительных окружных скоростях, с начальной величины 0,14 сперва падает до некоторой наименьшей величины и притом тем медленнее, чем выше удельное давление; затем кривые опять поднимаются.
Начальная величина в точке А на схеме соответствует сухому трению, которое приходится преодолевать в начале вращения. Но трение быстро уменьшается, так как с увеличением скорости количество поступающего масла все увеличивается; таким образом в области АВ имеет место режим полужидкого трения, который сохраняется до тех пор, пока при наименьшей одинаковой для всех давлений величине В не получатся более благоприятные условия, когда неровности получат возможность скользить друг над другом и установится режим жидкого трения. Процесс этот протекает тем быстрее, чем выше скорость и чем больше нагрузка цапфы, что видно из фиг. 1099, на которой вдоль оси абсцисс нанесены удельные давления, а вдоль оси ординат — соответствующие скорости.
Бросается в глаза, что наименьшие значения thmin, при различных значениях опорной реакции, лежат на одинаковой высоте, но этого следует ожидать
50
и по гидродинамической теории. Если приравнять выражения величины денные из формул (314) и (312), одно другому, то получим:
Hl mln , f I _ s 1 f 191000
0,0047 V 4^4-Z d V ф
i. . Обороты в тлут/.
Фиг. 1093. Зависимость коэфициента трения цапфы от скорости вращения цапфы и от среднего удельного давления в подшипнике Селлерса, фиг. 1097, по Штрибеку.
Величина эта зависит только от зазора s и размеров d и I цапфы и не зависит от среднего удельного давления р, числа оборотов п и даже от абсолютной вязкости “п смазочного материала.
Более поздний подъем кривых на диаграмме фиг.. 1098 объясняется возрастанием сопротивления с увеличением скорости в самом слое масла. Вообще, в этой области трение, во-первых, уменьшается с увеличением давления, и во-вторых, с увеличением скорости возрастает до тех пор, пока при скорости, большей 10 м/сек, оно становится почти независимым от скорости, как это доказал Лаше [XV, 9], работа которого является дополнением опытов Штриб< ка (фиг. 1100).
Ридберг получил кривые, подобные кривым Штрибека [XV, 14], определяя сопротивление движению железнодорожных поездов; эти кривые, даюшие зависимость сопротивления, выраженного в кг на /«веса, от скорости движения, начерчены на фиг, 1101, Кривая а для порожних вагонов, при скоростях выше 5 км/час, сплошь 4* * 51
показывает ббльшие значения, чем кривая b для груженых, у которых шейки нагружены примерно в четыре раза сильнее. Сопротивление движению составляется из трения в подшипниках, трения колес и сопротивления воздуха. Так как трение качения колес незначительно, а сопротивление воздуха оказывает сильное влияние только при больших скоростях, то трение в шейках и определяет вполне форму кривых.
него удельного давления в подшипниках, испытанных Штрибеком, и скорости вращения.
Обратные выводы, имеющие практическую ценность, позволяет сделать диа-
которой показывают зависимость коэфициента трения уц цапф от давления при различных числах оборотов; эту диаграмму можно получить, проведя систему вертикальных линий на фиг. 1098. Каждая из кривых состоит из
грамма фиг. 1102, кривые
Фиг. 1100. - Зависимость коэфиниента т. ;
от скорости вращения цапфы и от среднего удельного давления но Лаше.
- Зависимость коэфиниента трения цапфы px
Фиг. 1Ю1. Сопротивление движению желез иодорожных поездов по Ридбергу.
опускающейся части, расположенной влево от ylniin и соответствующей режиму жидкого трения, и из поднимающейся части, где величина коэфициента трения, соответствующая режиму полужидкого трения, более или менее быстро увеличивается. Ясно видно, как незначительно должны быть нагружены медленно вращающиеся цапфы, если желательна работа при режиме жидкого трения, и как быстро возрастает сопротивление трению при высоких давлениях при режиме полужидкого трения. С особенной отчетливостью это выступает при небольшом
62
числе оборотов, при котором изменение условий в более благоприятную сторону может наступить только при выборе более вязкого смазочного материала; в этом случае получится сдвиг минимального значения jt, вправо и уменьшение наклона кривой по другую сторону вершины ее.
Можно ожидать, что зависимость между p-j и различными давлениями р и р' при одинаковых скоростях движения, температурах и вязкости смазочного материала, по гидродинамической теории в области жидкого трения будет выражаться формулой:
-V- = 1/
Н V Р
(317)
для больших скоростей, но для малых, по опытам
изображенного иа фиг. 1097, от удельного давления и числа оборотов (по Штрибеку).
С
Тауэр дает для этой-зависимости формулу/? • |j-j=const или p.j=—, согласно которой коэфициент трения обратно пропорционален удельному давлению. Лаше [XV, 9] подтверждает эту зависимость Штрибека, она не соот» ветствует действительности. Конечно, все приведенные законы делаются неприменимыми при режиме полужидкого трения, при котором р-t, согласно фиг. 1098, с увеличением давления возрастает.
Как это следует из фиг. 1098, коэфициент трения p.j цапфы подвергается чрезвычайно сильным изменениям при изменении р и V. Изменение p-j обнаруживается при пуске машины в ход и имеет важное значение. Даже после короткого периода покоя, в начале движения получается режим сухого трения и для преодоления трения необходим большой момент вращения. Когда движение восстано
влено, трение падает, но
медленнее, чем можно было бы ожидать, судя по кривым упомянутых диаграмм,
так как при пуске слой смазки тоньше, чем в установившемся состоянии, для которого действительны указанные кривые.
Но не только при пуске в ход, но также и во время нормальной работы обыкновенные скользящие подшипники не всегда дают столь же благоприятные результаты, как в лаборатории при опытах, производимых с особенной тщательностью. При предварительных расчетах, если количество оборотов недостаточно велико, так что на установление режима жидкого трения рассчитывать нельзя и нельзя воспользоваться формулой (315), для средних значений можно пользоваться следующими величинами: при хорошей смазке и при хорошем уходе ^ = 0,06, при менее
тщательной смазке, в пыльных производствах или на открытом воздухе, а также для машин, работающих периодически (подъемные машины, некоторые станки и т. д.), = 0,08 — 0,10.
Ь) Влияние температуры
Если предположить, что к трущимся поверхностям подводится достаточное количество смазочного масла, то с повышением температуры трение падает вследствие того, что масло становится более жидким. Это можно видеть из диаграмм,
53
фиг. 1103 и 1104, построенных на основании опытов Штрибека с подшипником Селлерса (фиг. 1097) при 1100 и 760 об/мин. При повышении температуры с 20 до 50° трение при всех давлениях уменьшается до Чя.
Можно было бы ожидать, что по формуле (313) отношение между коэфициен-тами будет _
0,0046 _ 1 .
1*1 V TJ V 0,027 — 2,42
Это следует, из зависимости между вязкостями применяемого при опытах масла Дейтца для газовых двигателей, которые выражались цифрами 40 и 7°' Энглера
Фиг. 1103. Зависимость коэфициента трения цапфы от температуры и удельного давления, при скорости на поверхности цапфы — 4,03 м!сек по Штрибеку.
Фиг. 1104. Зависимость коэфициента трения цапфы pi от температуры и удельного давления при скорости на поверхности цапфы — 2,79 м)сек по Штрибеку.
при, соответственно, 20 и 50° С или абсолютными величинами *) = 0,027 я Я — 0,0046 кг • сек!м*, при одинаковых прочих условиях. Разницу без труда можно объяснить уменьшением толщины слоя смазывающего материала в наиболее узком месте, происходящем при повышении температуры, и вытекающим отсюда увеличением значения х.
Если масляный слой слишком тонок, то неровности трущихся поверхностей опять приходят в непосредственное соприкосновение друг с дру| ом; устанавливается режим полужидкого трения, причем коэфициент трения и температура быстро увеличиваются, и возникает опасность повреждения ’вкладыша или цапфы и даже заедания последнего или же расплавления баббига. Это случается тем легче, чем выше удельное давление и скорость, чем жиже масло и хуже обработаны поверхности цапфы и вкладыша.
64
с) Влияние смазочного материала
Оно, главным образом, обусловливается вязкостью т) при той температуре, при которой подшипник работает, если только смазочный материал удовле1воряет требуемым условиям в отношении чистоты и стойкости (стр. 45) и имеется в достаточном количестве. Коэфициент трения тем меньше, чем жиже смазочный материал, но это верно только до известного предела, когда, вследствие слишком малой толщины слоя смазочного материала, в наиболее узком месте опять устана-вливается режим полужидкого трения. Это происходит при наименьшем значении коэфициента трения, как это легко заметить по схеме на фиг. 1098. Наименьшая величина p-min определяется положением точки В, служащей той границей, где режим жидкого трения сменяется режимом полужидкого трения, когда неровности трущихся поверхностей начинают задевать друг за друга. Для большей надежности в работе следует величину т) орать больше, чем получается по формуле (314) для p-imin, т. е. допускать несколько повышенный коэфициент трения, чтобы получить более толстый слой смазки, при повышении температуры вязкость всех сказочных материалов, как это видно на фиг. 1094, приближается к одинаковому пределу.
d) Влияние формы подшипника и зазора между вкладышем и цапфой
Если цапфа полностью охватывается вкладышем, то треиие возникает не только
Фиг. 1105. Зависимость коэфициента трения цапфы от скорости вращения цапфы и среднего удельного давления в подшипнике с заливкой из металла магнолия (по Штри беку).
и чем меньше зазор между цапфой и вкладышем, т. е. чем точнее они пригнаны друг к другу. Опытом Геймана (XV, 12) установлено, что у подшипника диаметром 30 мм при р — 3 кг/см? и скорости 1 — 3 м/сек увеличение зазора с 0,12 до 0,24 мм уменьшило трение на 5О°/о. Но если диаметр цапфы взять значительно меньше диаметра отверстия во вкладыше, то появляется опасность неравномерного распределения давления по поверхности в месте быстрого сужения слоя смазки й возможность заедания. Йри умеренных значениях давления на поверхность и при неизмё-няющемся направлении сил, зазоры, вообще, можно брать больше, чем при высоких Давлениях и при нагрузке, меняющей направление или сопровождаемой ударами.
55
металлом „магнолия".
45... 55 60 «г/с.и«
0,23 0,24
апнайш шнапЬпфгоу
5 10 15 20 25 50 55 «О *5 50 55 60 65 20- 25 „г/см* 80
> Доедание
Фиг. 1106. Зависимость коэфициента трения цапфы щв подшипнике из металла магнолия от'удельного давления и числа оборотов цапфы (по Штрибеку).
Если направление действия сил не изменяется, то зазор между цапфой и иенагруженной частью вкладыша выгодно брать большим, о б е с п е ч ивая7Т31симТ55^а53*цТо?тЗТоЧн55 пространство, где масло могло бы собираться (фиг. 1089). Часто вкладыш, находящийся под нагрузкой, делают с углом охвата от 150 до 120°, как это бывает, например, у букс железнодорожных вагонов, ибо наружные части вкладыша подвергаются незначительным давлениям, воспринимая очень небольшую часть общего давления, но трение при этом увеличивают в относительно сильной степени.
е) Влияние материала и обработки
Если, как указано выше, цапфа работает во вкладыше при режиме сухого или полужидкого трения; то у них получается непосредственное соприкосновение своими поверхностями, но последние разъединяются слоем смазывающего материала, когда устанавливается режим жидкого трения. В. последнем случае трение зависит только от качества применяемого смазочного материала. Штрибеком была замечена значительная практическая разница при опытах с чугунным подшипником (фиг. 1097) и с подшипником, залитым металлом „магнолия" — мягким белым металлом из свинца, олова и сурьмы с пределом текучести при сжатии немного более 200 кг/см13. Подшипник имел диаметр 70 мм при длине вкладыша 70мм и был снабжен кольцевой смазкой. Для него были найдены значения коэфициента трения, нанесенные на диаграмме фиг. 1105 в зависимости от числа оборотов или скорости на окружности и на диаграмме фиг. 1106 в зависимости от среднего удельного давления. Обе диаграммы имеют тот же 1Лсштаб, как и для подшипника Селлерса с чугунным вкладышем, фиг. 1098 ' и 1102. Сперва, при режиме сухого трения, который получается в начале работы, коэфициент трения [i0 в незначительной степени зависел от давления, но был значительно больше, чем у подшипника Селлерса, у которого все время р.о = 0,14. Нижепомещенная таблица дает величины р0 для подшипника,
р = 2... 35 Н>= 0,21
залитого
35... 45 0,22
У этого же подшипника коэфициент трения р., в начале работы уменьшается значительно быстрее, так. что длительность режима полужидкого трения сильно сокращается; у подшипника с чугунным вкладышем p.imin = 0,0035, тогда как у залитого белым металлом величина эта почти в два раза меньше Нпнп = 0,0017. Но когда устанавливается режим жидкого трения, ц, у подшипника, залитого белым
5€
металлом, все время больше, как это видно из сравнения фиг. 1105 и 1098. То же самое ясно можно видеть из помещенной ниже табл. 116. В ней значения величины р-j приведены для окружных скоростей 2 и 4 м/сек при различных удельных давлениях.
Таблица 116
Зависимость коэфициента трения н-i от окружной скорости 9 и от удельного давления р 9=2 м/сек
Давление р= 1 2 3 6 ю 15 20 кг/см-
|Aj у подшипника, залитого сплавом „магнолия" Iх! У чугунного подшипника , . , 0,051 0,032 0,0355 0,0218 0,0299 0,0172 0,0196 0,0115 0,0138 0,0086 0,0105 0,0061 0,0090 0,0055
9=4 м/сек
[1 у подшипника, залитого сплавом >л у чугунного подшипника . . . — — 0,0406 0,0237 0,0262 0,0160 0,0185 0,0118 0,0138 0,0090 0,0114 0,0076
В среднем, отношение коэфициентов трения цапфы в обоих подшипниках при одинаковых удельных давлениях равно 1,6 : 1.
Для того чтобы иметь представление о потерях на трение во всем подшипнике, необходимо вместо величин удельного давления пользоваться величиною полной нагрузки. В табл. 117 указаны значения Hi при удельных давлениях рх и р9, соответствующих нагрузке Р, принимая, что проекция опорной поверхности у подшипника Селлерса равна 7 • 23 см2, а у подшипника, залитого белым металлом, 7 • 7 см2. Пользуясь^кривыми, дающими значения по табл. 117 в зависимости от удельных давлений рг и р2, можно найти соответствующие коэфициенты трения, которые не будут так сильно различаться, как приведенные в табл. 116.
Таблица 117
Зависимость коэфициента трения ц, цапфы от нагрузки Р
Нагрузка Р 100 200 ( 300 500 750 1000
в килограммах
Чугунный подшипник { v = 2 м/сек „ Подшипник, залитый 1 р2 сплавом „магнолия** [ р.2 Чугунный подшипник при »= 4 м/сек кг1ем2 * * • • • • • ' Подшипник, залитый сплавом „магнолия" при р2кг/см* <9 0,62 0,040 2,04 0,035 - 1,24 0,029 4,08 0,025 1,86 0,023 6,13 0,019 3.U 0,017 10,2 0,013 0,023 0,018 4,66 0,013 15,3 0,010 0,019 0,014 6,22 кг/см? 0,011 20,4 кг/слР 0,0089 0,016 0,011
Подшипник с заливкой металлом „магнолия** обладает даже преимуществом, так как у него при одинаковой нагрузке коэфициенты трения на 12—ЗО°/о меньше, чем у чугунного.
Особенно сильно выступает преимущество подшипника с заливкой металлом „магнолия**, если сравнить кривые фиг. 1106 с кривыми на фиг. 1102. Область режима жидкого трения, наиболее ценная для практики и характеризуемая опускаю
57
щимися участками кривых, у металла „магнолия* имеет большее протяжение с более плавным переходом в область режима полужидкого трения.
С точки зрения гидродинамики разница объясняется различной величиной зазоров в подшипнике. Если воспользоваться формулой (316), то можно вычислить зазоры для обоих значений |iln)in
1,02 • /(4d +1) '
для подшипника, залитого металлом „магнолия*, получим:
s —
J0.0017 -7-7 1,02 1/(4-7 + 7)(7 4-7)
= 0,00365 см или 0,037 мм,
а для подшипника Селлерса с чугунным вкладышем получим:
0,0035 • 7 • 23______
1,02 V (4 - 7 + 23)"(7 + 23)
= 0,014 см. или 0,14 мм.
Зазор этот может быть достигнут или непосредственно в процессе изготовления или приработкой цапфы к вкладышу. К сожалению, воспользоваться приведенными величинами зазоров для проверки теории не удалось, так как во время опытов зазоры определены не были. Обязательное условие для вывода этой формулы, чтобы опорные поверхности были строго полуцили'ндрические и имели непрерывную поверхность, также не было выполнено, так как у обоих вкладышей были канавки для мдела, затрудняющие образование непрерывного смазывающего слоя.
Следует также обратить внимание на то, что у подшипника с чугунным вкладышем наибольшее удельное давление достигало 22,6 кг1см2, у подшипника же с заливкой металлом „магнолия* оно доходило до 60 кг] см?. ‘
При самой точной обработке и наиболее тщательной сборке цапфы и вкладыши вследствие прогиба во время работы, никогда не бывают пригнаны друг к другу вполне точно; поэтому все цапфы должны некоторое время прирабатываться. При умеренной нагрузке это прирабатывание происходит само собой во время работы. Ответственные тяжелонагруженные подшипники пускают в работу, осторожно увеличивая нагрузку, и если на установление режима жидкого трения не рассчитывают, то скорость увеличивают постепенно, постоянно следя за температур рой. Обычно температура узнается на-ощупь, но у ответственных подшипников ее следует определять посредством термометра в месте, расположенном возможно ближе к трущимся поверхностям. Если процесс прирабатывания совершается правильно, то, при увеличении нагрузки, температура временно поднимается, д затем снова медленно и постоянно падает; всякие неправильности в процессе прирабатывания сейчас же дают себя знать повышением температуры. Твердые материалы, как чугун и бронза, прирабатываются друг к другу посредством пришлйфовывания; мягкие — посредством раздавливания неровностей. Из всех материалов, применяемых для изготовления вкладышей, как то: сталь, чугун, бронза, латунь и баббит (для заливки), сталь, особенно в закаленном состоянии, прирабатывается хуже всего и очень медленно. Следовательно, стальные вкладыщи с самого начала должны быть выполнены с возможно большей тщательностью. Чугунные вкладыши, чтобы хорошо приработаться, требуют также много времени. Сплавы дают гораздо более благоприятные результаты, особенно баббит. По исследованиям Шарли. (XV, 13], сплавы состоят из твердых кристаллов, которые при высоком удельном давлении вдавливаются в основную мягкую массу и способствуют быстрому и, повидимому, весьма полному прирабатыванию вкладышей к цапфам, на что указывают весьма низкие минимальные значения коэфициента трения на фиг. 1105 по сравнению со значениями на фиг. 1098. В то же время цапфы при заливке вкладышей не так легко повреждаются, как при пришлифовке к твердым-материалам. Случается, что мягкая масса белого металла, которым заливается подшипник, при нагревании во время работы может частично расплавиться и вытечь, не повреждая цапфы, тогда как при более твердых вкладышах неминуемо последовали бы заедание и порча цапфы. Очень мягкие материалы, как, например, чистый свинец, для заливки подшипников
53
непригодны, так как они пристают к цапфам, как бы .смазывают" их. Другие пластичные металлы также непригодны; работы мягкой литой стали по мягкой же стали или стальному литью следует избегать, так как в этом случае легко образуется длинная стружка, что влечет за собой полное заедание, доходящее часто до сваривания.
Процесс прирабатывания можно ускорить осторожным пришабриванием наиболее выступающих мест вкладыша, причем в случае подшипников, работающих при режиме жидкого трения, нужно следить, чтобы была сохранена возможность образования клиновидного масляного слоя. Слишком точк_я пригонка была бы ошибочна; всегда должен оставаться необходимый для хорошей работы цапфы зазор. (Иначе обстоит дело у пддшипников с переменной нагрузкой, где слой смазки, предназначающийся для смягчения ударов, приходится удерживать от вытекания по возможнТСТТГТТТОТТОТПТрСТТОИПТ^оТТрЕйя прирабатываниЗГ1ю7Й?5н?5“Тт&льзоваться очень мелким графитом или еще лучше коллоидальным графитом (Oildag или Kollag—графитированное смазочное масло). Первый, добавленный в известном количестве к смазочному маслу, оказывает полирующее действие, но должен применяться с особой осторожностью. Второй, заполняя углубления на поверхности цапфы и вкладыша, уменьшает величины неровностей, по оценке Фальца, до 0,001 мм, что благоприятствует более раннему наступлению режима жидкого трения. Преимуществом коллоидального графита является отсутствие в нем.золы, так что шлифующего действия он не оказывает, почему его можно постоянно добавлять к маслу в количествах от 0,5до 1°/о. Масло при этом должно быть свободно от кислот.
Если за время прирабатывания неровности трущихся поверхностей настолько сгладились, что установился режим жидкого трения, или если, при увеличении опорной поверхности, удельное давление настолько упало, что материал более не может быть поврежден, то в этих случаях подшипник на долгое время сохраняет свою форму. Если же этого предела не достигают, то подшипник во время работы продолжает изнашиваться; поэтому его устраивают так, чтобы вкладыши можно было п одтя гивать. Изнашивание рабочих поверхностей допускают лишь у тех частей, которые можно легко заменить другими, т. е. у вкладышей. Поэтому последние делаются-из более мягкого, а цапфы и шейки из более твердого материала.
При каждом изменении нагрузки вследствие деформаций И' соответствующего изменения положения вкладыша цапфа должна вновь приработаться. Этим и объясняется наблюдаемое иногда явление, что подшипники, долгое время безупречно работавшие под высокой нагрузкой, при уменьшении ее начинали нагреваться.
После того как процесс прирабатывания окончен, дальнейшее состояние подшипника, главным образом, зависит от смазочных материалов. Если смазка неудовлетворительна или в промежуток между трущимися поверхностями попадают* посторонние примеси, подшипники неизбежно начнут нагреваться.
Необходимо постоянно следить за тем, чтобы рабочая поверхность была насколько возможно гладкой и именно у той части, которая сделана из более прочного материала, т. е. в большинстве случаев у цапфы (шейки). На этом основании независимо от возможности увеличения допускаемых напряжений, цапфы делаются преимущественно из плотной литой стали, причем для получения твердого поверхностного слоя, часто применяется цементация. Шлифуя и полируя поверхность, ее делают насколько возможно гладкой. У валов по тем же соображениям наружный слой уплотняется холодной прокаткой. Если при изготовлении цапф и шеек поверхность их осталась шероховатой или сделалась такой во время работы от действия ржавчины или электрического тока, то это может представлять большую опасность для вкладышей и может повлечь за собой сильное изнашивание. Ржавчина образует неравномерные углубления; происходящее в подшипнике короткое замыкание электрического тока делает поверхность цапфы изъеденной и покрытой многочисленными неровностями в виде точек. Поврежденная цапфа или шейка представляет постояннук) опасность для вкладыша и для работы.
Уплотнение поверхности вкладышей иногда целесообразно производить механическим путем. При заливке белого металла толстым слоем это достигается равно-мерной проковкой перед обработкой, обкаткой в холодном состоянии или пропусканием в отверстие вкладышей металлического стержня под давлением (формованием). Бодеё подробное описание последнего способа будет дано при рассмотрении фигЛ467.
59
Г. МОМЕНТ ТРЕНИЯ, РАБОТА ТРЕНИЯ И ТЕПЛОИЗЛУЧЕНИЕ
Чтобы преодолеть трение в цапфе Р • р.и необходим момент трения Mr, величина которого, в зависимости от формы цапфы, может быть различна. У цилиндрической цапфы (фиг. 1074) трение действует на плече, длина которого составляет-^-, так что А
= Р • Pi • ~2 > (318)
для конической цапфы (фиг. 1078) можно в ту же формулу подставить величину среднего радиуса
------------------(319)
Секундная работа трения AR получится, если момент трения умножим на угловую скорость
(320)
Если нагрузка Р и удельное давление р постоянны, то, обозначив через v окружную скорость, для цилиндрических цапф получим:
^л=р-Н,’у-“ = р-Н-^ = Р-/' •н-т'- (321)
Если величина Р за каждый оборот возрастает и уменьшается с известной Р
правильностью,.то следует подставить средние значения Рп и рт=-тг. Чтобы об
Оборотов в минуту
Фиг. 1107. Зависимость удельной работы трения в подшипнике Селлерса, изображенного на фиг. 1097, от окружной скорости и удельного давления (по Штрибеку).
этом не забыть, в последующем изложении в формулах, относящихся к работе трения, мы будем пользоваться величинами Рт и рк.
При определении температуры подшипника целесообразно секундную работу трения относить к единице поверхности цапфы для более удобного сравнения с лучеиспусканием подшипника. Назовем ее удельной работой трения и обозначим через ар . Оиа равняется:
а^==-^~Т= (322)
• а • I К • J п
60
- л.
(323)
с.
трения при раз-у подшипника трения работа
Мощность, расходуемая цапфой на трение, составляет: л/ _AR_Pm • Hi •'v _ Рт /' -Pi-v _*-ак -j 75 75 75 < ---75“
Кривые фиг. 1107 показывают, как изменяется удельная работа личных числах оборотов или различных окружнных скоростях Селлерса, показанного на фиг. 1097. При режиме полужидкого повышается от нуля до наибольшей величины, затем понижается вследствие быстрого уменьшения козфициента трения, а когда устанавливается режим жидкого трения, работа трения с увеличением скорости постоянно растет. Этот процесс протекает весьма отчетливо при больших удельных давлениях.
Наибольшая часть работы трения преобразуется в теплоту, и только очень незначительная часть ее идет на механическое изнашивание и другие потери. Если принять, что вся работа трения преобразуется в теплоту, то количество ее, выделямое на всей поверхности цапфы, будет:
Q —кал/сек (324)
ИЛИ
~ ^4271 к кал‘сек ' см2 (325)
Фиг. 1108. Зависимость треиия и нагревания у подшипника Селлерса, изображенного на фиг. 1097, от продолжительности работы по Штрибеку.
Вал и корпус подшипника отводят теплоту, н с их поверхности она уходит в окружающую среду. Пока удельное давление и число оборотов не изменяются, работа трения при достаточной смазке зависит от коэфициента трения цапфы а последний от температуры смазывающего материала таким образом, что с повышением температуры понижается, о чем уже было сказано выше. Когда холодный подшипник пускают в работу, трение бывает больше, а излучение тепла равно нулю, и потому в начале работы температура быстро повышается; это видно из сравнения кривых, вычерченных сплошными линиями на фиг. 1108 и полученных Штрибеком при измерении температуры в непосредственной близости к рабочим поверхностям
подшипника Селлерса, показанного на фиг. 1097. Вследствие повышения температуры, увеличивается лучеиспускательная способность подшипника и постепенно устанавливается стационарное состояние, при котором образование теплоты и лучеиспускание уравновешиваются. Это заметно и по температурным кривым, показывающим, что температура все больше и больше стремится приблизиться к максимальной; эта максимальная температура при опытах, результаты которых даны на фиг. 1108, достигала 53 и 62°, причем она установилась по прошествии около 3 часов. Конечно, температура установившегося состояния лежит тем выше, чем больше работа трения. На фиг. 1103 и 1104 пунктирные линии, соединяющие правые концы полученных кривых, показывают температуры установившегося состояния при различных удельных давлениях, а линии АВ— соответствующие величины работы трения и лучеиспускания. Например, по фиг. 1104 для конечной точки С кривой, построенной по данным ' 61
опыта при удельном давлении /»т = 2,9 кг’см* и 760 об/мин, температура установившегося состояния составляет 53°, коэфициент трения цапфы = 0,0087, а работа трения:
= рт . f • |ij. ?=2Л9 • 7 • 23 • 0,0087 • 2,79=11,3 кгм)сек
(эта цифра соответствует точке D). Так как подшипник находится в установившемся тепловом состоянии, то отдача теплоты окружающему атмосферному воздуху путем лучеиспускания имеет ту же величину. Выражая ее в единицах теплоты, получим:
113
<2 = 4-/7 = "4^7 = 0,0265 кал/сек.
Движение' частей сильно повышает отдачу теплоты; так, например, палец кривошипа паровой машины или движущиеся части паровоза охлаждаются значительно сильнее, чем неподвижный подшипник; поэтому для этих частей допустимы ббль-шие удельные давления и ббльшие скорости. Как наибольший предел температуры вытекающего из подшипника масла и температуры непосредственно на рабочих поверхностях (вкладыша и цапфы) можно допускать 70—80° и в крайнем случае 100°. У ответственных подшипников всегда должна быть предусмотрена возможность контролирования температуры, для чего в соответствующих местах должны быть сделаны отверстия для термометров.
Если подшипник может нагреться выше предельной температуры, следует озаботиться отведением избыточней теплоты. Достигается это следующими путями.
1. Посредством искусственного увеличения наружных излучающих поверхностей. Для этого подшипник следует делать возможно большего объема и солидной конструкции. Часто излучение можно усилить, делая резервуар для стекающего масла больших размеров так, чтобы теплота, отнятая маслом у цапфы, могла быстро отводиться. Если не особенно заботиться о внешнем виде, очень действительным средством является снабжение подшипника наружными ребрами.
2. Посредством искусственного охлаждения проточной водой. Для пропускания воды вкладыш или корпус подшипника делаются или полыми или в них заливаются железные трубы, через которые и пропускается вода. Водяное охлаждение в конструктивном отношении сложно и требует содержания частей в хорошем состоянии, так как вода, могущая через неплотности проникнуть в масло, сильно вредит смазке и может даже свести ее на-нет. У больших машин часто предусматривают водяное охлаждение только на случай внезапного нарушения нормального теплообмена.
3. Посредством отведения теплоты самым смазочным маслом (циркуляционная смазка). Масло циркулирует в замкнутой системе в таком количестве, что оно может поглощать всю избыточную теплоту, после чего масло каждый раз вновь охлаждается. Примером подобной смазки служат подшипники средних и больших паровых турбин, работающих с большими скоростями. Подшипники, охлаждаемые смазочным маслом, в конструктивном отношении очень просты, ио требуют специальных маслоохладителей и масляных насосов.
IV. РАСЧЕТ ШЕЕК И ЦАПФ
Расчет должен производиться различными способами, в зависимости от того: А) будет ли цапфа или шейка работать при незначительных окружных скоростях и при переменной нагрузке, при режиме полужидкого трения, или
В) при нагрузке, действующей все время в одном направлении, и прн скорости достаточной, чтобы установился режим жидкого трения. '
,<Так как теория полужидкого трения еще не вполне разработана, то для случая А приходится руководствоваться сравнительными расчетами, пользуясь данными, полученными из опыта^
А. РАСЧЕТ ШЕЕК И ЦАПФ, РАБОТАЮЩИХ ПРИ РЕЖИМЕ ПОЛУЖИДКОГО ТРЕНИЯ
Примером могут служить падьцы кривошипов и ползунов, шейки коленчатых валов и вообще шейки большинства валов машин-двигателей и машин-орудий с попеременно-возвратным движением поршня, медленно вращающиеся цапфы и шейки подъемных машин, металлообрабатывающих станков, прокатных станов и т. д.
62,
1. Расчет на удельное давление
При выборе среднего допускаемого удельного давления, отнесенного к проекции f вкладыша на плоскость нормальную к направлению действия сил
P = J> (306)
чтобы удержать масляный слой, для Р следует брать наибольшую величину силы, действующей продолжительное время. Затем надо обращать внимание на материал цапф (шеек) и вкладышей, аккуратность обработки и сборки, состояние поверхностей, смазку, условия работы, окружную скорость и изнашивание. При определении размеров расчет ведется по материалу, обладающему меньшей прочностью, ^например, при работе чугунной цапфы в бронзовом вкладыше или стальной цапфы в чугунном менее прочным материалом будет чуг}гн, по которому и ведется расчет. Чем глаже и однороднее поверхности и чем точнее они пригнаны, при условии сохранения необходимого смазывающего слоя, тем ббльшие
Таблица. 118
Удельные давления для цапф и шеек, работающих при режиме полужидкого трения
Сталь по чугуну . . ........................................................
, „ бронзе и латуни . ...........,. ................................
„ незакаленная по бровзе............". • . •..............................
„ закаленная и шлифованная по бронзе......................................
„ незакаленнал по белому металлу..........................................
„ закаленная и шлифованная по белому металлу..............................
, по стали, закаленная н шлифованная......................................
, „ бронзе: у шарниров паровозных спарников, не находящихся относительно
друг друга н движении, до............. ..............................
У весьма медленно вращающихся цапф н шеек, работающих с частыми перерывами, например, у канатных и цепных блоков, передающих только колебательное дниженне, где изнашивание не имеет значения, давление для чугуна и бронзы можно нзять от двух до трех раз больше, чем указано выше. .
Частные значения
Пальцы кривошипов паровых машин, сталь по белому металлу............;
, „ шахтных подъемных машин, сталь по белому металлу . . . .
Шейки кривошипов двигателей внутреннего сгорания, сталь по белому металлу . :
, „ машин быстроходных пароходов.............................i
. . „ . миноносцев........................................ |
Пальцы паровозных кривошипов.......................„.....................
То же, если рассчитывать иа полное давление пара в котле, до.............
Пальцы кривошипов давильных и дыропробивных прессов, сталь по бронзе .... Цапфы и шейки валов паровых машин, сталь по белому металлу...............
, „ , , шахтных подъемных машин, принимая во внимание соб- ‘
ственный вес нала, барабана и подъемного каната.........................I
Цапфы и шейки валов газовых двигателей, сталь по белому металлу, до . . . . . |-Шейки валов у машин быстроходных пароходов, сталь по белому металлу ....
, „ , военных судов, сталь по белому металлу .............-. . .
, , , ' , миноносцев, сталь по белому металлу....................
25—30 к^см1
50
50
80
60
90
150
350 ' ,
60—70
90—120 .
100-120 . 40-50 60—70
115-140 „ 175 200
15-25
20-28 „
18-25 ’
28—38 . ,
Для крейцкопфных пальцев, имеющих Только колебательное движение
У паровых машин, сталь по бронзе....................................... . . .
, шахтных подъемных машин, сталь по бронзе..................................
„ газовых двигателей, сталь по бронзе............ ........ '.
„ паровозов, сталь но бронзе- ..............................................
. машин миноносцев, сталь по бронзе.................................... . . .
При этих величинах происходит изнашивание, исключая лишь случаи, когда закаленная сталь работает по закаленной стали или движется с небольшой скоростью; поэтому подшипники должны быть снабжены приспособлениями для подтягивания, если желают избежать излишнего зазора.
80-90 100-130 , 100-150 . 150-250-ЗС0 „ 120-150 i
43
допускаемые давления могут быть взяты. Вкладыши для цапф с высокой нагрузкой, при действии сил, изменяющих периодически свое направление на противоположное, как уже было указано выше, необходимо при сборке пригонять друг к другу возможно совершеннее, путем пришабривания трущихся поверхностей, чтобы усилить смягчающее действие масляного слоя. Перемена направлений действующих сил выгодно отражается на циркуляции смазочного материала, которое при „дыхании" подшипника с нагруженной стороны перегоняется на ненагруженную. В этих случаях цапфы допускают более высокие давления, чем медленно вращающиеся цапфы, прилегающие всегда к одной стороне вкладыша. У последних смазка (подвод масла) обычно основана исключительно на способности масла приставать к поверхности цапфы, или же масло подводится под давлением. Чем больше окружная скорость работающей продолжительное время цапфы, тем меньше должна бытц- взята величина р, чтобы не достигнуть предельной температуры нагревания.
Формула для определения среднего удельного давления на цилиндрическую цапфу (фиг. 1074) диаметром d и длиною I
р =
принимает вид
(326)
р = ~сГГ при условии, что вкладыш охватывает половину окружности цапфы.
Для цапф, непрерывно вращающихся и тщательно обработанных, величина р не должна превышать предельных цифр, указанных выше в табл. 118»
2. Расчет на прочность
Предполагая спокойный ход, мы в основу расчета на прочность, должны брать наибольшие величины сил, хотя бы они действовали и самое короткое
время, и пользоваться значениями табл. 2 (т. I, гл. 1), считаясь с родом нагрузки, т. е. будет ли последняя колебаться от нуля до наибольшей величины или будет
Фиг. 1109. К расчету цилиндрической концевой цапфы.
менять и направление. При работе, сопровождаемой ударами, у насосов, прессов и т. д., следует значения эти уменьшить до 2/8 или до 1/2. Следовательно, сила, на которую надо вести расчет на прочность, может отличаться от силы, принимаемой при определении удельного давления (ср. пример 2).
Цилиндрическую цапфу (фиг. 1109) можно рассматривать как балку, защемленную одним концом, и рассчитывать по изгибающему моменту:
Mt=^=W-'t = kt.W.
принимая во внимание, что удельное давление распределяется или равномерно или симметрично относительно середины цапфы. В этом случае, задаваясь формой цапфы, определим напряжение или, наоборот, момент сопротивления W.
Для наиболее часто встречающейся сплошной цапфы получим:
или
it •
П7= — —
32
16 Р1
2-Л4
5Р1 cP
и
5Р1 kb
(327)
(328)
к .
Пользуясь формулой (326), можно получить зависимость между диаметром и длиной цапфы, которая, определяя отношение и$ друг другу, дает возможность вы-64
бирать такую форму цапфы, чтобы прочность и допускаемое удельное давление могли быть использованы полностью. Из уравнения *=р • d I следует, что
k--d V 5р
(329)
Но при этом следует иметь в виду, что формула эта пригодна для расчета только цилиндрических цапф; кроме того предполагается, что сила, принимаемая при расчете на изгиб, одинакова е силой, принимаемой при расчете на удельное давление, и что поверочный расчет на нагревание дает достаточный коэфициент безопасности..Зависимость между величинами формулы (329) поясняет табл. 119, в которой приведены вычисленные значения напряжений at, соответствующие определенным значениям удельного давления р и отношения . Таблица ясно показывает, что повышенные удельные давления требуют коротких и толстых цапф и что длинные цапфы пригодны только для низких удельных давлений, так как иначе напряжения от изгиба будут высокими. Если принять допускаемое напряжение на изгиб kb не ниже 350 кг1см2 и не выше 800 кг! см2, то целесообразно пользоваться только теми данными, которые в табл. 119 отделены жирными линиями, н соответственно выбирать размеры цапф.
Для пальца вильчатого шатуна (фиг. 1110), опасное сечение которого расположено посредине, при условии равномерного распределения давления как на поверхности, соприкасающейся с вкладышем, так ина опорных поверхностях изгибающий момент будет: .
где L — полная длина нагруженной части пальца. Для пальца сплошного сечения, как было указано выше, получим:
или
Фиг. 1110. Нагрузка пальцев в вилке шатуна.
vd*_P-L У" 1,25- Р-L
32 — 8 • kb И ~ И k
Таблица 119
Зависимость между удельным давлением р, отношением длины к диаметру и напряжением для цилиндрических цапф
10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 120 150
р — >• - - Ki) СМ.2
вь кг/см2
1 50 100 150 200 250 300 | 350 400 450 500 600 7$0 1 _
1,2 72 144 216 288 ] 360 432 504 576 648 720 | 862 1080
1,5 89 173 267 356 445 534 623 712 | 801 890 1068
Z 1,8 162 324 | 486 648 | 810 972 ИЗО 1296
d 2,0 200 400 600 80U 1000 1200
2,2 242 484 725 967 1210
2.4 288 577 | 865 1150
5 Ре тш <• р. Детали машин, т. II.
65
Принимая P=p d-l, можно в соответствии с формулой (329) вывести зависимость:
(332)
^L = p'd'L 1 Li
Если при этом принять, как обычно, £ = 1,5/, когда удельное давление на опорную поверхность щек вилки в два раза больше, чем на поверхность, работающую во вкладыше, то формула примет вид:
d V 1,88/?
Формула эта позволяет определить наивыгоднейшее отношение I к d для пальцев вильчатых шатунов, при условии, что расчет на изгиб и на удельное давление будет произведен при одинаковой силе. (Расчет на нагревание подобных пальцев производится редко, так как они в большинстве случаев имеют колебательное движение.)
Табл. 120 составлена для пальцев вильчатых шатунов на тех же основаниях, как табл. 119 для цапф. Формула (332) и табл. 120 неприменимы к шейкам прямых и коленчатых валов, которое по большей части работают одновременно на изгиб, кручение и срез, как это будет подробнее разобрано в примере 8, гл. 18.
Таблица 120
. Зависимость между удельным давлением р, отношением длины к диаметру и напряжением для цилиндрических иальцев вильчатых шатунов
р= 20 30 40 50 60 70 80 кг/см2 90 100 120 150 180
1,5 84 127 169 211 254 % 295 338 | 380 422 504 633 760 | кг!см*
1,8 122 182 243 304 364 426 486 547 608 729 | 912 1092
1 2,0 150 225 300 I 375 450 525 600 675 750 j 900 1125
2,2 182 272 | 363 454 544 636 726»| 817 908 9 -
2.5 234 I 351 468 585 702 Г 819 936
3.0 338 1 507 676 | 845 1014 - •
3. Расчет на нагревание
Чтобы цапфа не нагревалась, удельная работа трения
п _ Рт • Н • v к '
где _
к • d- п V =--------.
60 ’
не должна быть велика. Если принять, что коэфициент трения = const, что соответствует в первом приближении установившемуся состоянию при высоких температурах, то величина aR будет пропорциональна произведению рт • v. Поэтому произведение это может служить для расчета на нагревание, и величина его не должна переходить за известные пределы. Если величина давления^на цапфу меняется, то среднее значение удельного давления /?,, = следует определить
по кривой изменения его. Например, для пальца кривошипа паровой машины, при определении величины Р„, следует пользоваться кривой избыточных давлений на 66
ьоршень (фиг. 1111), прибавляя отрицательную работу сжатия, т. е. следует пользоваться заштрихованной площадью диаграммы. Если, например, для соответствующего пальца мощность стороны высокого давления двухцилиндровой машины компаунд с двумя кривошипами будет N, та средняя величина силы Рт определится по формуле:
_ P-75-N
(333)
где ст—средняя скорость поршня, р—поправочный коэфициент, учитывающий площадь сжатия. Величина р для паровых машин с большим сжатием может быть принята равной 1,15; с умеренным сжатием —1,08; для четырехтактных двигателей внутреннего сгорания простого действия, при учете силы инерция частей с попере-
, 1,5 1,7 Л
менио-возвратным движением, -j- • • • и для двигателей двойного действия
1,5 1,7
2’2'
Если подставить v = то знаменатель формулы надо умножить на 100 для
приведения к одинаковым единицам измерения, так как при определении скорости v= м/сек величина d подставляется в формулу в л, а при определении у дель-р i
яого давления по формуле = кг/см*-, та же величина подставляется в см, таким образом, ыы получим
_ ___ Рт в* ‘ 1 Рщ * (VlAX
2 JOO 200/ ’ Д334^
Формула показывает, что работа трения и количество выделяемой теплоты ие зависят от диаметра d\ они обратно пропорциональны длине цапфы I, т. е. могут быть уменьшены только за счет увеличения длины цапфы. Выбор большего диаметра при той же длине понизил бы удельное давление, но одновременно увеличил бы окружную скорость: от этого работа трения осталась бы без изменения или даже увеличилась, так как согласно сказанному выше (стр. 51), коэфициент трения цапфы [х увеличивается с повышением скорости. Если даны нагрузка Р и число оборотов л, то .необходимая длина цапфы I определится по формуле
., Рт-«> Р.-в
‘ 200 • р v ~ 2000 р • v '
Фиг. 11 И. Определение среднего удельного давления рт для подсчета работы трения.
(335)
При этом ориентировочно отношение длины к диаметру неохлаждаемой цапфы можно брать в зависимости от окружной скорости в следующих пределах:
у цапф с незначительной скоростью /да 0,25, • • • ,1 d\
у цапф с окружной скоростью:
V < 1
® = 2
v >5
м/сек
• 4 м/сек м/сек
1^1,5 d
/да 1,8,...,2,5 d.
/да2,5,...,4 d.
Чем длиннее^цапфа, тем лучше удерживается масло в подшипнике. Но при этом требуется особенно аккуратное выполнение и сборка (установка), а при длине l>2d— применение самоустанавливающихся вкдАаышей,которое при значительно большей длине цапф обязательно. У цапф с охлаждением выбор отно-
I О
шения — ничем не связан. Величина произведения рт- v не должна превышать цифр, помещенных в нижеприведенной табл. 121.
5*
С7
Таблица 121
Допускаемые значения рт v для цапф, работающих при режиме полужидкого трепня
У коренных подшипников кривошипных н коленчатых валов нормальных паровых машин.................................................................
У двигателей внутреннего сгорания при бронзовых вкладышах................I
То же при вкладышах, залитых белым металлом...............................
У судовых машин . . ,.................................... ................
, приводов.....................................'...................... ...
„ пальцев кривошипов нормальных паровых машин, компрессоров, насосов . . . коленчатых валов при вкладышах, залитых белым металлом..................
, кривошипных шеек судовых машин..........................................
. шеек осей пассажирских ж.-д. вагонов встречаются значения до............
„ шеек паровозных осей до.................................................
, шеек коленчатых осей быстроходных паровозов с тремя спаренными осями до . „ них же для пальцев наружных кривошипов даже до..........................
^30 30-40 , . Ю-20 , , 25—35 . .
50
50 -70 . .
50 . .
65 . .
80-100 „ , 130
Такие высокие значения допускаются ввиду сильного охлаждения током воздуха, образующимся при движении. Высокие значезия р„ • v требуют хорошей конструктивной разработки смазки и тщательного ухода, но влекут за собой и более сильное изнашивание. У паровозных и судовых машин приходится с этим мириться, чтобы уменьшить веса и массы частей движущегося механизма.
Бах дает формулу, выведенную иным путем. Если диаметр цапфы d дан в см, то удельная работа трения
“о ТС
выразится формулой^
_____Р-! Рп п • rf • п___р, • Р„ п ад, —V ‘ сГ-1 ' ЮО-60 ~ 6000 •/ ’
откуда
/ = ‘ ^>м ‘ П
\ — 6000 - аВ)1 *
Если подставить
6000 • aKi> 6000 • р„-ч)
Pi к ” ’
то формула упрощается и примет вид 1_=Р™'п w
(336)
где Wr—опытный коэфициент, пропорциональный произведению рт -v, определенный для хорошб зарекомендовавших себя конструкций.
Формула (336). опять-таки показывает, что диаметр не оказывает влияния на количество теплоты, образующейся за тчет трения. Для величины w Бах дает следующие значения (одновременно указаны и соответствующие значения для
Pm'“w~ 1910 ) •
Для коренных подшнпниы^криввшипных и коленчатых валов То же, если вкладыши заЯГы белым металлом Для пальцев кривошипов нормальных паровых машин Для кривошипных шеек коленчатых валов, если вкладыши зашты белым металлом w 15000 40000 37 5U) 90 000 7,9 20,9 19,5 • 47
68
4. Примеры расчета цилиндрических цапф
При расчете цапфы целесообразно поступать следующим образом: задаваясь удельным давлением р, сперва определить площадь опорной поверхности, а затем отношение длины к диаметру, руководствуясь окружной скоростью или конструктивными соображениями; в некоторых случаях можно произвести расчет по формулам (329) и (332). После этого надо произвести поверочный расчет цапфы на прочность и на нагревание и, если необходимо, сделать соответствующие изменения.
Пример 2. Палец кривошипа паровой машины водопроводной станции (черт. I). Палец нагружен, как показано на фиг. 1109; палец сделан из стали, отшлифован и вращается в залитом белым металлом бронзовом вкладыше.
Чтобы показать характерные особенности нагрузки пальца, направления и величины действующих на него сил нанесены на фиг. 1112 и 1113 для различных положений кривошипа. Силы определены по кривым избыточного давления на поршень для стороны высокого давления. На фиг. 1112 показаны силы, действующие на палец кривошипа машины, непосредственно соединенной с насосом и работающей с наполнением 14°/0. На фиг. 1113 показано то же, но для паровой машины, работающей как двигатель при наполнении в 40°/о. В обоих случаях действие сил инерции и к. п. д. во внимание не приняты.
Фиг. 1112. Диаграмма сил, действующих иа палец кривошипа машины водопроводного иасоса пр» наполяешя 14% (черт. I). Сторона высокого давления.
Фиг. 1113. Диаграмма сил, действующих на палец кривошипа паровой машины высокого давления, работающей как двигател» (черт. 1) при 40% наполненнн.
Кривые получены следующим образом: для каждого положения пальца кривошипа, наклон которого измеряется углом <р, найдено направление шатуна, определяемое углом Ф, и в этом направлении отложена соответствующая величина силы.
Нагрузка пальца больше всего подходит к типу нагрузки, колеблющейся от нуля до некоторой наибольшей величины. Хотя высокие давления в мертвых точках А и В (фиг. 1112) и имеют противоположное направление, все же/так как палец повертывается на 180°, действию сил подвергаются всегда одни и те же волокна: сжатию подвергаются волокна, расположенные со стороны вала, и растяжению — расположенные на наружной стороне пальца. Напряжения, изме-1яющие и направление, незначительны и бывают только в точках U7, и й^2, где лроисходит перемена направления давлений.
Наибольшая сила, действующая на палец, равна сумме давлений пара и воды; для стороны цилиндра высокого давления Ро = 20 600 кг (см. т. I, гл. 3, разд. I). Эта сила должна быть положена в основу расчета на изгиб.
Опорную площадь определяют по наибольшему, действующему продолжительное время давлению пара Pd = 16 900 кг, так как действие силы Ро в мертвых точках весьма непродолжительно. Делается это также и по той причине, что конструкция паровой машины допускает пользование ею как двигателем и в этом случае давление пара на поршень цилиндра низкого давления достигает 17 400 кг, (см. т. I, гл. 3, разд. П. При непосредственном соединении насоса при помощи поршневого штока, сэ
на палец кривошипа, как это было объяснено в т. I, гл. 3, разд. I, будет действовать только разность давлений пара и воды, уменьшенная на величину сил инерции, так что помешенный ниже расчет даст достаточный коэфициент безопасности.
Удельное давление р принимаем 65 кг] см*. Необходимая опорная поверхность будет иметь, площадь:
P,= i^oo=26Ocj(, р 6о
Если принять
13,
14
см,
получим
20,0,
18,6
см
„ 16-Ро-1 16.20600./ 1Ч1_
= -\~d3 =-------------= 1312
г • а3
955,
711,
кг/см*.
если машина работает как = 69 кг1см2, а» = 688 кг!см2.
Принимаем d — 140 мм; /=180 мм; р = Ь7 кг/см*.
При этом на стороне цилиндра низкого давления, 17400 двигатель, удельное давление составляет р =
Поверочный расчет на нагревание. Если палец
индикаторной мощности цилиндра низкого давления N{= 163 л. работает как двигатель, то среднее давление на поршень Рт или -по кривой избыточных давлений или по формуле (333):
п р • 75 7V, 1,15-75-163
Р-~—.-------'------1^3— =10550 кг,
рассчитывать по с., когда машина можно получить
откуда среднее удельное
ст
давление будет:
Р„ 10 550 ,
рм~~ d-F^ 14- 18 ~41,9 кг1см>
при скорости пальца
к • 0,14 • 50 - п , бо~~ 60--= 0)367 м/сек'
получим
d = 12,
1 = а
и
V
г • d • п
р„ • v = 41,9 • 0,367 = 15,4 Д- • —.
г* ’ ’ см* сек
штоком паровой
Величина эта допустима.
При непосредственном соединении насосного поршня со машины разность среднего давления пара и давления воды будет 9300 — 3700 = = 5600 кг, а среднее удельное давление рт = 22,2 кг/см-, так что рт • v падает Q. с кг м - •
до 8,15—г,----.
см* сек
Пример 3. Палец вильчатого ползуна для .той же машины. р = 80 «а/емА;
^ = 269ОО = р 80 4 ’
Для облегчения обработки шатуна длина пальца ползуна сделана равной длине пальца кривошипа 7=180 мм:
d=4-=-Tr=11'7 см' • " 1о
или округленно d = 120 мм.
70
Поверочный расчет пальца ползуна для стороны цилиндра низкого давления той же машины, работающей как двигатель:
17 400 onc J «
Р = 12\ tg = 80,5 кг [см*.
Длина опорных поверхностей в ползуне, при удельном давлении ^ = 100 кг/с.иа (см. фиг. 1110) будет:
21 - = 16900 = 14 1 см
1 p-d 200-12
Принимаем I, = 70 мм, так что полная длина пальца ползуна L = 320 мм и наибольшее нормальное напряжение от изгиба:
32-Р0-£ 32-20 600-320 , о
’• S-.-rf»-------».«.Т2» °485 'я/<и* •
Напряжение это при нагрузке, изменяющейся периодически от некоторой отрицательной величины до такой же положительной, для стали вполне допустимо.
Ввиду того, что шатун совершает лишь колебательное движение,*нагревания можно не опасаться. Конструкция ползуна показана на фиг. 1195.
Пример 4. Шейки коренных подшипников той же машины. Силы, действующие на палец кривошипа, как показано на фиг. 1112 и 1113, передаются также и на шейки коренных подшипников. При этом сумма сил, действующих на поршень в мертвых точках Ро = 20600 кг, производит исключительно изгиб, в то время как при других
Фиг. 1114. Экскиэ концевого кривошипа' машины, изображенной на черт. I.
палеи кривошипа про-
положеииях кривошипа полезное давление пара на поршень производит также и кручение; подробнее это будет рассмотрено ниже. Нагрузка здесь, так же как и у пальца кривошипа, колеблющаяся от нуля до некоторой величины, но без перемены знака.
Для точного расчета длины шейки по удельному давлению сперва необходимо определить давление на подшипники, исходя из сил, действующих на поршни цилиндров высокого и низкого давлений. Но при первоначальном расчете мы не имеем необходимого для этого размера а (фиг. 1114) от центра пальца кривошипа до центра шейки коренного подшипника. Поэтому часто поступают таким образом: сперва, с известным приближением принимают, что давление на опору складывается из наибольшей силы, действующей на должительное время, и из других сил, действующих на вал, величину же удельного давления берут умеренной, принимая во внимание возможное повышение его от давления на палец кривошипа другой стороны паровой машины. Если машина работает как двигатель, то, как указано в т. I, гл. 3, разд. I, для пальца кривошипа низкого давления в мертвом положении, т. е. сила направлена горизонтально, следует взять У3/= 17 400 кг. К этой силе следует добавить силы, развивающиеся от натяжения канатов или ремня, распределяющиеся поровну на оба коренные подшипника, предполагая, конечно, что маховик расположен посредине между ними. Величина этой Р
.илы, действующей на каждый подшипник, будет = 2900‘кг. Если взять самый неблагоприятный случай, когда привод расположен горизонтально, то давление на подшипник в одной из мертвых точек кривошипа увеличится. К этим силам, действующим в горизонтальном направлении, прибавляются еще действующие в вертикальном направлении силы тяжести от половины веса маховика-у = 2450 и веса вала, включая вес полорины шатуна, который принимаем равным = 1200 кг, т. е. в сумме 3650 кг. Полное давление на подшипник будет:
j_ п \а ,___________________________
= У (17400 4-2900;2 4.3650* = 20 630 кг.
71
Если принять удельное давление /> = 23 кг/см?, то проекция поверхности шейки вала в коренном подшипнике будет:
f = 20630=897 ™*.
Если принять диаметр шейки вала
dx = 24, 25, 26 см,
то длина шейки будет
/j = 37,4, 35,9, 34,5 см.
Теперь можно определить длину плеча рычага а, а зная ее и напржение, вызываемое наибольшей силой Ро. Размер а можно определить или’сделав эскиз кривошипа, так как теперь уже известны размеры пальца кривошипа и коренной шейки, или же рссчитав по формуле:
rt = ^hA-i-0,6/..,0,7rf1.
Последний член этой формулы представляет длину втулки кривошипа, считая от кромки коренного подшипника до плоскости, к которой прилегает палец кривошипа. Если для последнего члена взять среднее значение 0,65rfp а длину /= 18 см, то при di = 24 25 26 см
получим
а = Ц"-1 + 0,65 dx = 43,3 43,2 43,1 см наибольшее нормальное напряжение от изгиба:
32 • Ро а 32 • 20 600 • а ссо соп С1 _
о. =-----=------------—— = 658 580 515 кгсм?
к • df к • И]
принимаем:
di = 250 мм; li = 360 мм; а = 435 мм, о4 = 584 кг/см"2’
При конструировании шипника, сделана выточка
кривошипа у втулки его, со стороны коренного под-для помещения неподвижной кольцевой части масло-
улавливающей коробки, как показано на фиг. 1298. Это использование материала втулки кривошипа для предохранения от разбрызгивания масла, компенсируется увеличением длины втулки с противоположной стороны, где она выступает за плоскость, к которой прилегает палец кривошипа, на размер Ь = 25мм. При этом между криво-
Фиг. 1115. Нагрузка коленчатого вала машины, изображенной на черт. 1, при положении кривошипа цилиндра низкого давления в задней мертвой точке.
шипом и телом шатуна остается достаточный зазор; на напряжениях получающихся при насадке кривошипа на вал, это отражается благоприятно.
Для точного определения удельного давления нагрузку на подшипник следует подсчитать по силам, действующим на поршни высокого и низкого давлений, принимая во вниманиё относительное положение кривошипа и действие сил инерции. Наименее выгодная нагрузка на подшипник А (фиг. 1115) будет при положении кривошипа цилиндра низкого давления в задней мертвой точке, когда паровая машина работает как двигатель с наполнением в 4О°/о. При этом на палец действует в горизонтальном направлении давление на поршень — 17 400 кг (т. I, гл. 3, разд. I),
’ 72
уменьшенное на силу инерции—1330 кг (стр. 25), т. е. Р„ = 16 070 кг. На стороне цилиндра высокого давления, где кривошип находится в среднем положении, давление пара по кривой (фиг. 1051) равно 7,8 ат. Отсюда, сила, действующая на поршень, будет:
Ph = — • (453 — 10?) • 7,8— 11 800 кг,
т. е. меньше; незначительной величиной сил инерции можно совсем пренебречь. На палец кривошипа высокого давления сила эта действует в горизонтальном направлении, а одна пятая часть ее, т. е. 2360 кг, — в вертикальном направлении. Вес маховика (7„ вес вала и сила, действующая в горизонтальном направлении и создаваемая натяжением канатов или ремня, приняты, как указано выше (фиг. 1115).
Из уравнения моментов относительно точки В определится си^а, действующая на подшипник в горизонтальном направлении:
. _ 16 070 • 293,5 + 5800 -125 + 11 800 • 43,5
и~ 250 ~ ~
= 23 820 кг, и сила, действующая в вертикальном направлении:
. 4900 + 2400 , 2360 • 43,5 лпсЛ
А =-------j-----+—ЙО— =«*><“•
Равнодействующая их будет:
А' =УЛЮ2 + Л,«= ]/23 8202 + 4060а =ь = 24160 кг, при этом наибольшее удельное давление возрастает до величйны:
, А' 24160 „
25?36=26’8 и/с-“’
Фиг. 1116. Нагрузка коленчатого нала паровой машины, изображенной на черт. 1 (сторона низкого давления).
что допустимо.
Для другого подшипника те же величины соответственно будут:
£„ = 13750 кг, В,= 880 кг, В'= 13 880 кг.
Поверочный расчет напряжений от скручивания и изгиба
при наклонном положении кривошипа. Если Р направлении шатуна к кривошипу (фиг. 1116), силу---
при перпендикулярном действующую по оси
шатуна, приложить в двух взаимно-противоположных направлениях к середине А, шейки вала н в точке С пересечения оси вала с плоскостью вращения пальца (середины его) кривошипа, то силы, отмеченные на фиг. 1116 одним Р
трестом (X), дадут вращающий момент а силы, отмеченные двумя
крестами (ХХ)> — изгибающий
Р момент -------г • а.
COS']'
Оба эти момента действуют
на шейки коренного вала. При определении величины силы Р следует брать полное давление пара Рп', которое1 при больших наполнениях, в указанном положении 1
кривошипа почти достигает своего максимума. Величину множителя с~-^ можно
принять равной единице.
Р
Действие срезывающей силы можно оставить без внимания, так как со-
здаваемые ею касательные напряжения в сравнении с нормальными напряжениями от изгиба, определяемыми ниже, незначительны. Там, где нормальные напряжения от
7.
изгиба достигают наибольшей величины, эти напряжения равны нулю, максимальную же величину они имеют в нейтральном слое.
Для величины наибольшего нормального напряжения от изгиба получим:
3%-Р„-Д к •
32-17 400- 43,5 к -25“
= 493 кг<см\
а для наибольшего касательного напряжения от скручивания:
16-17400-40
Т- “ ’ -----------------------227 СЛ
и приведенное напряжение
а,. = 0,35 а6 4- 0,65]/ а;2 -]- 4 (а0 • )2
при а0 = 1
о, = 0,35 • 493-j-0,65/493a4-4-1 • 2272 = 608 кг1см2.
При рассматриваемом положёнии кривошипа напряжение получается несколько выше, чем в мертвой точке, но при хорошем материале оно еще допустимо.
Если исходить из предположения, что разрушение начинается в месте наибольших касательных напряжений, то по формуле (44) получим: •
тт«х = 4 ^2'+4т-а = 4 К4932 +4-2272 = 335 кг!см\
Если материал, из которого сделан вал, имеет временное сопротивление разрыву К, = 4500 кг)см2 и предел текучести а, = 2900 кг) см2, то соответствующее допускаемое напряжение на срез будет:
= 4 ’ = 1450 кг'см2.
На основании этого второй расчет даст коэфициент безопасности 4,3.
- т,. 1450 . _
© = —— = = 4,3-кратныи.
335
Величина эта представляет коэфициент безопасности в смысле гарантии против достижения предела упругости. Коэфициент же безопасности в смысле гарантии против, разрушения будет
К, _ 4500
°™ 608
= 7,4-кратный.
Полученные величины вполне достаточны.
Поверочный расчет на нагревание. Точное определение работы трения требует, чтобы предварительно был известен ход изменения давления на подшипник за один оборот, определение которого довольно затруднительно. Пользуясь индикаторными диаграммами (фиг. 1051 и 1052) или кривой давления на кривошип (фиг. 1113), необходимо определить давление на подшипник для достаточного числа положений кривошипа и найти равнодействующие всех сил, действующих на вал. Приближенно можно принять, что работа трения в одном подшипнике зависит от индикаторной мощности, развиваемой машиной на стороне, соответствующей рассматриваемому подшипнику; влиянием же сил, действующих на другой стороне машины, можно пренебречь.
а) Случай, когда машина, изображенная на черт. I, работает как водопроводный насос. Часть сил, действующих на поршень парового цилиндра, передается непосредственно насосному поршию, так что ход изменений силы на стороне цилиндра высокого давления изображается на фиг. 1065 площадью, заштрихованной вертикальными линиями. Предполагая в дальнейшем, что силы эти действуют на коренной подшипник вала машины в горизонтальном направлении, можно найти среднее полезное давление, измерив площадь диаграммы (фиг. 1065). В рассматриваемом случае давление это будет Рт = 4840 кг 74
Вместе с другими действующими на палец кривошипа постоянными силами, весом половины маховика и весом вала — 3650 кг получим полное среднее давление на подшипник:
=/4840236502 = 6060 кг
и среднее удельное давление
6060 25-36
6,73 кг/см2.
А
п =
р* <А • А
Скорость на кого подшипника
окружности шейки корен-будет:
к • d • п ~ 0,25 • 50 Л
“ —60“ = —60" = °Л" м1сек-
Отсюда определится произведение
р»
v = 6,73 • 0,655 = 4,41—5-—- — величина ’ ’ см* > сек.
достаточно низкая.
> Ь) Случай, когда паровая машина работает как двигатель. В этом случае среднее давление на поршень проще всего определить по мощности данной стороны машины. При наибольшей мощности, развиваемой машиной на стороне цилиндра низкого давления, по формуле (333) получим
р • 75 • ЛЛ_ 1,15 • 75 • 163_
> ст 1,33
10550 кг.
Давление это, действующее в горизонтальном направлении, при прямом ходе поршня следу зт увеличить на половину натяжения ремня или канйа -^-=2900кг,т. е. до 13450«г, при. обратном же ходе- поршня уменьшить на 2900 кг, т. е. до 7650 кг. Давление эпц. при сложении с давлением, действующим по верти
ЛшЛнпи в нниойодд
75
42*
кальному направлению, равным 3650 кг, даст среднее давление для прямого хода поршня: /13 540а365U2 = 13 930 и для обратного хода /76502 + Зб50а = 8480 кг, или в среднем за один оборот А,,' = 11 205 кг. Отсюда получим:
, 11 205 о кгм
рт -v = -Г~- • V == ос • 0»654 = 8,15 — ----.
d, • /1 25 • 36 см2 • сек
Величина эта допустима.
Пример 5. Определить диаметр в£ла и длину подшипников контрпривода при 250 об/мин и при постоянной нагрузке Р = 5000 кг. Материал — незакаленная сталь; подшипник с заливкой белым металлом. (В подшипниках, как это показывает пример 8 и как это будет видно из фиг. 1117, без затруднения можно достигнуть режима жидкого трения; несмотрй на это, расчет в этом примере будет произведен обычным, применявшимся ранее способом.)
Опытному инженеру видно, что расчет должен производиться на нагревание. Но способ расчета, описанный выше, также быстро приводит к тому же результату и поэтому может быть рекомендован начинающим.
Исходя из допускаемого удельного давления pmai = 60 кг! см2, получим площадь прекции опорной поверхности:
Для различных диаметров будем иметь:
tZ = -7, 8, 9 см
1 = ^ = 12, 10,4, 9,3 см d
аь~ = 25 500-5Z? = 893, 518, — кг/см2.
2 • z • аа ал
о) • d
v==—-—= 13,09 -d = — 1,047, — м/сек а
р • v = -, 62,8, -
• s' jz2
и
сек *
Последняя величина недопустима. .
Большое значение произведения р • v указывает на то, что расчет должен быть произведен на нагревание. Приобычной у трансмиссионных валов величине произведения (р • v)' — 20, получим необходимую длину пошипника:
„l-p-у 10,4-62,8
1 ~(p-v)' ~ 20 “32,7 ' .
Принимаем Г — 330 мм.
При £, = 600 кг/рм2, получим:
Ж _j3 р 5&00.33 „
UZ— 32-at — 2Ai — 2 - 600 “ 137>5сл£‘> d~ И-2 см
Берем d= 115 мм.
При этом удельное давление понизится до
Р = -Д = , У,; = 13,2 кг/см2.
а • I 11,5 • 33
В. РАСЧЕТ ЦАПФ И ШЕЕК НА ОСНОВАНИИ ГИДРОДИНАМИЧЕСКОЙ ТЕОРИИ
Прежде всего предполагаем, что цапфа работает прн режиме жидкого трения, т. е. что имеется необходимый зазор между цилиндрической цапфой и вкл |дышем для образования клиновидного слоя смазки, а также надлежащая окружная скорость. Условия эти, вообще, бывают выполнены только у цапф, вращающихся
76
все время в одном направлении и подверженных действию постоянной нагрузки или же действию нагрузки с незначительными колебаниями. Шейки вильчатых конструкций, имеющих колебательное движение, исключаются совершенно.
Толщину слоя смазки следует считать от дна углублений во вкладыше, как это было уже установлено на стр. 37. Соответствующий расчет проще всего обеспечивается следующим образом. Сперва определяют зазор между цапфой и вкладышем, вычитая из диаметра вкладыша D диаметр цапфы </, т. е. вычисляя D — d, или же измеряя этот зазор между вкладышем и находящейся в нем в состоянии покоя цапфой, и затем полученный размер увеличивают на удвоенную сумму величин неровностей соприкасающихся поверхностей, так что в нижеследующих расчетах величину зазора во вкладыше следует брать равной
s = D — d 4-2 (8,4-8,). (337)
Пример 6. Пример, проделанный на стр. 48 и 49 при условии совершенно гладких поверхностей, при учете величины неровностей 8, = 62 = 0,0005 см, даст следующие значения.
Зазор в подшипнике:
s = D — d 4- 2 (8, -j- 8,) = 10,02 — 10,0 4- 2 (0,0005 4- 0,0005) = 0,022 см,
191000-p-s’ (d^iy_ 191000-17,9 - 0,022’ /104-14\
Ф \ I / 0,0025 • 500 • 10а Ц 14 22>а-
Согласно фиг. 1096, проводя прямую через точки М и Ф = 22,8, получим:
'' . с П ООО
Л = 0,091 • = 0,091 • ^=- = 0,001 см.
При этих условиях цапфа вращается во вкладыше так, что неровности цапфы проходят минуя неровности вкладыша, и обеспечивается режим жидкого трения.
Сперва нам нужно вывести основные формулы для определения: 1) зазора во вкладыше и толщины слоя смазки в наиболее узком месте, 2) работы треиия и 3) температуры подшипника. По отношению к перечисленным факторам радчет naj прочность особенно в случае малых цапф при небольших нагрузках отходит на задний план (см. краткий расчет, приведенный ниже в п. 4). Диаметры, получаемые при этом, часто представляют лишь наименьшие допустимые величины и их приходится увеличивать, чтобы добиться работы цапфы при режиме жидкого трения. Поэтому рекомендуется сперва определять диаметр по формулам, выведенным в нижеследующих пунктах 1—3, а затем уже путем поверочного расчета нахоаить напряжения на изгиб и кручение. Наоборот, чрёзвычайно важно влияние деформаций цапфы, изложенное ниже в п. 5. . '
1. Определение зазора во вкладыше и толщины слоя смазки в наиболее узком месте
Толщина Л слоя смазки в наиболее узком месте была определена на стр. 46, руководствуясь величиною Ф и фиг. 1096. Если значения Ф по табл. 115 h
нанести в зависимости от отношения на плоскости прямоугольных координат, то получим .кривую, которая в пределах, имеющих практическое значение, для -- = 0,05 до 0,5 Может быть с достаточной точностью заменена равносторонней S/o гиперболой:
^•Ф = 2,08 или Ф = 1,04^. (338)
s/2 , Л ’
п
Если это выражение подставить в формулу (312), то после преобразований получим:
. Т( • П rf2 I ... Т| • п • cP I
а) S— 183bC0-h-p’ d-^-l ИЛИ b) h~ 183600-s-p' d+-l
: (339)
(формулы применимы при /г = от 0,025 ... до 0,255).
Формулы эти допускают вычисление s или h для цапфы с диаметром d и длиною Z, работающей в определенных условиях, характеризующихся значениями величин р, г, и и; величину Ф при этом определять не нужно. Если же рассматриваемый случай лежит за пределами указанных выше границ, то, как сказано на стр. 49, при расчете надо принимать во внимание величину Ф. Если s и h известны, то в зависимости от обстоятельств можно найти п или р.
Наименьший коэфициент трения Ншм» а 0ТС1°Да и наименьшая работа трения, к которым необходимо стремиться как для повышения к. п. д. передачи, так и для уменьшения нагревания подшипника, получаются при как то было указано на стр. 49 на основании хода изменения величины х. Если это значение для h подставить в,формулу (339а), то получим наивыгоднейшую величину зазора:
= /4-71-и^ I наичш. у 183600/7 ' d-\-l
0,00467d • ^4-7- <340)
V р d-\-l
При этом следует иметь в виду, что по формуле (339b) толщина масляного слоя h будет тем больше, а следовательно, будет больше и гарантия за режим жидкого, а не полужидкого, трения, чем меньше величина s. Толщина h увеличивается прямо пропорционально числу оборотов п и квадрату диаметра d, так что большие диаметры способствуют установлению режима жидкого трения; с увеличением давления величина h уменьшается.
Низший предел зазора во вкладыше О— d определяется возможностью выполнения, а толщина h слоя смазки условием прохода выступающих неровностей на поверхности подвижной части над неровностями на поверхности неподвижной: На современных заводах обработка цапф и вкладышей производится с применением системы предельных калибров. В общем машиностроении, при изготовлении подшипников, к которым предъявляются высокие требования, применяется ходовая йосадка 2-го класса точности по системе отверстия. В системе вала, применяемой при изготовлении приводов, зазоры имеют, приблизительно, те же размеры. У коротких цапф, хотя и гораздо реже, применяется посадка движения. При этом для валов, имеющих много опор, часто применяется более свободная посадка (легко ходовая) вследствие трудности выполнения нескольких подшипников с одинаковой степенью точности. При больших диаметрах также рекомендуется применять более свободные посадки.
Кроме точного выполнения зазоров важно, чтобы поверхности были точно цилиндрическими и оси цапф (шеек) и вкладышей — строго прямыми. Нередко бывает, что резец вследствие различной крепости материала, сдает, отчего например осевые линии вкладышей не получаются прямыми. Опыт показал,что длинные, неразрезанные* втулки трудно выполнить с небольшим зазором так, чтобы прн помещении в них цапфы не получалось защемления. Правильные размеры зазоров должны быть выдержаны не только при обработке, но и при сборке. Последнее бывает тем труднее, чем из большего числа частей состоит вкладыш. Наконец, вкладыши, состоящие из нескольких частей, изменяют свою форму под действием нагрузки, если они не выполнены достаточно прочными или недостаточно подперты; иногда от нагревания во время работы их может и повести. Незначительные подобные неправильности могут быть устранены путем правильного процесса прирабатывания, большие же приходится исправлять специальной обработкой.
Влияние зазора сперва покажем на некоторых примерах ходовой посадкой по системе отверстия.
Пример 7. При диаметрах от 32 до 50 мм зазоры согласно DIN 777 н 773 составляют: наименьший — 0,(125 мм н наибольший — 0,075 мм. Предполагая тщательную 78
обработку цапфы посредством шлифовки и вкладыша притиркой, можно принять высоту выступающих неровностей равной-8; = 82 = 0,005 мм и при расчете пользоваться величинами для наименьшего зазора:
Srain — (D — d)min -f- 2(3j -j- 82) = 0,t)25 -f- 0,02 = 0,045 мм, а для наибольшего зазора:
Smax = (D — d)raax 4~ 2 (8i 8г) = 0,075 4" 0,02 = 0,095 MM.
По наименьшей толщине слоя смазки в наиболее узком месте, при данном давлении р и вязкости смазочного материала ц Можно определить наименьшее число оборотов цапфы в минуту, необходимое для работы при режиме жидкого трения. Рассматриваемые ниже деформации цапфы и вкладыша при этом могут быть оставлены без внимания. Решая уравнение (339) относительно п, получим:
183600 • s - h • р 4-1 п — _____________4_ . — 1 -
г] • о!а I •
г. е. необходимое число оборотов будет тем выше, чем больше р.
Для облегчения сравнения принимаем везде р=10 кгсм2; т, = 0,003 —~т— и
h = 8, 4~8s== 0,001 см. При этих условиях наименьшее нисло оборотов цапфы, диаметром d = 32 мм и длиной /=l,5d = 48 леи, при наименьшем зазоре будет:
183600 • 0,0045 » 0,001 • 10 3,2 4-4,8
П ~ . 0,003 - 3,2а 4,8 —- 8
и при наибольшем зазоре:
183600.0,095-0,001 • 10 3,2 4-4,8
" =---------0,003.3,2»------------б- 6 в “ияуту-
Эта значительная разница в числе оборотов, получающаяся при предельных величинах зазоров, едва ли встречается на практике, т. е. едва ли возможна комбинация цапфы наибольшего диаметра, работающей с наименьшим зазором и наоборот; действительная разница сглаживается также и благодаря прирабатыванию цапфы.
Для оценки влияния диаметра цапфы могут служить средний зазор 0,070 мм и соответствующее число оборотов nm = 697.
Для наибольшего диаметра d = 500 мм, для которого еще установлены допуски ходовой посадки, мы имеем следующие зазоры:
(О — d)mln = 0,06, Smin = 0,08 мм\
' {D— flf)raax3=10,18, Sma!I = 0,20 п
Так как цапфы столь большого диаметра делаются обыкновенно короче, принимаем Z = rf=500 мм\ при этом предельные числа оборотов, при которых устанавливается режим жидкого трения, будут:
, 183600 - 0,008 - 0,001-10 50 4-50
П 0,003-50* ' 50 — 3“’
183600-0,020-0,001-10 50-1-50
" — 0,003-50* ' 50 — У,7‘
Принимая одинаковую вязкость смазочного материала и одинаковое удельное давление, на основании полученных значений можно сделать следующие выводы:
а) Небольшие цапфы только при большом числе оборотов, большие же уже при весьма незначительном, приподнимаются настолько, что перестают задевать своими неровностями выступающие неровности на поверхности вкладыша, и устанавливается режим жидкого трения.
Ь) Крайние значения величин п, обусловливаемые допусками ходовой посадки, у больших цапф лежат ближе друг к другу. Цапфы большого диаметра дают
79
большую гарантию в том, что может установиться режим жидкого трения. Иногда при них возможны даже большие зазоры, чем то допускается по нормам, и это бывает даже целесообразно, как показывает пример 13. На фиг. 1117 нанесены кривые предельных чисел оборотов для нормальых диаметров от 32 до 500 мм. Диаметры приняты за абсциссы, а наименьшие и наибольшие зазоры, принимая также во внимание неровности поверхности, а также и соответствующие числа оборотов приняты за ординаты. При этом принято, что длина цапфы от/=1,5</ для малых диаметров до 1,0 d для больших изменяется для отдельных групп диаметров следующим образом:
d. . . . 32—50 52—80 82—120 125—180 185—260 270—360 370—500 мм
1 . : ' . . 1,5 1,5 1,4 1,3 1,2 1,1 1,0 d
Вообще кривые дают возможность определить предельные числа оборотов п' при любом давлении р' и вязкости V по формуле * _
п' _ 0,003 п |П£ = 0 ооз n^-j' *
Ю -Т| 7J
и потому кривыми этими очень удобно пользоваться при предварительных расчетах. Если, например, цапфа имеет диаметр 150 мм и длину 1= 1,3 d =195 мм, то при удельном давлении р'—12 кг/см2 иди нагрузке 3510 кг, при смазке нормальным маслом № 16 (тяжелое машинное масло) при температуре 50® по табл. 114 (стр. 45) т/ = 0,0107, в то время как числа оборотов при режиме жидкого трения: при наименьшем зазоре (D — d)min = 0,04 мм уменьшаются с 29 до
, 0,0003-29-12
" =-----О.бТО?— = 9’8'
и при наибольшем зазоре (D— ^)шах = 0,12 мм с 67 до
„ 0,0003-67-12
" = 0,0107----=
При продолжительной работе толщину масляного слоя /г в наиболее узком месте с эксплоатационной точки зрения рискованно доводить до предельной величины 3 * * * *1 + 32i необходимой для взаимного освобождения неровностей, так как при нарушениях правильности работы может установиться режим полужидкого трения с быстро возрастающим сопротивлением. Для большей уверенности, что работа будет происходить в пределах установившегося режима жидкого трения, рекомендуется добиваться большей толщины смазывающего слоя, хотя бы и ценою некоторого увеличения трения. По Фальцу, если подшипник может устанавливаться, свободно необходимая толщина масляного слоя h должна быть: для тонких быстро вращающихся валов не менее h = 0,02; для средних — 0,025 и для толстых — от 0,03 до 0,035 мм. Только при медленно вращающихся валах приходится довольствоваться меньшими значениями. Если зазор известен, то можно определить вязкость подходящего смазочного материала.
2. Вычисление работы трения
Если в основное уравнение (322)
«о— я
подставить
« • d • п
6000“
80
(знаменатель равен 6000, если .*/, как обычно, выражен в см), а также Рр из фор* мулы (315), то удельная работа трения будет выражаться следующей формулой:
ар = —<0,0055
/т] • п , /~4rf . -к - d-n ~p~V Т +1 ' “6000
= 9,16-lO^-dlZ7)-р-из(44 + 1 )- KZM * у 1 r \ I /сек • см*
(342)
В этой (342) формуле для упрощения подставлены величины р и Р вместо рт и Рт, так как у цапф, работающих при режиме жидкого трения, давление не изменяется или колеблется весьма незначительно.
„ Р ,
Если P = то формула:
<7^9,16- 10~7 . 1/тгР.гез
/ d \а . d 1 кгм
\ I / ‘ I J сек • см'-
(343)
, n d
позволяет определить удельную работу трения по нагрузке Р и отношению -j.
Полная потеря мощности на трение на основании формулы (323) будет: а„* -к • dl „ / / 5 \
= — = 3,84 • 10-8 • rf2 • Z 1 / т).р.Я« 44+ 1 =
* /э у \ I /
(344)
Из основной формулы (342) видно, что когда цапфа работает при режиме жидкого трения, то работа трения прямо пропорциональна: диаметру d, числу оборотов п в степени 1,5 и корню квадратному из вязкости (tj) и из удельного давления р. Длина цапфы имеет второстепенное значение. Для уменьшения работы трения и нагревания подшипника, а также для достижения лучшего к. п. д. передачи диаметр цапфы (шейки) при конструировании следует делать настолько малым, насколько это допускают условия безопасности работы и иногда прочности. С точки зрения техники смазки наилучшая величина определится, если в р
формулу (339а) подставить наивыгоднейшее значение s = 4й и р-^
., _ т) • п • d3 • I I
4 — 183600 <Р ’ dT\~l ’
В большинстве случаев удобнее исходить не из длины Z, а из отношения -у, которым задаваться легче. Для этого числитель и знаменатель умножают па d и получают:
7) • п • rf4 • Р 183 600-P.rf-(d + Z)
или
rf = 29,3
P-h*
7) • tl
(345)
rf2\ . <*1
Пользуясь зависимостью (310) при z = 2,6, получим формулу, по которой можно определить наивыгоднейший диаметр, исходя из желательной температуры t подшипника:
rf = 29,3
у Г Р • №(Р,И)2'6 Г/_d у _d 1 V Z • я '[\ Z ) Z J ‘
(346)
о* Ретшер. Детали машип, т. В.
81
3. Определение температуры подшипника
Чтобы определить температуру, которую можно ожидать у подшипника во время работы, и чтобы судить о том, нужно ли применить искусственное охлаждение или нет, необходимо лишь сравнить работу трения с лучеиспускательной способностью рассматриваемого подшипника. Основанием для этого служат опыты Лаше [XV, 9] и Штрибека [XV, 8], которые показали, что кроме разности температур между поверхностями цапфы, вкладыша и окружающей подшипник среды, существенное значение имеет и форма корпуса подшипника. Лучеиспускание бывает тем сильнее, чем больше наружная поверхность подшипника по сравнению с поверхностью цапфы. Внутренняя конструкция подшипника по отношению к способности его проводить теплоту также должна быть принята во вни-
мание. Воздушные и даже маслянке прослойки, образующиеся в корпусе подшипника в тех местах, где наружная опорная поверхность вкладыша имеет выемки, оказывают неблщоприятное влияние. Предпочтительно опорную поверхность вкладыша делать н обрабатывать по всей его длине. Для оценки лучеиспускания при температуре атмосферного воздуха 20° Лаше дает три кривых /, // и //7 (фиг. 1118). На оси абсцисс нанесены температуры вкладышей; на оси ординат — величины лучеиспускания, Пересчитанные на кгм/сек и отнесенцые к 1 см? поверхности цапфы Р • Hi • v для того, чтобы было возможно сравнение с удельной работой трения —. Кривая I дает подсчитанную по Дю лонгу и Пти работу, которую может отдать путем лучеиспускания в виде теплоты только одна поверхность цапфы Кривую / можно рассматривать как низший предел, так как лучеиспускание благодаря охватывающему вкладыш подшипнику будет увеличено. К подшипникам с компактной конструкцией для приводов, паровых турбин, быстроходных динамомашин
82
и т. д. относится кривая //; к подшипникам, имеющим особенно большие массы железа и большую наружную поверхность — кривая III. Кривая IV, лежащая между II и III, дает значения, вычисленные на основании опытов Штрибека над подшипником Селлерса с кольцевой смазкой (фиг. 1097). Форма и величина подшипников по отношению к размерам цапфы указаны на эскизах, помещенных против каждой из кривых, которые и указывают данные, полученные из опытов с соответствующим подшипником. Для облегчения сравнения масштабы эскизов выбраны такими, чтобы поверхности цапф получились равновеликими. На рассматриваемой диаграмме кривая для подшипника Селлерса, имеющего наружную поверхность пр отношению к поверхности цапфы сравнительно небольшую, лежит между кривыми II и III. Объясняется это наличием тонкостенной большой масляной камеры, окруженной воздухом и сильно способствующей отдаче теплоты.
При температуре вкладыша 80° и окружающей среды 20е у подшипника с большими размерами корпуса на 1 см2 поверхности цапфы, согласно кривой III, приходится излучение 0,07 кгм!сек\ согласно кривой IV, у подшипника Селлерса с кольцевой смазкой — 0,054 кгм!сек-, согласно кривой II, у подшипника компактной конструкции— 0,037 кгм!сек. При этом, согласно кривой /, отдача одной лишь цапфы составляет только 0,007 кгм/сек • см2. С кривошипными и коренными подшипниками поршневых паровых машин опытов не производилось. Как можно предполагать, вследствие наличия больших масс железа, способствующих теплопроводности и лучеиспусканию, для ннх нужно пользоваться значениями величин, близкими к данным кривой ///.
Отведение теплоты может быть сильно увеличено посредством^ тока воздуха, образующегося вследствие разности температур, вызываемой расположенными около подшипника кривошипами, дисками, колесами н т. д., иногда же помощью вентилятора или же движением самого подшипника в окружающей среде. Наоборот, отдача теплоты ухудшается, если пддшипник расположен в закрытом помещении, в корпусе, или если околр него расположены' другие части, отдающие теплоту. Все подобного рода факторы до настоящего времени удается учитывать только предположительно. Лучеиспускание у подшипников головок шатунов и у букс железнодорожного подвижного состава, у подшипников автомобилей и пр. увеличивается; у подшипников же машин, работающих в закрытых помещениях, у локомобилей, прокатных ста- *** нов — уменьшается вследствие ♦ добавочногонагревания теплотой I д/ц от котла, прокатываемого мате- £ риала и т. д.
Для предварительного рас- о чета в формулу удельной работы трения
п . ц, .у Фиг. 1119. Коэфициент вязкости цапфы при температуре
а — £_—подшипника 50° и при окружающей температуре 20°.
«о тг .
достаточно из диаграммы подставить значения для’^ (фиг. 1119), отвечающие продолжительной работе при температуре подшипника 50° и окружающей ёреды 20е. Данные эти получены из опытов Штрибека над подшипниками с кольцевой смазкой и заливкой белым металлом при окружной скорости до 4 м!сек. Кривые, соответствующие скоростям 5, 10 и 20 м!сек, проведены на основании экстраполяции. Следует заметить, что эти кривые достаточно надежны для расчета, так как Лаше нашел значительно меньшие величины при окружной скорости 10 м)сек и при удельных' давлениях свыше 15 кг'см2. Удельная работа трения при постоянной скорости и постоянном удельном давлении с повышением температуры уменьшается в соответствии с ходом кривой коэфициента трения цапфы, т. е. по кривой, подобной изображенным на фиг. 1103 и 1104. Если кривая по. своему характеру приближается к равносторонней гиперболе
aw0^ = const = a\0-^ (347)
6*
83
то в точках пересечения с кривыми, показанными на фиг. 1118, получатся ожидаемые установившиеся температуры подшипников различных конструкций; применение этого приема будет показано на приведенных ниже примерах.
Вообще, следует иметь в виду, что величины' коэфициента трения, использованные при построении кривых на фиг. 1119, определены у хорошо обслуживаемых подшипников и что трение может сильно увеличиться от неточностей исполнения и установки, недостаточной приработки, загрязненности масла и т. д. Поэтому, если ожидаемые температуры получаются высокими, рекомендуется осторожность. У валов, расположенных на нескольких опорах, распределение давления.зависит от тщательности обработки и установки; во время работы поэтому легко могут получиться перегрузка и нагревание какого-нибудь из подшипников.
Предельной допустимой температурой смазочного масла или вкладыша надо считать 70—80°. При температуре наружного воздуха п ревосходящей 20°, опасность нагревания, конечно, возрастает. В этом случае ожидаемая температура подшипника будет на tr — 20° больше, чем найденная описанным выше способом. Как уже было сказано выше, ответственные подшипники всегда должны иметь отверстие для установки термометра, чтобы можно было следить за температурой вкладыша или смазочного масла.
Пример 8. Определим приближенно температуру, которая должна установиться при продолжительной работе цапфы диаметром 120 мм, длиною 240 мм, при нагрузке Р = 5000 кг и 250 об/мин.
Среднее удельное давление будет:
Р 5000 . . ,
/’-=гт/=
окружная скорость:
л • п d -к - 250 ,
v = • -и- == —Syr— • 0,06 = 1,57 м/сек.
Оч/ ОО j
Для этих данных из фиг. 1119 находим коэфициент трения н = 0,004.
Таким образом удельная работа трения при температурах подшипника 50° и1 окружающей среды, равной 20°, будет:
= J74_L00042i57_= , - ™
к<> тс тс сек. см?
Для вычерчивания равносторонней гиперболы служит основная величина:
aRo-t = 0,0348- 50 =1,74.
Формула п 1,74
*0 f t’
после подстановки различных значений для температуры при:
Г ...60° 70° 80°
ДЯСТ а '..0,029 0,025 0,022 - Кгм -.
сек. см2
Если по этим данным построить, как это сделано на фиг. 1118, кривую Н^Н, то для установившегося режима работы подшипника типа II мы получим температуру— 66°, а при конструкции типа III с более значительным лучеиспусканием — 54°.
Для точного теплового расчета подшипников и цапф на основе гидродинамической теории режима жидкого трения необходимо для рассматриваемой цапфы найти удельную работу трения aRo по формуле (342) и ожидаемую температуру по кривым фиг. 1118. При этом необходимо принимать во внимание конструкцию подшипника и все обстоятельства, как способствующие, так и препятствующие отдаче теплоты.
Если найденная таким образом температура будет слишком высока, то надо переконструировать или цапфу (шейку) илй подшипник илн же искусственно отвести избыток теплоты, т. е. устроить искусственное охла ждение подшипника. Количе
84
ство теплоты Q кал/сек, которое необходимо отводить в единицу времени, определится по разности между количеством теплоты, преобразующимся из работы
. „ кгм
трения цапфы и количеством лучеиспускаемой теплоты а,, выраженным в —•-------=•
C&JCi см
Q =--------427-------кал/сек.
(348)
Расход воды .или масла q в л!сек, необходимый для охлаждения, при тем-
пературе поступления в подшипник весе 1 кг/дм.* и удельной теплоте с,
- Q = y‘C-(^—4) или
t°, при температуре выпуска /2°, при удельном
из уравнения:
7 • Q _ I •(«/?„ — g c(t2 — 427r.(^-/1) *
(3«)
Для масла в среднем 7 = 0,9; с = 0,4; для воды 1 = 1; с=1.
Пример 9. Исследуем более подробно температурные условия у подшипника, рассмотренного в примере 8, если он будет смазываться маслом для двигателей
Температура масла t 30’ 40’ 50’ 63’ 70’
Вязкость по Энглеру £. . 20 11,3 6,8 4,4 3,г
Абсолютная вязкость ц . . 0,0134 0,0076 0,0045 0,0028 0,0019^ м?
Удельная работа трения аДо 0,0364 0,0273 0,0211 0,0166 0,0137-^^-секшем»
внутреннего сгорания завода О. Дейтц. Согласно фиг. 1094, масло при разной температуре обладает и разной вязкостью, которая указана в прилагаемой таблице. При помощи этих данных и формулы (342) получены помещенные в
Предположим, что масло, при температуре/ = 30°, i "
£ = 20. При удельном весе т = 0,9 кг/дм*, по формуле (309) абсолютная вязкость будет: ’
той же таблице величины удельной работы трения а*. имеет вязкость по Энглеру
Т| = 0,00074 Е — —) = 0,9 ( 0,00074 • 20
0,00064 \ п . кг • сек
-----20— Г' -7SS—
Эту величину можно получить непосредственно из диаграммы фиг. 1095. Отсюда удельная работа трения будет:
<^=9,16.10“’ .rf|XTl-P-"3(v + 1)=9’16‘10-7 ‘12 ‘ V 17>4 • 250з(^Р+1
= 0,314 /^ = 0,314 /0,0134 = 0,0364 —Кгм .
сек • см-
Если значения величины нанести, в виде функции от t, на лист кальки, наложенный на фиг. 1118, то пересечение с кривой III даст ожидаемую температуру подлинника — 46° при больших внешних размерах подшипника и 55° при компактной его конструкции (кривая II). Температуры получаются, как можно было предполагать, несколько йиже, чем по приблизительному расчету, произведенному выше. Для случая // определим > еще и другие величины. Масло при температуре 55° имеет вязкость по Энглеру 5,3’ или абсолютную т] = 0,0035 j^eK. Работа трения при этом будет: а% = 0,09186 Теперь посмотрим, какой минимальной толщины
может быть слой смазки, если цапфа и подшипник будут изготовлены с ходовой посаакой со средним зазором, согласно нормам DIN, величиною О — </ = 0,07 мм при высоте выступающих неровностей 6,,= S0 = 0,005 мм. Зазор, который должен быть положен в основу расчета по формуле (337), будет:
s = D — d + 2 (3t — S2) = 0,07 4- 2 (0,005 -f- 0,005) = 0,Ю9 мм.
85
Отсюда получим толщину слоя смазки по формуле (339b) . ' I 0,0035 • 250 • 122 24 _
183 600 -s p * d + l~ 183 600-0,009- 17,4 ’ 12Ц-24— °’0029 СМг ИЛИ 0,03 ММ'
Эта толщина слоя по сравнению с зазором весьма, значительная; поэтому придется проверить, не пользовались ли мы формулой за пределами ее возможного применения. Так как й = 0,322$, то видно, что пользоваться формулой нельзя и необходимо произвести поверочный расчет по формуле (312), определив величину Ф,
_ 191 000 р - $а d + 191 000-17,4-0,Орда 12-J-24
4-7i-da ’ I 0,0035 • 250 • 122 ’ 24 '
Толщину масляного слоя можно взять или из табл. 115 или из фиг. 1096. В последнем случае проводим через точку М прямую так, чтобы она пересекала кривую MDE в точке, соответствующей значению Ф = 3,2. Тогда, при продолжении ее, прямая МВ пересечет кривую АВМ и определит отрезок К, в данном случае
$ 0 09
h =• 0,60 • = 0,60 - = 0,027 диь
5/
Таким образом режим жидкого трения обеспечен с большим запасом. Если пожелаем узнать величину наивыгодиейшего здзора, то получим его по формуле (340): '
= 0,00467 ,=0,00467.121/. -^- = 0,01<fe«<,
или 0,1 мм.
Толщина слоя смазки в наиболее узком месте будет:
h = = 0,025 мм.
4
Полная потеря, мощности в лошадиных силах определится по формуле (344)
v = = 8Ч6 « . 12.24 = 0,224 л. с.
к (э /о
4. Расчет цапф и шеек на прочность
Цапфы мы должны рассчитывать на изгиб по формуле (327) или (328). Принимая во внимание дальнейший расчет, иногда бывает целесообразно задаться отношением-^-. Для этого формулу (328) можно преобразовать и придать ей следующий вид
' 4/=1/^.±. (350)
V kb d
При расчете шеек, расположенных по середине вала, следует исходить из действующих в этом месте наибольших изгибающего и крутящего моментов.
5. Влияние деформации цапф н шеек
Деформации, которым подвергается цапфа под действием внешних сил,— это, прогиб, искривление и перекос. Все они по величине того же порядка, как и толщина масляного слоя, и поэтому должны быть внимательно рассмотрены. Так как прогиб слагается из перекоса, соответствующего среднему уклону упругой линии вала, и из искривления самой цапфы, то будет достаточно исследовать только эти два рода деформаций. Перекос цапфы по отношению к вкладышу вызывает давление иа кромки, но его можно обезвредить или помощью правильной сборки или дальнейшей приработкой цапфы к вкладышу, если уклон продолжительное время остается один и тот же. Если же уклон изменяется, то приходится прибегать к самоустанавливающимся вкладышам или ослаблять действие его, укорачивая или утолщая цапфу. Необходимость применения самоустанавливающихся вкладышей в случаях, когда должен быть достигнут режим жидкого трения, часто еще ев
Искривление толщины слоя смазки
Фиг. 1120. К определению стрелы прогиба упругой линии цилиндрической концевой цапфы.
в недостаточной мере принимается во внимание.' Относительно длинные, тяжели нагруженные вкладыши (/>(2, 6, даже2*/), при переменной нагрузке,следует всегда делать самоустанавливающимися.
цапфы или упругой линии вала вызывает или уменьшение или давление на кромки, смотря по тому, выпукла или вогнута она в том месте, где слой смазки наиболее тонок.
Это влияние искривления может быть уменьшено только применением достаточно прочных и коротких цапф.
Если принять несколько менее выгодное равномерное распределение удельного давления на рабочую поверхность, то у цапф наибольшая стрела прогиба /шах упругой линии определяется, согласно фиг. 1120, следующим образом. На расстоянии х от конца цапфы по уравнению упругой линии имеем прогиб:
Ar КС— • х _а • Р • Iй i х х4 \ х\'_ а • Р Р I х х4\ j—дс ас — у -j~— у 24/4 8 i)— 24/
„ df -
Если производную -j- приравняем нулю, то получим наибольшее значение величины / при х = 0,63 /:
л. р. /3 /2
/ = 0.02 или 0,08 • а • з • —. (351)
* 1л*1 / 9 а * *
Влияние прогиба на толщину масляного с^оя н наиболее узком месте будет учтено в достаточной мере, если к сумме высот выступающих неровностей прибавить Следовательно, можно ‘, считать, что -------J—-------- —
+ ‘ ’ (ЗЙ2) 1
так как плоскость, в которой получается наибольший прогиб, и плоскость, проведенная через наиболее узкое место, не вполне совпадают.
Пример 10. Допустим, что в цапфе диаметров 20 см и длиною 30 см напряжение от изгиба будете = 700кг[см~-, тогда при изготовлении цапфы из литой стали с коэфициентом растяжения а = 2 2qqqqq слР!кг получим:
Р _ 0,08 • 700 30® _ 1,15 *
/шах — d “2200000 * 20 — 1000 ™'
При в, = 8g = 0,0005 см, по формуле (352), йт1п увеличится от 0,001 до Л в1м=81 + 82 4-= 0,0005 + 0,0005 + =
= 0,0016 см\ У небольших цапф влияние это, конечно, меньше. Так, например, величина /та1 у геометрически подобной цапфы диаметром 50 мм и длиною 75 мм, находящейся в одинаковых условиях, будет:
, _ 3
/шах— 10000 СМ‘.
Фиг. 1121. К определению стрелы прогиба упругой линии цилиндрической шейки.
У шеек стрела прогиба определяется при помощи площадей изгибающих моментов. Если нафиг. 1121 и F2 обозначают величину площадей моментов слева и справа от среднего сечения шейки в кгсм • см, а и ;2— расстояния центров тяжести их от концов шейки в см, то прогибы упругой линии 8, и 82 относительно касатель
87
ной, приведенной к середине упругой линии на расстоянии от середины шейки, по формуле (32) будут:
. Г Л1Х • х • dx ^,20 а • F! • 20 • а • F.} L
а искомая стрела прогиба
/' = ЦЛ = 10а (/?1 + (353)
£ и
Трапеции площадей моментов приближенно можно заменить прямоугольниками, высота которых соответствует моменту в середине шейки. Тогда расстояния будут ?! и Ъ = -£~ и ,
г 10 • а( .. I I f rf4 у * ~2 ’ ~4
или, подставляя вместо величину at,
I I \ _ 2,5 • а • Mt • Л'
2 ' 4 J d* получим-.
f = 0,25 • a • a, • .
(354)
Сравнение формул (351) и (354) показывает, что наибольшая стрела прогиба шеек, при одинаковых размерах и одинаковом напряжении, в 3,1 раза больше, чем у цапф. Известное свойство нагреваться у подшипников, расположенных в середине вала, следует приписать значительным деформациям, вызывающим или давление на кромки или сильное уменьшение толщины слоя смазки в середине подшипника. Как показывает формула (354), избежать этого можно или уменьшая длину подшипника или допуская небольшие напряжения на изгиб.
Пример 11. Если бы цапфа, рассмотренная в примере 10 (диаметр rf = 20 см и длина 1 = Ъ0см), работала, как шейка, и находилась под действием большего изгибающего момента 549 800 кгем при соответствующем напряжении а, = 700 кг]см2 и если бы площадь моментов имела тот же вид, как и на фиг. 1121, то ход расчета был бы следующий. Так как продольный масштаб составляет 1:10 и 1 см2 соответствует 125000 -10 = 1 250000 кгем • см, так как, далее, площади F, = 5,48 см2 и F9 = 6,18 см2 и расстояния до центров тяжести = 0,77 см и ?2 — 0,76 см, то мы можем написать
/,==^i“(F1E1+FaU =
= 7260WT20* (5’48'1250000 • °’77'10 + 6)18 1250 000 0)76 1(у = 1Ш см-
По приближенной формуле (354) получим: ,, п /2 0,25 • 700 • 302 3,58
/ 0,25-a-ad.rf— 2200000.2б — ЮОО СМ'
Величина эта несколько больше, как и следовало ожидать в рассматриваемом случае на основании вида площадей моментов на фиг. 1121.
6. Расчет цапф с ходовой посадкой, работающих при режиме жидкого трения
Фальц первый указал [XV, 20] метод определения необходимого диаметра d цапфы при применении ходовой посадки, если известна нагрузка Р и число п об/мин. Приведенные ниже формулы составлены на основании этого метода, но с учетом отношения и лучеиспускания подшипника, согласно фиг. 1118. Величина среднего зазора ходовой посадки вращающейся цапфы, принимая во внимание обычную степень шероховатости наружной поверхности, может быть с достаточной точностью выражена помощью эмпирической формулы:
(355)
224 224 '
88
Подставляя это выражение в формулу (340), получим: 4-T«-da I . ri°’60e
183600/7 d-\-l * наавыг. 224а ’
откуда для абсолютной вязкости получается формула: г'“°-915Т^м(т + 1 )'
При этой вязкости толщина слоя смазки в наиболее узком месте будет: .0,303
'" = Т=9иб- <357>
С точки зрения техники смазки этим обеспечивается наиболее выгодная величина диаметра d по формуле (345), в чем можно убедиться, подставив в неё значение величин т) и Л. Подставляй 'значение величины в формулу (343), получив формулу для работы трения или лучеиспускания подшипника, имеющего ходовую посадку: ________________„ с 74 Р • п d (Ir,— 8,75 -10 • “ jtj - • у
Из этой формулы следует другая: d = C 1
(356)
Р-п а„ Ro которой можно пользоваться для определения d, если р и п известны. Допускаемой удельной работой трения aRo следует задаваться в зависимости от конструкции подшипника, руководствуясь фиг. Ш8. Величина С зависит исключительно от отноше-
ния и равна:
(358)
C = 2,73 • IO-4 у у- у 4 j
Значения величины С следует брать из табл. 122.
d
(359)
Таблица 122
<7 /
Значения величин С и С ’ в формуле Фальца для различных отношений -~т-а
/ т .0,6 0,7 0,8 0,9 ' 1,0 1,1 1,2
с log С 0,7 10g О,? 8,97 • 10—4 0,9528—4 6,60-10-6 0,8197—6 7,67 • 10-4 0,8845-4 5,06 • 10-6 0,7037—6 6,70 • 10-4 0,8263-4 4,02 • 10-6 0,6047—6 5,97-10-4 0,7756-4 3,30-10-6 0,5186—6 5,38-10-4 0,7310-4 2,77 • 10-6 0,4426-6 4,91 -10-4 0,6910-4 2,37-10-6 0,3747—6 4,52 -10-4 0,6550—4 2,06 • 10-6 0,3135-6
1 d 1,3 1,4 1.5 1,6 1,8 2,0
С log С CW 10g 0,7 4,19 • 10—4 0,6222-4 1ч81 • 10-6 0,2577—6 3,91 • 10-4 0,5922—4 1,61-10-6 0,2067 -6 3,65 • Ю-4 0,5621—4 1,43-10-6 0,1556—6 3,46-10-4 0,5388—4 1,31-10-6 0,1159—6 3,11-10-4 0,4926—4 1,09-10-6 0,0375-6 2,83 -10-4 0,4519—4 9,29 • 10-7 0,9682—7
Пример 12. Рассчитать цапфу и подшипник, рассмотренные в примере 8, при нагрузке Р=5000 кг, числе оборотов п = 250 в минуту для ходовой посадки по системе отверстия. Конструкция подшипника должна соответствовать типу II (фиг. 1118).
89
цапфы 1 2 3
1 1.5 2
* Ря / 60'•5'’ 4=С1/ о,и29 ' 16,67 11,3 8,77 ем
16,67 16,95 17,54 см
16,5X16,5 11,5ХП.О 9,0X17.5 см
р Удельное давление р • • 18,4 25,6 31,8 кг]см*
Напряжение на нзгиб . 91,8 279 600 кг/с*>;
Абсолютная вязкость
Р f d . .\ 0,00600 кг-сек/м7
'-т 0,00286 0,00514
Сорт смазывающего масла но NO 12 Nd 16
табл. 114 • Кб 24
Работа трения в л. с.
а/{ K.d.t
N= —5 .... 75 0,331 0,238 0,175
33,-
„ V d Средний зазор s = • • 0,0104 (0,01) 0,00336 (0,039) 0,00896 (0,009) см
Толщина слоя ааиазки h=sj4. Коэфициент трения цапфы 0,0028 0,00234 0,00217 см
14=0.01551/ + . 0,00234 0,00237 0,00241
Окружная скорость . 2,16 1,51 1,18 Mice*
Чтобы показать влияние отношения длины к диаметру, расчет произведен для -^-=1, 1,5 и 2. Согласно кривой II (фиг. 1118) при температуре воздуха 20° и масла в подшипнике 70° принимаем лучеиспускательную способность равной 0,029 кгм/сек • см\ Сперва определяем диаметр цапфы по формуле (358) и длину ее Z по принятому отношению . Диаметр цапфы, полученный по формуле (358), нужно заменить ближайшим нормальным диаметром, согласно D1N 3 а длину, если не хотят придерживаться нормальных рядов чисел, согласно DIN 323 9 округлить до 5 или 10мм. Приведенные ниже значения напряжения о4 относятся только к цапфам. Вычисление вязкости ») важно в том отношении, что, пользуясь табл. 114, можно выбрать наиболее подходящее смазочное масло для работы при температуре 70? Наконец, формула (344) служит для определения в лошадиных силах потерь на трение. Величины s, h, р-, и v определены только для лучшего уяснения -примера. Рядом со значениями для s, полученными по формуле (355), в скобках указаны зазоры по нормам для ходовой посадки 2-го класса точности (система отверстия). Величины р, |Aj и ц, будучи подставлены в формулу (322), должны приближенно дать значение a.Ri
которыми мы задались, и, таким образом, могут служить для проверки расчета.
Сравнивая рассматриваемую цапфу с цапфой, рассчитанной обычным путем примере 5, видим, что в данном случае гидродинамическая теория приводит к более благоприятным размерам, т. е. к более коротким цапфам.
Возможность применения результатов этого расчета на практике зависит от величины напряжения а4, вязкости ц употребляемого смазочного масла и от деформации цапфы под нагрузкой. В то время как величины напряжения at во всех трех случа!ях для цапф допустимы, смазочные масла получаются очень вязкими и должны поступать в подшипник под давлением, а в случаях втором и третьем для капельной или кольцевой смазки непригодны. Подобное масло, остывшее за время долгого бездействия подшипника, могло бы оказать слишком большое сопрртжвле-ние смазывающим кольцам, отчего они не могли бы выполнить своего нцзмяейия. Если желательно применить более жидкие масла, то определить их действие путем расчета можно по формуле (339), как это сделано в примере 9 на стр. 85. Если для цапфы № 2 применить смазочное масло, обладающее свойствами нормального масла №8 по табл. 114, то установившаяся температура подшипника определится в 62°, но толщина слоя смазки при вязкости т] = 0,00305 уменьшается до 0,00142 см,
а вместе с этим уменьшается и уверенность в том, что не установится режим полужидкого трения-
1 OCT 34 e OCT 3530.
90
Условия будут несколько более благоприятны, если принять зазор, вычисленный по формуле (340):
< = . ^ = 0,00467-ll,5j/®gM'.TZ^Z.0,00716e*
В этом случае толщина смазывающего слоя в наиболее узком месте увеличится
до -j- =0,0018 см. Но точно выдержать этот чрезвычайно малый зазор не легко.
У длинных цапф надо тщательно проверять деформации. У цапфы № 3 стрела прогиба по формуле (351) будет:
, _ ' /» 0,08 • 600 • 17,5а 7,42
/шах л'9ь' d 2200000-9 10000 СМ‘
Отсюда, принимая во внимание неровности поверхностей цапфы и вкладыша, по формуле (352) получим наименьшую толщину слоя смазки:
Araln= 8i + 32 + = 0,0005 + 0,0005 + 0,00037 = 0,0014 см.
Но вычисленная выше толщина масляного слоя 0,00217 см при применении вязкого цилиндрового масла все же представляет достаточную гарантию против неисправностей в работе.
В других условиях будет находиться шейка вала, в которой для сравнения примем то же самое напряжение оь = 600 кг! см?. В этом случае стрела прогиба будет по приближенной формуле (354) в 3,1 раза больше, т. е. достигнет величины 0,0026 см и потребует минимальной толщины слоя смазки 0,0023 см, тогда как по расчету мы имеем только 0,00217 см, так что режим жидкого трения не может быть осуществлен. Следовательно шейку можно расположить лишь в тех местах, где имеются умеренные изгибающие моменты.
Цапфа с отношением -^-=1,5 может быть применена и в качестве шейки.
Надежность этой шейки такая же, как и цапфы -е отношением -j- = 2, так как стрела прогиба /шах = 0,00189, а величины ftmiB = 0,00195 см и Л —Аш1в = = 0,00039, в то время как у цапфы последняя величина будет 0,00035 см.
Применяя жидкое масло Ns 8 по германскому стандарту, мы не получим уже достаточной, толщины масляного слоя, если даже наивыгоднейший зазор будет выдержан вполне точно. Следовательно надо рекомендовать применение достаточно густого смазочного масла.
Пример 13. Исследовать теплопередачу и трение у цапф турбогенератора; диаметр d— 120 мм, длина £ = 300 мм, нагрузка 1800 кг и число оборотов п = 3000 в -минуту. Смазочное масло возьмем № 3 по германскому стандарту, допускаемую температуру подшипника примем 50°.
Вязкость масла при температуре ,50° согласно табл. 114 будет:
4 = 0,0152 / = 0,0152-0,119 = 0,00181 .
Прй^бтношении -j-= - =0,4, удельная работа трения по формуле (343) будет;
I оиц ________
aRo
Ч • Р п?
= 9,16 • 10"7/0,00181 - 1800 • 30003 (4 - 0,4а + 0,4) = 0,277
СёК * см
Работа трения настолько велика, что образующаяся за счет ее теплота никоим образом не может быть удалена путем лучеиспускания, и у подшипника необходимо сделать искусственное охлаждение. Теплоотдача путем лучеиспускания у под-
s’
шипника компактной конструкции типа II (фиг. 1118) при 50° может составить 0,016 —КгЛ1—1\ у подшипника более тяжелой конструкции, согласно кривой
•
III, 0,029 Если из предосторожности в основу дальнейшего расчета взять
меньшую величину, то, по формуле (348), должно отводиться искусственным путем следующее количество теплоты.
' (а₽0 —(0,277 — 0,015). к- 12-30
Q =---2—4-27 . ~=—---------:------------= 0,694 ка^сек.
Необходимый для этого расход воды при 'температуре поступления в подшипник Л = 20° и при температуре выпуска из него /а = 40° по формуле (349) будет;
у = J . !ип0,6о1ч= 0,035 кг/сек или 2,1 л! мин.
h) 1(40 — 20)
Расход смазочного масла, при 1 = 0,9 и с = 0,4, будет составлять:
” о//г = 5’8
Интересно произвести сравнение с подшипником турбогенератора, представленным на фиг. 1500, у которого охлаждающая ' вода протекает через полые вкладыши. У показанной устаревшей конструкции смазка производится еще под давлением. Масло поступает в подшипник почти в самом низком месте его через широкую канавку, обтекает вокруг цапфы и вытекает через верхнюю часть вкладыша. После этого масло направляется в маслоохладитель, охлаждается там и вновь применяется для смазки.
Удельное давление на цапфу будет:
Р 1800 . , ,
'’“-гтг’ТаТзо-”0^"'
Напряжение на изгиб будет составлять:
5-Р-/ 5- 1800-30 ' _ . „
’.=—2— =--------12S---=156
Зазор, наивыгоднейший с точки зрения техники смазки, по формуле (340), получится равным:
dl/-V-2^0=0.00467 12 1/°-00'8' - — //т = 0,0494м. у р а-\-1 у и 12-t-oU
- Если из полученного результата вычесть обычную величину выступающих неровностей наружной поверхности — 0,002 см, то получим разность диаметров цапфы и вкладыша (отверстия) 0,0474 см. Величина эта значительно больше среднего зазора для ходовой посадки по DIN, равного только 0,007 см.
Толщина слоя смазки Л = -^- = 0,012 см также с большой^адежнос^о-гарантирует, что подшипник будет работать при режиме жидкого твр^ния. ’
С. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ И ШАРОВЫХ ЦАПФ .
Эти реже встречаемые формы едва ли применимы для ответственных цапф, работающих при режиме жидкого трения.Поэтому ниже рассмотрен расчет их для работы только при режиме полужидкого трения, подобно тому как это сделано для цилиндрических цапф в разделе IV А.
У конических цапф (фиг. 1079)1разница заключается только в том, что при определении полного давления и работы трения расчет производится по среднему диаметру. При расчете на изгиб силу следовало бы приложить несколько ближе
92
(360)
к толстому концу, но в большинстве случаев длина плеча, на которое действует нагрузка, принимается равной
У шаровых цапф (фиг. 1122) ширину опорной поверхности b можно принимать около 0,7 d, средний диаметр 0,9d и среднее удельное давление р определять по формуле:
Р Р = Р Р~ У ~ 0,9-b-d ~ 0,63 • d2 ’
Давление р, по возможности, должно быть меньше, чем указано на стр. 63. Сравнительно короткая длина вкладыша ведет к увеличению диаметра цапфы и размеров подшипника, а трудная обработка шаровых поверхностей цапфы и вкладышей делает эту конструкцию дорогой; упомянутых причин достаточно, чтобы шаровых цапф по возможности избегать. Шаровые цапфы применяются у кривошипов лесопильных рам и паровозов, чтобы шатуны могли иметь небольшие боковые перемещения или колебания.
Согласно расчету на изгиб в наиболее суженном сечении мы должны иметь момент сопротивления: d°3 — Р"а
Ю “V
Размеры а и do намечаются при вычерчивании; при этом надо принять возможность, бокового отклонения шатуна и необходимость плавного
во внимание закругления в месте перехода от цапфы к валу. Исходить можно из диаметра do = O,6d.
„ . „ , т. d п
При расчете цапфы на нагревание целесообразно брать скорость v = —qq-‘— , т. е. наибольшую, соответствующую диаметру шара d. Произведение р • v можно ' взять по данным стр. 68. ’
Пример 14. Шаровая цапфа для нагрузки 3500 кг при 100 об/мин, р = 50 кг/см* f = — = -^9- = 70 см2 = 0,63d».
J р 50
Отсюда
d =
70 = 10,5 см, 0,63
принимаем d=110 мм. '
Поверочный расчет на изгиб. При вычерчивании определяем а — = 46 мм и do = 70 мм.
32-Ра = 32 • 3500 • 4,6 тс • d03 и • 73
478 кг] см2,
т. е. допустимо.
Расчет на нагревание.
Рт
3500
45,3 кг I см2;
0,9 • b d 0,9-7,8.11
« • d • п к • 0,11 • 100 п
------------------------= 0,576 м/сек;
и_______
60
60
р . г/= 45,3 • 0,576 = 26,1 - “гМ—. см2 • сек
Конструкция показана на фиг. 1122. Пунктиром показана цилиндрическая цапфа, подвергающаяся действию примерно таких же напряжений, но требующая головки шатуна значительно меньшего размера.
93
V. РАСЧЕТ ПЯТ
Опорную поверхность у пят, воспринимающих усилия, действующие исключительно или главным образом по направлению оси вращения, в прежнее время делали плоской. Новейшие взгляды на трение смазочных материалов привели к конструкциям ср скошенными опорными поверхностями с целью использования режима жидкого трения, устанавливающегося при клиновидных формах слоя смазки. Шаровые пяты применяются редко.
А. ПЯТЫ С ПЛОСКОЙ ОПОРНОЙ ПОВЕРХНОСТЬЮ
Расчет торцевых пят производится: 1на удельное давление (смятие), 2—на нагревание. У кольцевых и гребенчатых пят необходимо производить поверочный расчет и на прочность в месте соединения с валом.
1. Расчет на удельное давление
Обычно расчет этот производят, принимая равномерное распределение давления по всей поверхности, причём среднее удельное давление р, получающееся в наилучших конструкциях, подобно тому как и у цапф, может рассматриваться лишь как сравнительная величина. х
Для торцевых пят (фиг. 1080) имеем:
р = —?—. * (361)
—
4
Для кольцевых пят (фиг. 1081):
Р = ——--------• (362)
Для гребенчатых пят (упорных подшипников) с числом гребней z (фиг. 1082):
' р =------------. (363)
При больших нагрузках надо вычитать цлощадь канавок для смазки, занимающую обычно 10—20%, как это видно из фиг. 1124.
При выборе среднего удельного Давления следует руководствоваться соображениями, приведенными для цапф на стр. 63. Но так как, вообще, условия, в которых приходится работать пятам, в особенности большим, менее благоприятны, чем у цапф, то рекомендуется даже и при умеренных скоростях придерживаться значений меньших, чем указано для цапф.
Специальные случаи. По Пфарру (Pfarr) у водяных турбин хорошие результаты даёт подпятник из твердого, почти белого чугуна, который при шлифованной пяте из закаленной стали и смазке маслом выдерживает удельное давление 90 кг!см-. Как среднее значение П ф а р р рекомендует брать от 50 до 70 кг/см2. Дуб и бакаут, при работе в воде, можно нагружать до 8—10 и самое большое до 20 кг:см2.
У гребенчатых пят трудно выполнить опорные поверхности так, чтобы все кольца были нагружены одинаково. Кроме того, если одно кольцо нагреется и вследствие этого расширится, оно будет нагружено более других и будет в более опасном состоянии. Оба эти условия следует учитывать при выборе удельного давления р, которое следует брать возможно ниже. Для судовых упорных подшипников Бауэр рекомендует брать:
На грузовых пароходах.................3—4 ю!см2
, пассажирских пароходах ............4—5,5 .
, тяжелых военных судах .............5-6
„ легких военных судах ........ 7—9 ,
94
Предположение, что давление распределяется равномерно по всей поверхности пяты, т. е. чтоудельное давление везде одинаково, не соответствует действительности. Во-первых, на внешних кромках масло вытекает, отчего давление там будет
меньше иТво-вторых, необходимо считаться с возможностью режима-п олужи'дкого трения и, как следствие этого, с возможностью срабатывания поверхностей. При равномерном распределении удель-ного давления, изнашивание поверхности у наружной кромки, вследствие большей скорости, будет сильнее, причем образуется слегка выпуклая поверхность и увеличивается удельное давление в средней части.
На условии одинакового изнашивания во всех точках опорной поверхности и сохранения опорной поверхностью плоской формы основана теория распределения давления у пят, принадлежащая Рейе. Если принять, что изнашивание в каждой точке пропорционально удельному давлению v и скорости v, то условие одинакового изнашивания будет выражаться формулой p-v — const или же р-г=С, так как® увеличивается пропорционально г. При этом кривая, характеризующая распределение удельного давления, будет пред-
ставлять равностороннюю гиперболу (фиг. 1123), асимптотами которой совпадают с осью вращения и радиусом рабочей поверхности, причем среднее удельное давление мы будем иметь на среднем диаметре. Действительно равенство
ar—
Рис. 1123. Распределение удельного давления на , пяте по Рейе.
Р = J'p.d/=CJ 2^Г =2кС(гд-^ = 2кС-6 ri
дает
с=-£г='’-г
или удельное давление рг на расстоянии г от центра
Р 2* • г • b
На окружности среднего диаметра
поэтому
Р
*>т =--и—д’’
• dm • Ь
(364)
(365)
т. е. рт равно среднему удельному давлению р, вычисляемому по формуле (362), в то время как наибольшее давление у внутренней кромки кольцевой пяты будет:
Pt= ic‘drb , (366)
а наименьшее у наружной кромки:
<367>
Пфарр рекомендует при расчете турбинных пят брать
Р/= 100—170 кг/см*.
Удельное давление в любой точке А можно определить графически путем следующего построения: в точке А восставляем перпендикуляр АВ длиною рт, через центр М и точку В проводим прямую, которая на перпендикуляре, восставлен-
95
ном на расстоянии гт от центра М, отсечет отрезок, длина которого определит величину давления р^.
В центре торцевой пяты удельное давление р теоретически бесконечно велико. В действительности этого не б) дет, так как материал сдает и начинает деформироваться пластически, как только удельное давление переходит за предел текучести. Это указывает, что средняя часть торцевой пяты не может быть испольэованй, так как имеющее в ней место высокое удельное давление затрудняет смазку. В большинстве случаев средняя часть вытачивается и используется для подвода масла.
Расчеты, основанные на теории Рейе, могут иметь значение только как сравнительные. В специальных случаях их применять нельзя. Давление масла у наружной кромки вращающейся поверхности в действительности должно равняться нулю, у внутренней же кромки — давлению, под которым масло подводится; например, в случае обыкновенной циркуляционной смазки оно должно равняться также нулю.
2. Расчет на нагревание Вращающий момент, необходимый для преодоления трения кольцевой пяты (фиг. 1081), при равномерном распределении давления будет: ~
MR = I Hi• р • df - г=И1 ’Р- df- г.
Если за элемент площади взять кольцо радиуса г с шириною dr, то формула примет вид:
MR= И1 PJ 2г г - dr-
ПРИ
ld,*-d-").
P=P-f' = P‘^ w-d?)
или
4 Р
« ka -d?)
у кольцевой пяты и гребенчатой с любым числом одинаковых по величине колец вращающий момент будет:
(368)
у сплошной торцевой пяты d, = 0, da = d и вращающий момент
= ‘dt (369)
По обеим формулам, выведенным в предположении, что р распределяется равномерно, момент трения получается больше, чем в том случае, если бы удельное давление уменьшалось от центра к наружной кромке. Сделанное допущение повышает надежность расчета.
Работа трения Ar равна произведению момента трения на угловую скорость. У кольцевой или гребенчатой пяты она будет равна:
ar = мп ш = ‘ Н • Р • «•> №3 — d*).
При среднем диаметре dn и ширине опорной поверхности Ь, т. е. d( = {dm — Ь) работа трения Ав будет:
96
„ <“ •
Так как—равна скорости пяты vm на окружности среднего диаметра, а удельная работа трения равна
Г ^'"7/
то для кольцевой или гребенчатой пяты получим окончательно
/. . 1 b*\
ан = !h • Р • (1 + 3 ’ 5Л * (370)
У торцевой пяты полная работа трения будет:
= Мк ® = У Р ‘ !11 d ‘ ш
к (в • d
или при Р = - - . d9 • /> и - 2~ = v
---= g- - • Н • ' Г,
а удельная работа трения
Ав 2 , - = . (371)
- ч ’ ’ -
где v обозначает наибольшую скорость на внешней окружности пяты.
Об опасности нагревания, так же как и у цапф, можно судить по величине произведения P'Vm, где vm есть средняя скорость на, окружности опорной поверхности.
Учитывая род смазки, можно принять следующие величины:
для плоских или кольцевых пят водяных турбин: p'V^ = 15—25, самое боль-
шее 40 Для гребенчатых пят, у которых отведение теплоты часто бывает
см* сек ,
весьма затруднено,/принимают величины в два раза меньшие.
При обильном притоке масла под давлением условия для отвода теплоты благоприятны, почему можно брать большие значения р • vm. При слабой смазке и в случае шеек, для которых работа трения еще больше, надо брать меньшие значения. При переходе за указанные пределы необходимо охлаждение.
Если в произведение P‘Vm подставить-величины для кольцевой пяты
Р dm ш • d
=-------и V =-----— = -—
*-dm-b 2- 100 200 ’
где — средний диаметр в см, b —ширина рабочей поверхности в радиальном
направлении в см, ш —угловая скорость, то получим:
Р • ш Р • п
Р ’ V”‘ = 200^z^ ~ 6000 6 ’
(372)
Согласно этой формуле работа трения не зависит от среднего диаметра, но обратно пропорциональна ширине кольца Ь. Кольцевая пята, которая при поверочном расчете по работе трения, даст слишком большие значения для р пЯ|, может быть сделана более надежной посредством увеличения ширины кольца. У сплошных
. d *
плоских торцевых. пят ширина b — у •
Пфар р [XV, 21] приводит следующие примеры пят, хорошо зарекомендовавших себя в работе, но добавляет, что некоторые конструкции являются рискованными,
7 Ретшер. Детали машин, т. П. 97
так как имеют нагрузку, к которой можно приближаться только в исключительных случаях.
в см . “i В см р в кг Л Р вычнс, в кг/см' Pi снные в кг\см* в м[сек P‘vm ** кгм Примечания
см'* сек
12,0 4,0 6200 32 61.1 122,2 0,134 1 8,2
35.9 28,5 9400 40 16.3 191,3 0,713 11.6
17.8 6.0 12 600 47 57,2 113,4 0,293 16,8
17,5 5.0 17300 46,5 78,5 1765 0,274 21,5
42.0 29,0 6000 150 8,3 10.1 2,79 23,2
50,0 330 20 000 60 18,1 22,7 1,302 23,6 Л а у ф ф е н. Охлажда-
54,0 38,0 26 300 43 22,8 27,6 1.036 23.6 юшие ребра. Холодная
6,0 0,0 5150 100 183 СО 0,157 2«,8 погода (Рур).
54,0 38,0 15 950 87,5 13,8 16,7 2,11 29.1 Шонгау. Охлаждаю-
49,0 31,0 40000 40 35,4 45,7 083 29,4 щнй змеевик (Бремен)
15,0 3,0 9600 122 56,7 169,8 0,575 32,6
16,0 10,5 4 100 160 35,9 45,3 1,11 39,8
10,0 2,0 10000 96 132,5 398,0 0,302 40,0
14,0 5,0 7 536 150 56,2 106,7 0,746 41,9
24,0 6,0 55000 41,5 129,5 324,0 0,326 42,2
46,0 31,0 «500 300 7,2 8,9 6,05 43,5
Фиг. 1124. Упорное кольцо подшипника судовойтурбины по Лаше. М, 1:10.
Лаше [XV, 10] произвел опыты с одним упорным кольцом упорного подшипника для судовой турбины. Чтобы получить представление о надежности подшипника в работе, предельная нагрузка была доведена до 39,1 кг/см2 при скорости 11,6 м/сек при сильном охлаждении водой и очень обильной смазке. Упорное кольцо, покрытое слоем белого металла, было совершенно плоское и гладкое; вращающееся кольцо было стальное, закаленное, с выфрезерованными и по краям тщательно закругленным! канавками, как показано на фиг. 1124. Конструкция эта показала себя гораздо более выносливой, чем обычная с канавками для масла, выбранными в слое белого металла; последний под высоким давлением подается и портит канавки, что влияет на сказку. На упорном кольце канавки для масла были сделаны сквозными, с поперечным сечением по концам около 1 лсиа, чтобы сор, попадающий в масло, не мог задрать белого металла, а выходил бы наружу.
После выбора удельного давления, определяют площадь опорной поверхности, а затем рассчитывают пяту на нагревание. Если давление у внутренней кромки не должно прево
сходить некоторой величины рп то по формулам (366) и (365) получаем — = -?' р at Пользуясь дальнейшей зависимостью: dt = dm— b и Р=р • « • dm- b, можно подсчитать размеры dm, b, dt и d„:
. А.
* (Pi~р) ' Р ’
d^d'-b-, da = dm + b.
Если можно ожидать, что решающее значение будет иметь работа трения, то рекомендуется сперва определить ширину b рабочей поверхности по формуле:
. Р • п „ л
Ь ~ 6000 (р • vj (372а)
задаваясь произведением р-г/т, а затем, подсчитав среднее удельное давление, выяснить, достаточна ли торцевая пята или следует применить кольцевую пяту.
Необходимые расчеты на прочность кольцевой и гребенчатой пят приведены в примере 15.
98
3. Примеры
Пример 15. Рассчитаем пяту водяной турбины для нагрузки Р=20100 кг при п = 110 об/мин. Удельное давление на внутренней кромке должно быть р<— 150 кг/слг2; пята и опорная поверхность — стальные. При различных средних удельных давлениях получим следующие результаты:
Среднее удельное давление р 50 45 40
В КР/СМ
d 1/ Р . " 13,9 14,3 14,8 см
” V n(Pi —p) р
Ь- р 9,2 10,0 10,8 ,
Р-п-4п
di = dm~b 4,7 4,3 4,0 м
da = dm + b 23,1 24,3 25,6 .
di — принято 5,0/23,0 4.5/24,5 4,0/25,5 см
Действительное среднее удельное
Р давление р <о • (da -j- rfj) 50,7 44,1 40,3 кг/см3
Средняя скорость v = j- 0,806 0,835 0,850 м/сек
Р • Г П 40,9 36,8 34,3 — сек • см1
Судя по величине произведения р • v„, допустима средняя пята, но для боль* шей 'Надежности рекомендуется взять пяту с диаметрами 4/25,5 см.
Пример 16. Начерченная иа фиг. 1125 и 1991 гребенчатая пята с пятью кольцами предназначается для работы червячной передачи под полной нагрузкой Р— 1400 кг.
Удельное давление будет: Р
t р =--------------=-------^25------=9,83 кг!см*.
5.^-(8,52-62)
При 1000 оборотах червяка в минуту средняя окружная скорость
Фиг. 1125. Гребенчатая пята. М. 1:5.
равна:
V.
104,7 • 0,0725 2
= 3,79 м{сек.
‘ 2
К2М
Произведение р • = 9,83 • 3,79 дает 37,3 ggy
Это высокое значение допускает применение конструкпии для работы под полной нагрузкой только с перерывами, но исключает возможность длительной работы. Гребни находятся под действием изгибающею момента, длина плеча которого а. Момент сопротивления следует взять для сечения у оснсьания цебня; в развернутом виде это сечение будет иметь формулу прямоуюльннка дльнсю к * и высотою Л, так что получим:
«4=6
Р_
Z
.1 — d.
' ____i_
4r^di-hL
6- 1400 (7.25 — 5 5)
5 • 2 я • 5,э • 12
= 94 кг!см2 •
99
Пример 17. Произведем расчет пяты для вала, диаметр которого 150 мм и по оси которого действует нагрузка Р = 5000 кг, при числе оборотов вала в минуту л = 200. Так как главное значение имеет работа трения, то сперва определим необ-
холимую ширину по формуле (372а), принимая, что p-vm = 30 - — -,
. Р-п _ 5000 -200 ° ~ 6000 (р -vm) ~ 6000 • 30 СМ’
При выборе наружного и внутреннего диаметров кольцевой пяты руководствуемся исключительно конструктивными соображениями (фиг. 1588).
Б. ПЯТЫ, РАБОТАЮЩИЕ ПРИ РЕЖИМЕ ЖИДКОГО ТРЕНИЯ
Режим жидкого треиия можно получить не только путем образования клиновидного слоя смазки, но также и путем подвода к внутренней кромке плоской торцевой или кольцевой пяты масла в таком количестве и под таким давлением, чтобы пята поднималась над опорной поверхностью и как бы плавала на слое масла. Этот случай и будет рассматриваться первым.
1. Пяты, работающие со смазкой под давлением
Обозначим через г1 внутренний радиус, га — наружный радиус опорных поверхностей в см; — абсолютную вязкость в — \ Я — количество подводимого масла
в л/сек; Р — нагрузку, воспринимаемую пятой в кг, и h — толщину одинакового по всей поверхности масляного слоя. При отсутствии вихревых движений давление масла р,. на расстоянии х от оси вращения будет:
=0,6 • 2L_g-inA ir • Л3 х
Относительно вывода формулы см. [XV, 7]. Наибольшее давление, под которым масло подводится к внутренней кромке, мы получим, если вместо х подставим г(: Разбивая всю площадь на кольца радиуса х пяту мы получим выражение:
Л = (рг 2к х • dx — -*2А I In — •
J Л8 J х
Чтобы проинтегрировать, умножаем и делим
(373)
In-
(374)
ширины dx, для полной нагрузки на
• dx =
— 1,2-^- | in — . х . dx • М J га
на г
9.
р — io
1 “ 1,2 Л3
fx
In -
dx
и
х
а
затем рассматриваем у получаем:
как новое переменное и
после некоторых преобразований
р — no
re®-rf2 (2 In-^4-1) .
К этой силе присоединяется другая сила, действующая по направлению оси я создаваемая давлением масла Ра==ж [г,а — (И2] pit где / радиус вала, так что
Р=Р1 + Р2 = _0^^[Га2_г>9_2(И2 1п S-
(375)
Л»
100
Если из формул (374) и (375) исключить q, то для определения наружного радиуса г„ или давления масла р( получим формулу:
' = г? + 2(На1п^- + |£ • In<"-
---—у
* [г?-г?-2(И21п7 ]
Чтобы пята могла вращаться с угловой скоростью ®, на элементарном кольце, имеющем радиус х, должна быть приложена касательная сила S, которая по закону Ньютона должна быть прямо пропорциональна вязкости, поверхности и скорости и ОбраТн» пропорциональна толщине дасляного слоя, т. е.
h
S ==10~4 • у | 2жл • dx • ® • X=2 • IO"4* % “ f «a • dx = —“‘O'.3 — r«3)- (377) fl I rfr f— О П -
• ' ' ’i — \ ' . "
Коэфициент 10-4 введен для того, чтобы га и г< можно было подстанавливать в см, как это вообще принято в машиностроении. Произведение dS % равно моменту сил, действующих на элементарную площадку; вращающий момент будет:
га
/и • 71 • ш /’ 10“4 • T.Tj.W
dS • х=2 • 10-4 • - — • хз- dx = 2h (ra< - г/).
(378)
Если/касательную силу S рассматривать как сопротивление трения, то можно положить S = ^-P, так что коэфициент будет:
S
. Н = -р • - (379)
Для Среднего удельного давления
Р—Р2
Р
и средней окружной скорости
получим удельную работу трения:
dRg = 7 ! • Р • vm
I
Полная работа трения пяты будет:
= Н • “>(Р— ^а), 2 — г,)
У-^{Р—Рч}{га г- г,)
2
(380)
(381)
^н—аЯ0Г(Г»>2 Г«2)
Она позволяет йам определить температуру нагревания масла. Если допустить, что вся образующаяся от трения теплота передается маслу, то полученная
101
температура Оудет слишком высока; в действительности часть теплоты путем лучеиспускания отводится через пяту и подшипник. При обозначениях, принятых в формуле (349), будем иметь:
427-----
откуда температура вытекающего из подпятника масла будет:
— tx
AR--j 427 • С-’
(382)
При предыдущем выводе принято, что вязкость iq не изменяется, т. е. что величина ее во всех местах рабочей поверхности пяты одинакова. В действительности температура масла во время движения его по рабочей поверхности пяты увеличивается, а вязкость его при этом уменьшается.
Пример 18. К пяте, рассчитанной в примере 17, должен быть обеспечен подвод такого количества масла в единицу времени, чтобы она держалась на поверхности масляного слоя, работая при режиме жидкого трения. Поступающее под давлением масло подведем к пяте вдоль вала, для чего внутренний диаметр рабочей поверхности возьмем 4,= 160;и;и, так чтобы вокруг вала диаметром 150 мм образовался зазор шириною 5ло«. Практически достаточное уплотнение будет обеспечено, если подпятник с примыкающим к нему подшипником будет составлять одно целое. Количество масла, подводимого в единицу времени, должно быть увеличено на величину потерь через зазоры в подшипнике.
В основу расчета берем: нагрузку Р = 5000 кг\ « = 200 об/мин; угловую скорость ш = 20,94 —-— ; г{ = 8,0 см; г. = 8,0 4- 5,55 = 13,6 см; — = *^- = 1,70;
сек. ’ 1 “ ’ 1 ’ rt 8,6
In = 2,303 log 1,7 = 0,5306; вязкость масла — 0,02 —.
Чтобы показать, какое влияние имеет толщина слоя, в приводимой ниже таблице приведены результаты расчета для Л = 0,01 и 0,02 см.
Если масло уже имеется под определенным напором, как, например, у турбин, у которых масло нужно для действия регулирующих приспособлений, то по формуле (376) получим наружный радиус г„. Например, при/\ = 20 ат и h = 0,01 см, получим:
Г. = у г^ + 2 (На 1гА +4^- . 1п-^- =
= 1/ 82 4- 2 • 7,59.0,5306 + • 0.5306 = 14,4 см.
V я. 20
Как показывает расчет, толщина масляного слоя не оказывает влияния на давление Р( масла у внутренней кромки, на среднее давление р и на среднюю скорость vm. Увеличение в два раза толщины масляного слоя уменьшает в два раза коэфициент трения Hi. вращающий момент Мв и работу трения Ав, уменьшает температуру вытекающего из подпятника масла, но требует подвода масла в 8-кратном количестве.
При этом надо иметь в виду, что если масло находится под давлением и во время остановки, то подвод того же количества масла в единицу времени продолжается и, после остановки; с другой стироны, это повышает надежность работы во время пуска в ход, так как пята с самого начала движения плавает на слое масла. В турбинных установках масло под напором всегда имеется, так как оно нужно для регулирования. Из конструктивных соображений кромки со стороны поступления масла необходимо хорошо закруглить, и подпятник не должен допускать перемещений пяты. Делать опорную поверхность шаровой и, таким образом, само-
102
устанавливающейся, рискованно, так как при возможном наклоне во время работы прилегание может быть односторонним.
Требуемая толщина^асляного слоя ft 0,01 0,02 см
Давление масла у внутренней кромки (376) 2Р-1П — 27,6 0,014 27,6 ат 0,112 л!сек
г г 1 J r4a-r,a-2(r'2ln)JL L Г( J Расход масла (374) n‘Pi h? 9 Г 0,61). 1п-^ Давление
Р2 = л|г/а-(Н)2]р/ Сила (377) Вращающий момент (378) 662 17,6 662 кг 8,8 кг
.. 10~*1С .1) • <0 . . МВ = 2ft } • Коэфициент трения пяты (379) 198,2 99,1 кг>см
S 1*1= р- Среднее удельное давление Р-Р2 0,00352 11,42 • 0,00176 11,42 кг/см
Р~ Средняя окружная скорость
2,26 2,26 м!сек
2 / Удельная работа трения (380)
aR^^-P-vm Полная работа трения (381) 0,0908 ллл_. кгм 0,0454 s сек • см2
^в = аВ,'я ~ri Температура вытекающего масла (382) 34,51 17,26 кгм[сек
Лр-т /a-/1 ! 427-е-? ' 33° 21°
2. Пяты, у которых режим жидкого трения достигается образованием слоя смазки клиновидного сечения
а) Основные положения
Действие клиновидного масляного слоя, ограниченного двумя плоскостями, мы рассмотрим, не углубляясь в теорию, а лишь пользуясь несколькими пояснительными чертежами. Относительно аналитического определения скоростей и давлений, которое привело к важному в техническом отношении прогрессу в конструировании подпятников, следует указать иа труд Гюмбеля-Эверлинга [XV, 7].
юз
При расчете подпятников обыкновенно ограничиваются определением удельного давления, так как по расчету уклон клина получается настолько незначительным, что практическое осуществление его дается нелегко, и так как уклон этот у главнейших типов подобных подшипников, например, у системы Митчелля бывает само-устанавливающимся, т. е. не требует предварительного расчета.
Если одна плоская поверхность будет передвигаться по другой, слегка наклонной поверхности, находящейся в покое (фиг. 1126), по направлению, указанному
стрелкой, со скоростью v, то на основании таких же соображений, как и в случае, показанном на фиг. 936b (т. I, гл. 11, разд. I В 2), можно ожидать прямолинейного распределения скорости по закону треугольников ЛЛ]Л2, ВВХВ2 и т. д. (фиг. 1126). Площади этих треугольников пропорциональны захватываемым, в соответствующих местах количествам масла, которые, следовательно, различны по величине. Отсюда следует, что или обе поверхности будут стремиться принять параллельное относительно друг друга положение или заключенное между ними масло будет находиться под давлением, если взаимное положение поверхностей будет сохраняться, так как часть масла, захватываемого в местах Л и В, задерживается и должна течь в обратную сторону. Согласно объяснениям, данным при рассмотрении фиг. 936а, притечении жидкости под напором, скорости в зазоре распределятся по закону параболы
(фиг. 1126). Давление жидкости будет уменьшаться в направлении тех сечений, где площадь треугольника больше площади, ограниченной параболой. Наибольшей величины давление достигает в сечении CCV так как там обе площади равновелики. Далее оно падает до 0 в крайнем сечении DDV Нафиг. 1126, внизу, представлены диаграммы распределения скоростей в отдельных сечениях. По этим диаграммам можно видеть, что
Фиг. 1126. Распределение давления и скоростей в клиновидном смазывающем слое.
Фиг. 1128. Распределение давления прн полном охватывании цапфы вкладышами.
Фиг. 1127. Распределение давления при охватывании вкладышем половины цапфы.
образуются два потока: 1) верхний, текущий по направлению стрелки, в котором слой масла, прилипший к верхней плоскости, скользит по слою, имеющему меньшую скорость, а последний в свою очередь скользит по другому слою, имеющему еще меньшую скорость, и 2) н и ж н и й, текущий по направлению, противоположному стрелке, и несущий избыток масла обратно. Некоторый промежуточный слой имеет скорость, равную нулю. Давления, получающиеся в подобных потоках, могут быть весьма высоки.
В то же время можно видеть, что клиновидная форма слоя является обязательным условием для создания в жидкости высоких давлений и, следовательно, для возможности плавания пяты на масляном слое. Если рабочие поверхности двигаются параллельно друг дру!у, то давление в жидкости не создается, и сила, поддерживающая пяту, будет равна нулю.
У цапф и шеек клиновидная форма слоя и плавание цапфы на его поверхности при режиме жидкого трения достигается тем, что вал, вследствие существования зазора, сам собою устанавливается во вкладыше эксцентрично. Если вкладыш охватывает только половину цапфы, то давление распределяется, как показано на фиг. 1127. Давление повышается от нуля в месте поступления масла до некото-
101
рой наибольшей величины и опять падает до нуля в том месте, где слой масла наиболее тонок.
Какое действие оказывает вкладыш, охватывающий цапфу почти полностью, показывает фиг. 1128. В таком вкладыше давление в нижней половине-его становится более равномерным, но и в верхней половине вкладыша получается давление, нагружающее крышку. Если направление сил, действующих на цапфу, таково, что цапфе нет, то между
чЖфжвЖЖ
Фиг. 1129. Распределение давления на смазанной поверхности, имеющей ломаный профиль
нагружающее крышку. Если направление сил, действующих необходимости в плотном прилегании верхнего вкладыша к верхним вкладышем и цапфой оставляют больший зазор, чем у нижнего, н этим одновременно достигают уменьшения трения в подшипнике.
Если наклонная плоскость переходит в параллельную, то и в этом случае, благодаря слою масла, получается сила, поддерживающая цапфу. Фиг. 1129 показывает действие подобных ломаных поверхностей. Если слой смазки имеет клиновидное сечение по всей длине, то давление распределяется по кривой /, начерченной внизу. Если слой^смазки имеет клиновидное сечени₽ только на части длины L, то давление распределяется соответственно по кривым II—IV и, в частности, для наивыгоднейшего случая II длину клина следует брать 0,75 L. Получаемое в этом случае полное давление даже больше, чем в случае I.
Даже скос или закругление входных кромок, если сделан плавный переход к опорной поверхности, способствует образованию поддерживающего масляного слоя. Сносное действие старых подпятников с плоскими рабочими поверхностями, главным образом, объясняется правильной формой смазывающих канавок и тщательным закруглением кромок, через которые масло поступает к рабочей поверхности пяты.
Наклон поверхностей может быть весьма незначителен:^ 1: 100, если они обрабатывается путем обточки, фрезеровки или строжки, и 1:1000 — поверхности пришабриваются. Действие будет тем совершеннее, чем шире скользящие поверхности в направлении, перпендикулярном к направлению движения, так как давление на всех кромках должно падать до нуля и так как при более узкой поверхности смазывающий материал будет легче вытекать у кромок. Целесообразно скашивать поверхности не по всей ширине скользящих поверхностей, а только на протяжении части ее, как это показано на фиг. 1130.
Следует избегать всего, что мешает образованию и сохранению слоя клиновидного сечения. В первую очередь не следует делать смазочных канавок на собственно опорной поверхности, а также не оставлять значительных неровностей на поверхностях движущихся друг по другу частей. Смазочные канавки соединяют участки, на которых давления различны, делают невозможным закономерное распределение давления и делят опорную поверхность на небольшие участки, значительно понижая при этом давление жидкости, как это видно на примере цапфы фиг. 1131. Если поверхность разделяется канавками на п небольших площадей, то давле-до -i- части того, которое устанавливается при непрерывной поверх-
\и> смазочной 'канавкой
\___ канадки
Фиг. 1131. Влияние смазочных канавок на распределение давления но нкладыше подшипника.
плоскостях поверхностей скольжения.
ние понижается ности, при одинаковой скорости и при одинаковых наибольших и наимёньших толщинах слоев смазкн.
Масло должно подводиться.в том месте, где давление в слое смазки меньше, чем давление, под которым масло подводится. При этом масло в этом месте должно подводиться всегда в достаточном количестве, чтобы слой не обрывался, так как
105
в противном случае смазка прекращается. Следовательно, при попеременно-возвратном движении взад и вперед должен быть обеспечен подвод количества масла, необходимого по крайней мере для одного хода. У частей» двигающихся продолжительное время в одном направлении, должен быть обеспечен постоянный приток масла.
Ь) Применение
Клиновидную форму слоя смазки для достижения режима жидкого трения, исключающего изнашивание, можно с успехом применять у скользящих поверхностей направляющих различного рода, у башмаков ползунов, а также у распределительных золотников, паровых поршней и '
т. д. На фиг. 1132 показана конструкция подобных поверхностей: вверху— для движения по стрелке, внизу — для переменного направления движения.
У подпятников с умеренной нагрузкой подобный же результат достигается посредством слабого скашивания поверхностей, как это показано на фиг. 1133. Целесообразнее ли выбирать канавки, начиная только от внутренней кромки и не доводя до наружной, или целесообразнее делать их по всей ширине кольцевой поверхности, это должно быть установлено опытным путем.
Гораздо совершеннее конструкция упорного подшипнийа, данная впервые Митчеллем. Он разделяет неподвижную опорную поверхность (фиг. 1134) на несколько частей, которые острыми призмами или болтами поддерживаются таким образом, что могут устанавливаться наклонно к скользящей подвижной поверхности. Происходит это автоматически, если благодаря тщательному закруглению набегающих кромок обеспечен приток масла. Поверхности эти устанавливаются под различным углом, в зависимости от окружной скорости. Точку опоры или призму целесообразно располагать несколько позади середины опорной поверхности, считая по направлению движения. Лишь в случае, если направление вращения изменяется, рекомендуется располагать опору посредине. У подшипников этой конструкции оказалось возможным значительно повысить удельное давление, так, например, у судовых упорных подшипников с шипника (фиг. 1591) до 25—35 кг/см'3. тельную конструкцию, применявшуюся удалось заменить коротким подшипником, незначительного ухода и гарантирующим гораздо ббльшую надежность в работе. Подшипники Митчелля нашли также широкое применение при производстве водяных и паровых турбин. Важно, чтобы давление распределялось на опорные
Фиг. 1132. Образование клиновидного смазывающего слоя на поверхности скольжения.
Фиг. 1133. Образование клиновидного смазывающего слоя на упорном подшипнике.
Фиг. 1134. Подшипник Мнтчелля.
Кривая.
3—6
кг/см* для обычного гребенчатого под-При этом дорогую и крайне чувстви-ранее и состоящую из многих частей, , с одним упорным кольцом, требующим
106
Фиг. 1135. ДвойноВ упорный подшипник фирмы Броуя-Бовери и К0.
части по возможности равномерно. Некоторые фирмы ограничиваются совершенно одинаковым выполнением всех опорных колодок, достигаемым тщательной обработкой на станках. На фиг. 1134 показана конструкция, у которой колодки для обеспечения равномерного прилегания прижимаются во время сборки установочными болтами. В конструкции фирмы Броун-Бовери и К0 колодки удерживаются двойным рядом шариков (фиг. 1135), способствующим выравниванию давления. Если одна колодка будет нагружена слишком сильно, то она раздвигает шарики н этим заставляет соседние колодки воспринимать большее давление. Чертеж показывает комбинированную конструкцию обыкновенного подшипника сдвойным упорным кольцом, пригодную при действии сил как справа, так и слева.
Подшипник Митчелля с площадью опорной поверхности 322,5 см2 после работы в продолжение 2lli час. под нагрузкой 6800 кг или 21 кг!см2, при 455 об/мин, имел температуру 36,7°, причем охлаждающая вода, расходуемая в количестве около 3 л/мин, поступала в подшинник с температурой 13,9° и вытекала из него с температурой 30°. После дальнейшей полуторачасовой работы под нагрузкой 9070 кг или 28 кг/см? при 460 об/мин,
температураподшипника была'37,8°, а температура, вытекающей из него охлаждающей воды — 32,2°. Коэфициент трения был определен у, = 0,0015 [XV, 17).
На фиг. 1136 представлен коренной упорный судовой подшипник системы Всеобщей компании электричества (AEG) в Берлине с циркуляционной смазкой. С обеих
Фиг. 1136. Коренной упорный судовой подшипник системы AEG, Берлин.
сторон сидящего на валу обыкновенного упорного кольца расположены опорные колодки, покоящиеся в сферически обточенных опорах, в свою очередь передающих давление корпусу подшипника. Смазка производится упорным кольцом, захватывающим масло из.ванны, внизу подшипника, и поднимающим его по всей окружности наверх. Помощью расположенных вверху скребка и канавок масло направляется
107
во вкладыши подшипников и отсюда, вдоль вала, к опорным колодкам, которые, таким образом, получают весьма обильную смазку. Масляная ванна может охлаж даться помощью установленного в ней охлаждающего змеевика.
С. ШАРОВЫЕ ПЯТЫ
Шаровых вращающихся пят избегают и применяют их, главным образом, в тех случаях, когда требуется обеспечить возможность незначительного отклонения вращающейся оси в пространстве, как это бывает у тележек паровозов и железнодорожных вагонов, а также у шатунов, имеющих колебательное движение в пространстве. Работа трения имеет здесь в большинстве случаев второстепенное значение и достаточно рассчитывать пяты на удельное давление:
Р
Р = Т'
где f (фиг. 1084) представляет площадь круга или'кольца, в зависимости отнапра-вления давления. Величина р может быть взята из табл. 118 на стр. 63.
VI. КОНСТРУКЦИЯ ЦАПФ и пят
Главнейшие материалы для изготовления цапф — это кованая (в особенности мартеновская) сталь со степенью чистоты В по германским нормам (см. табл. 21, т. I, За). Применяется также сталь, предназначаемая для цементации и, для ответственной термической обработки (табл. 22, там же), и специальная сталь (см. также табл. 26 в т. I).
Что касается обработки, то при умеренных требованиях достаточна тщательная обточка. При повышенных требованиях, как это уже часто указывалось, поверхности должны быть более гладкими, и для этого рабочие поверхности нужно шлифовать или закаливать и потом шлифовать. Так как стальные цапфы, закаленные насквозь, очень слабо сопротивляются ударам, то предпочтительнее применять мягкую сталь, предназначенную для цементирования, или специальные стали с присадкой никеля и хрома, соединяющие в себе значительную прочность с весьма большой пластичностью. Материал этот посредством накаливания в среде, отдающей углерод, н последующей закалки можно так обработать с поверхности, что получится слой, обладающий твердостью стекла, в то время как внутри его материал сохранит пластичность и будет сопротивляться ударной изгибающей нагрузке. Цементированный слой должен быть толщиною по крайней мере в 1 мм и постепенно переходить в пластичную сердцевину. Временное сопротивление сортов стали, подвергаемых ответственной термической обработке, может быть доведено благодаря этой обработке до очень высокого значения. Правила сталелитейных заводов относительно термической обработки упомянутых специальных сортов стали, которые часто должны закаливаться по нескольку раз и при определенных температурах, следует тщательно соблюдать, если хотят достигнуть хороших результатов. Места^ которые не должны цементироваться, покрываются глиной или другими веществами.
Род пригонки цапф и подшипников или втулок к ним назначается в зависимости от условий работы. При нагрузке, изменяющейся периодически от некоторой отрицательной до такой же положительной или колеблющейся от нуля до наибольшей величины, как это бывает у пальцев ползунов, кривошипов и шеек коленчатых валов, а также у подшипников шпинделей токарных и фрезерных станков, применяют ходовую посадку 2-го класса точности; при большой точности — посадку движения. Последняя применяется у станков, к которым предъявляются высокие требования, как, например, у шлифовальных стайков и токарных прецизионных. С другой стороны, для валов на многих опорах и для обыкновенных подшипников в том случае, если они подвергаются нагрузке, действующей постоянно в одном направлении, достаточна легкоходовая посадка. Широко-ходовая посадка применяется к частям, работающим с весьма значительным зазором. Ходовоя посадка 3-го класса точности применима для валов с тремя и более подшипниками, для больших коленчатых валов, для
108
подшипников центробежных насосов. Широк*,о ходовая посадка 3-го класса точности применима для втулок экипажных осей, для подшипников длинных валов, служащих для передвижения кранов, потолочных контрЬриводов и других подобных конструкций.
Заплечики и вы точки'для предохранения от осевого передвижения и для воспринятия осевых сил могут быть выточены из цельного материала, * как это показано для цапфы на фиг. 1076. При этом нормаль-
Г & ные размеры будут:
И a = 0,lrf; d=.l, . . . , 1,5а,
Фиг. 1137.' Неправильные острые выточки на валу.
Переходы от рабочей поверхности к заплечикам следует тщательно закруглять и безусловно надо избегать острых выточек (фиг. 1137) вследствие опасности поломки. Слишком большое увеличение диаметра запдечиков бывает вредно в том отношении, что при ббльшей скорости масло под действием центробежной силы разбрызгивается.
Шейка, выточенная на валу, как показано на фиг. 1077, в значительной степени понижает со-
Фиг. 1138. Закрепление вала при помощи установочных колец.
Фиг. 1139. Неправильное расположение заплечиков.
Фиг. 1140—1141. Закрепление паль*
цев путем посадки в горячем состоянии или под прессом.
противление вала изгибу и шейки составляет 0,8 от диаметра вала, то момент сопротивления ее будет только 0,503 момента сопротивления сечения вала. Лучше, но дороже для получения боковых заплечиков наваривать кольца. Г де только
кручению. Если диаметр
жение заплечиков на длинном
можно, надо стараться применять установо-ч-ные кольца (фиг. 1138). Иногда установочные кольца можно заменить втулкой шкива, если последний в достаточной степени предохранен против бокового передвижения. Все заплечики и установочные кольца должны быть расположены так, чтобы вал мог беспрепятственно расширяться. Располо-валу согласно фиг. 1139
Фиг. 1142—1144. Разъемное закрепление пальцев.
о бы неправильно, так
как они, вследствие расширения вала, непременно прижмутся к подшипнику и нагреются. Обыкновенно один конец вала делают неподвижным в осевом направлении, другому же дают возможность свободно расширяться.
Часто цапфы из-за применения для их изготовления другого материала, а также по условиям изготовления и закалки выполняются отдельно и прикрепляются к соответствующим частям при сборке. При этом надо очень тщательно следить за правильной установкой. У криЙошипных валов оси пальца и вала должны быть строго параллельны. У составных коленчатых валов положение главных подшипников должно быть точно выверено, если хотят достигнуть продолжительной хорошей работы.
Примеры закрепления пальцев даны на фиг. 1140—1144. В конструктивном отношении простейший способ — это всаживание пальца в нагретую втулку или
загонка пальца прессом, причем диаметр отверстия в чугуне делается меньше
109
на 0,125°/о и в стали на 0,5°/о (фиг. 1140 и 1141). Иногда, для большей надежности, сквозь палец и втулку прогоняется штифт или палец расклепывается (фиг. 1140) или же засверливается. При последнем способе предохранения, показанном на фиг. 1141, вдоль поверхности разъема просверливается отверстие и в него загоняется цилиндрический или слегка конический штифт. При этом, конечно, у стенок отверстия получается концентрация напряжений и искажается нормальное распределение остаточных напряжений, которые должны удерживать палец тем сильнее, чем больше и глубже отверстие. Если это надсверливание необходимо (главным образом, у цапф, работающий на скручивание), оно должно быть сделано на глубину от */* ДО */з длины всаженной части цапфы и должно быть расположено- на той стороне, где ослабление менее рискованно, как, например, у кривошипа на стороне плеча.
Впрессовывание пальца производится винтовым или гидравлическим Прессом, причем для облегчения ввода пальца в отверстие конец его делается слегка
Фиг. 1145. Закрепление цапфы в трубчатом. валу.
Фиг. 1146. Закрепление цапфы на деревянном валу.
Фиг. 1147—1148. Пальцы видок.
Фиг. .1149—1150. Конструкция пальцев вилок при посадках по системе вала и системе отверстия.
коническим, основная же часть — цилиндрической. При закреплении в нагретом состоянии холодный палец вставляется. в нагретую втулку, которая, при охлаждении, сильно сжимает конец (хвост) пальца. Заплечик а (фиг. 1140) ограничивает длину, на которую палец вставляется во втулку, и обеспечивает правильное расстояние от середины пальца до поверхности втулки. Размер а должен составлять всего лишь несколько десятых миллиметра, чтобы уменьшить ь этом месте концентрацию напряжений, которая иначе при значительных напряжениях на изгиб и скручивание в этом сечении получалась бы также значительной. Другой способ получить правильное положение пальца, это точно подрезать поверхности в местах bb (фцг. 1141) и впрессовывание проверять линейкой, положенной на эти поверхности. Для 1гОлу-чения достаточных остаточных напряжений втулка должна быть тс|^ырй; ее наружный диаметр D должен быть в 1,8 — 2 раза больше диаметра отверстИ? Длина загоняемой части у цапф—/t = 1,0ч-1,2d,у шеек составных коленчатых валов и у пальцев кривошипов /, = 0,7-5-0,8/, в исключительных случаях 0,65d.
Закрепление болтами или клиньями можно разбирать, но оно дороже и требует обработки цапфы на конус (фиг. 1142 — 1144). При этом обычно применяются: нормальные конусности & =1:10, 1:15, 1 : 20, 1 : 50..., 1 : 50, согласно D1N 254,
длина конуса h = 1,5... \,ld, толщина клина 0.2 . . .0,25г/,
диаметр резьбы 0,3</|, высота клина 0,3 .. . 0,4/(.
Дтя предохранения разборных цапф от захвата трением применяется при -матическая шпонка (фиг. 1143), квадрат (фиг. 1142) и др.
110
Для заплечика, показанного на фиг. 1144, следует делать выточку Е, чтобы затягивание конуса могло происходить беспрепятственно.
Закрепление цапф у трубчатых и деревянных валов показано на фиг. 1145 и 1146.
Простейшая форма пальца для вилки — это цилиндрический валик, показан; ный на фиг. 1110, 1147 и 1148; для соединения валика со щеками вилки, в которых он должен быть закреплен неподвижно, применяют плотную или глухую посадку нли же валик удерживается помощью штифта и т. п., для соединения же с подшипником применяют ходовую посадку. Как следует при этом назначать диаметры для болта, в зависимости от того, применяется ли система вала или система отверстия, показывают фиг. 1149 и 1150. Если принята система вала,' то можно обойтись одной -заточкой, так как втулка растачивается до большего диаметра, соответствующего ходовой посадке. Если же принята система отверстия, то валик должен иметь д в е заточки, так как, в противном случае, в первом ушке он сидел бы слишком слабо. Способы предохранения от продольного перемещения и от вращения показаны иа фиг. 1147 и 1148. При передаче больших сил или сил, изменяющих периодически свое направление, целесообразно закрепление на конус с нормальной конусностью 1:20 или 1:30, как показано на фиг. 1151, 1152 и 976; при этом затягивание производится помощью болта. Конструкция, показанная на фнг. 1152, имеющая общий конус для обеих опорных поверхностей, проще, чем показанная на фиг. 1151, так как палец может быть обработан за один проход резца, а оба отверстия — одной пропущен-
ной насквозь разверткой. При фиг, uj], Палец вилки с двойным Фиг. 1152. Палец вилки со Этом, конечно, большее отвер- конусным закреплением. сквозным конусным закрестив сильнее ослабляет ушко плением.
вилки на стороне А. В месте В выступ пальца следует располагать внутри ушка, чтобы, в случае слишком большого отверстия, избежать зажатия - вкладыша при затягивании пальца, а также, чтобы можно было сделать на последнем достаточное закругление. Затягивание пальца в обоих ушках помощью, только одного болта при больших размерах ненадежно и может повести к ослаблению соединения или к зажиму находящегося в вилке лкладыша, если вилка имеет слабую конструкцию. В этом случае приспособления, для подтягивания должны быть сделаны с обеих сторон (фиг. 1151).
Пальцы ползунов у открытых поршней газовых двигателей средней величины обычно закрепляются с одного конца помощью конуса и болта или другого затягивающего приспо<^ления (фиг. 976), на другом же конце они делаются цилиндрическими, причем применяемся скользящая посадка. В этом случае деформация поршней во время работы, от нагревания происходит беспрепятственно, и предотвращается появление добавочных напряжений.
Простейший тип пяты получается при передаче осевого давления непосред-ственно на плоско обточенную торцевую поверхность оси или вала. На фиг. 1153 пята опирается на вкладыш, выполненный так, что он одновременно может воспринимать и боковые давления. Конструкция эта часто применяется у опорных колонн легких вращающихся кранов.
Если материал вала не удовлетворяет тем требованиям, которые предъявляются к материалу пяты, или если этого требуют условия изготовления или, наконец, если ожидается сильное изнашивание, то пяты часто изготовляются отдельно и соединяются с деталями, эторые они должны поддерживать помощью цилиндри
111
ческого или конического хвоста (ср. фиг. 1154). Поперечное отверстие А в оси служит для выталкивания пяты помощью конического штифта. Рабочую поверхность пяты лучше всего делать плоской и так же, как и рабочую поверхность подкладки подпятника, в которую пята упирается, строго перпендикулярной к оси вращения, так как в противном случае необходимое для правильной работы опоры соприкосновение по всей поверхности не будет достигнуто. Если точное изготовление затруднительно, то рекомендуется опорную поверхность подкладки подпятника делать шаровой (фиг. 1083 и 1155) и тем самым делатыюдкладку самоустанавливающейся. Но это может быть только средством для исправления неточностей в выполнении опоры для подкладки подпятника. Если торцевая поверхность пяты стоит косо к оси вращения, то подкладка подпятника при каждом обороте должна будет совершать движение
Фиг. 1157. Подпятник вала регулятора.
Фиг. 1153.
Фиг. 1154.
Пяты.
Фиг. 1155. Фиг. 1156.
Пята, стоящая косо.
с отклонением оси от вертикального положения (фиг. 1156), чего безусловно следует избегать. От захвата при вращении подпятник предохраняется помощью штифта или, лучше, двумя симметрично расположенными выступами. Это, например, сделано у подпятника оси регулятора, показанного на фиг. 1157, где два выступа направляются двумя дорожками во втулке, одновременно служащей и подшипником. Подкладка подпятника покоится на шаровой оконечности установительного винта, примененного для точной'установки высоты конической шестерни.
Шаровые рабочие поверхности не дают особых преимуществ, обработка же их более затруднительна. Центр шаровой поверхности пяты должен точно лежать на оси вращения, чтобы подпятник не наклонялся.
Применение в подпятнике нескольких подкладок, расположенных друг над другом (фиг. 1155), увеличивает надежность в том отношении, что при нарушении правильности работы на одной рабочей поверхности ее ьГожет заменить другая поверхность. Но при этом не следует надеяться на одновременное вращение всех подкладок с постепенно уменьшающейся книзу скоростью, а также на уменьшение трения.
ГЛАВА ШЕСТНАДЦАТАЯ
ПОЛЗУНЫ ИЛИ КРЕЙЦКОПФЫ
1. Назначение н главнейшие формы
^Выигрыш. В строит, длине
В шатунном механизме ползуны предназначаются для передачи сил между имеющим прямолинейное движение поршнем или поршневым штоком и шатуном, имеющим качательное движение вокруг пальца ползуна. Они представляют дальнейшее развитие простого шарнира на конце тяги, направляемой втулкой (фиг. 1158), причем силы, появляющиеся при отклонении тяги, передаются на особую направляющую или салазки (фиг. 1165). Главнейшие части ползуна следующие: палец, или валик, корпус и башмаки. В отношении конструкции различают две формы: вильчатую (фиг. 1159), которой соответствует закрытая головка г шатуна, и закрытую (фиг. 1160), которой соот-вильчатый Первая кон-выполняется посредством и обходится вторая дает
ветствует шатун.
1 струкция ' обычно
- отливки дешево;
более простые формы,( которые можно выполнять посредством отковки. При этом до-
Фиг. 1158. Тяга с шарнирной голов- стигается иногда весь-кой- ма ценное уменьшение
длины или высоты всей
Фиг. 1159—1160. Вильчатая и закрытая конструкции крейцкопфа.
в
машины, так что конструкция эта прежде всего применяется у крупных машин и при вертикальном расположении. У машин простого действия для направления движения пальца ползуна, часто пользуются поршнем.(фиг. 931а). В этом случае поверхность цилиндра служит и направляющей. Конструкции можно различать еще и по тому, неподвижно ли закреплен в ползуне палец, или же корпус ползуна служит подшипником, в котором происходит качательное движение пальца. Тогда имеем или конструкцию ползуна с неподвижным пальцем (фиг. 1195) или же с неподвижным подшипником (фиг. 1198).
2. Палец ползуна
Палец ползуна, изготовляемый в большинстве случаев из стали, следует рассчитывать иа изгиб и удельное давление, как это было подробно изложено в отделе о Цапфах. В отношении нагревания от трения надежность работы в'полне достаточна, так как движение пальца имеет лишь качательный характер. Отношение длины рабочей поверхности к диаметру у пальцев на двух опорах, показанных на фиг. 1161—1164, в среднем 1,5г/, длина опорных частей в боковых стейках ползуна Г ~0,5aL При незначительных и колеблющихся только от нуля до максимума нагрузках4., достаточно концы пальца делать цилиндрическими (фиг. 978) и всаживать- их в' корпус ползуна с глухой посадкой. При больших же нагрузках и нагрузках, изменяющих периодически свое направление, рекомендуется следить, чтобы закрепление было произведено тщательно с приспо-
4 Р v г tn е р. Детали машин, т. IJ
113
соблениями для затягивания. Для этой цели концы выполняют коническими, делая конус или сквозным (фиг. 1161 и 1162) или разбивая его на два (фиг. 1163). Конус согласно DIN 254 делают 1:5, 1:6 (паровозные ползуны) и 1 : 10 или tga = 1/10, 1д, и ’/-к». Если поверхности представляют продолжение одна другой, то это облегчает изготовление валика и отверстия; однако эта конструкция ослабляет одну из стеиок ползуна. Возможность смятия опорных поверхностей валика учи-
Фиг. 1161—1164. Закрепление пальцев крейцкопфа.
Фиг. 1165. Определение высоты крейцкопфа.
тывается таким образом, что конус на более широкой стороне начинается лишь в точке а, чтобы кстати получить и зазор по направлению оси болта для подтягивания пальца и чтобы иметь уверенность, что вкладыш не будет защемляться.
Валик может быть затянут различным образом, например, помощью болтов (фиг. 1161 и 1195) или нажимных планок (фиг. 1162), устанавливаемых с одного конца валика. При больших силах и дефбр-мир) ющнхся ползунах рекомендуется затягивание валика производить с обеих сторон или посредством болтов, иле нажимных планок (фиг. 1163), или посредством
разрезанных натяжных втулок (фиг. 1164, 1182 и др.). Если этого не сделать, может случиться, что валик с одной стброны станет свободным или же лежащий между стенками ползуна вкладыш будет ими защемляться. Но пальцы поршней двигателей внутреннего сгорания, считаясь с возможностью расширения поршня во время работы, закрепляют только на одном конце, на другом же им придают цилиндрическую форму, о чем уже было упомянуто в т. I, гл. 11, разд. II, С, 2.
Для предохранения валика от провертывания служат шпонки, выступы и т. д. Для освобождения и вынимания применяют ся болты (фиг. 1190, правый конец), ь--*
3. Конструкция ползунов Фиг. 1166. Крейцкопф газового двигателя ыашиностоительного вавода Аугсбург-Нюрнберг с односторонней направляющей, сков-Конструкция корпуса струврованный таким образ м, что поршень может быть вынут
ползуна тесно связана с с передней стороны.
конструкцией шатуна. Высота
расположения валика над направляющей или диаметр £) = 2Л цилиндрической направляющей получают (фиг. 1165), руководствуясь наибольшим отклонением шатуна, которое бывает приблизительно в середине хода. При этом надо принимать во внимание бортики или другие приспособления для улавливания масла на концах направляющих. Меньшая высота ползуна достигается при односторонней. направляющей и применении косого шатунного механизма (фиг. 1046), или же в направляющей для этой цели делают вырезы, кам-это бывает у вертикальных машин. Иногда высота ползуна определяется и другими условиями. В случае, показанном на фиг. 1166, она определяется тем, что передняя крышка цилиндра
114
и поршень большого газового двигателя должны выниматься с передней стороны. Для эт.й цели ползун имеет такую конструкцию, что он в то же время служит и, направляющей для поршневого штока, который может быть через него продвинут, в то время как шатун поддерживается в наклонном положении подъемным краном. Во время работы сила, действующая на поршневой шток, передается ползуну посредством разрезного кольца, которое опирается на конус К. Выемка в ползуне должна быть достаточных размеров, чтобы головка шатуна при самом невыгодном наклоне не задевала за стенки и чтобы вкладыши можно было легко подтягивать. Для освобождения и вынимания валика ползуна служит отверстие А, сделанное для этой цели в раме (фиг. 1698).
Наиболее важное значение имеет конструкция скрепления корпуса ползуна с поршневым штоком, с болтом ползуна и с башмаками, а также конструкция подшипников, для вильчатого шатуна. При умеренных силах ползуны выполняются, главным, образом, из чугуна, при больших — из стального литья/железа и стали.
а) Скрепление с поршневым штоком
Закрепление поршневого штока в ползуне производится или посредством поперечного клина или при помощи резьбы. В первом случае шток имеет или цилиндрический хвост (фиг. 1168), или конический (фиг. 1167). Сжимающая
Фиг. 1167—1169. Закрепление поршневого штока во втулке ползуна.
Фиг. 1170. Простой ползун с ввинченным поршневым штоком.
сила воспринимается или днищем отверстия, или конусом в то время как растягивающая сила воспринимается клином. Для возможности позднейшей при шлифовки штока рекомендуется делать заточку а (фнг. 1167 и 1168). Освобожден ние штока происходит или посредством специально служащего для этой цели клина -или, что проще, посредством отжимного болта, ввинчиваемого в нарезанное отверстие g. Конус с конусностью 1 : 15 (согласно D1N 254), который обычно применяется у паровозов, имеет то преимущество, что после небольшого отжатия он совершенно освобождается. С другой стороны, он оказывает сильное распирающее действие на втулку ползуна. Короткий конус (фиг. 1169) с уклоном 1 : 1 или с углом при вершине в 90°, так же как и опорная поверхность для него, выполняется очень легко^ но дает незначительное сечение в месте b около отверстия для клина; это сечение - правда л. подвергается в этом случае действию только колеблющейся от нуля до максимума нагрузки, в то время как в конструкции фиг. 1168, в которой усилие передается на дно отверстия, соответствующее сечение подвергается действию знакопеременной нагрузки. Вследствие того, что при слишком крутом конусе получается концентрация напряжений, некоторые конструктора предпочитают конусность 2 : 3*. Расчет подобного клинового скрепления подробно приведен в т. I, в гл 4, ра д. I, В, 3. Высокие напряжения, трудное н дорогое выполнение и чувствительность к неправильной загонке клина являются недостатками этой
, 115
системы закрепления штока. Поэтому все более и более стараются применять подходящее винтовое скрепление, которое даже при самых больших силах и размерах, как, например, у больших двигателей внутреннего сгорания, вполне себя оправдало.
Если поршневой шток ввинчивать непосредственно в ползун, то при переменных силах соединение ослабевает; это в конце концов влечет за собой разрушение резьбы, в особенности во втулках чугунных ползунов, если поршневой
Фиг. 1171. Закрепление поршневого штОка коптр-. (гайкой.
фиг. 1172. Закрепление поршневого штока при помощи ди-, ферепциальпой резьбы.
штох не упирается или в заплечик или в днище отверстия в ползуне (фиг. 1170). Перестановка, поршневого штока в ползуне по направлению оси возможна посредством контргайки (фиг. 1171), которая воспринимает сжимающие силы, в то время как растягивающие передаются резьбой штока. Про-
бовали улучшить стягивание соединений, применяя диференциаль-ную резьбу (фиг. 1172), но при этом затрудняется сборка частей, поршневого штока или ползуна, а также и самой гайки, должна быть так установлена, чтобы верхности а. При правильном затягивании, которое бывает
так как гайка М,
при постоянном вращении
весьма сильным, если применить диференциальную резьбу, места, отмеченные на фиг.'1173 толстыми линиями, прижи-
маются друг к другу. Растягивающие силы, действующие в штоке, передаются на втулку ползуна непосредственно через Ь, а сжимающие — через сил. У конструкции, представленной на фиг. 1174,
Рис. 1173. действие ди- втУлка Разрезана. После ввинчивания ференциальиой резьбы. штока она стягивается сильными болтами, так что резьба. с обеих сторон прижимается к штоку, и скрепление затягивается. У конструкции фиг. 1175 на хвост поршневого штока навинчена втулка В. В неё упирается гайка М, которая одновременно прижимает
она прилегала к по-
Рис. 1174. Втулка ползуна с прорезью.
конец поршневого штока к съемному кольцу R, лежащему на дне отверстия ползуна и предназначаемому для установки штока на соответствующую длину. Втулка В имеет левую резьбу, а гайка М пра-
Фиг. 1175. Затягивание при помощи гаек с правой и левой резьбой.
вую; это сделано для того,
Фиг. 1176. Ползун газового двигателя Эргардта и Зенера Саарбрюкеи. \
чтобы деталь В не могла освободиться вследствие трения об М. При этом надо иметь в виду, что не втулка В, а поршневой шток должен упираться в днище, так как в противном случае передача растягивающих и сжимающих сил достигалась.бы различными путями. Преимущество этой конструкции тГротив описанной выше заключается в том, что при сборке приходится вращать только гайку М, поршневой же шток и втулка ползуна остаются при этом неподвижными. Скрепление
116
штока с ползуном, применяемое фирмой ^Эргардт и эемер у больших двигателей внутреннего сгорания (фиг. 1176), не имеет резьбы во втулке ползуна. При затягивании гайка прилегает к внутренней кромке разрезной муфты и одновременно
прижимает торцевую плоскость хвоста поршневого штока к днищу отверстия, которому непосредственно и передаются сжимающие усилия. Растягивающие силы
передаются посредством гайки и муфты. Скрепление это может быть очень быстро разобрано путем незначительного ослабления гайки и отнятия муфты.
У прямоточных паровых машин бывает необходимо ограничить зазор между поршнем и цилиндровыми крышками и иметь возможность точно установить поршень для регулирования* сжатия. Для этой цели проф. Штумпф применяет ползуны, показанные на фиг. 1177, у которых поршневой шток устанавливается посредством расположенной внутри
гайки, а затягивается и Предохра- Фиг. 1177. Ползун прямоточной паровой машины няется от отвинчивания посредством проф. ш ту мп фа.
гаек, расположенных снаружи.
Ь) Конструкция башмаков
Назначение башмаков заключается в том, чтобы силу W (фиг. 1178J, действующую в ползуне при отклонении шатуна, передать, направляющей, по которой скользят башмаки. У нормального шатунного механизма сила N, действующая при наибольшем отклонении шатуна, которая определяется наибольшим значением sin? р
в выражении sin £ = sin <?, т. е. при <р = 90°,
J—-В--Н-------------------достигает величины Р • tg Ф — Р —у-----_ Выра^
жение это может быть с достаточной точностью р
Фиг. 1178. Разложение давления Р заменено через N=P--r. У горизонтальных ма-поршня на. ползун. ' L
шин давление должно восприниматься по возможности нижней направляющей, к которой ползун прижимается действием своего веса. Это облегчает также и смазку. У вертикальных машин давление воспринимается главной направляющей поверхностью. Этим определяется направление, по которому обычно вращаются машины: машины-двигатели вращаются по направлению стрелки, показанной на фиг. 1178; машины-орудия — в противоположном направлении Отступления от этого общего правила легко влекут за собой неисправности в работе. Двигатели внутреннего сгорания, у которых два цилиндра расположены один против другого и работают на один общий вал, лежащий между ними, не оправдали себя, так как ползуны, при движении в обратную сторону, не выполняют своего назначения. У реверсивных машин, паровозов и судовых машин, давление на направляющие меняется. У этих машин следует заботиться об особенно хорошем направлении движения -поршневого штока и о возможности подтягивания скользящих башмаков при последующем изнашивании. Приподнимание ползуна от направляющей может произойти из-за относительно ранней перемены направления давления, как это, например, показано на фиг. 1112 в точках W\ и №% для машины водопроводной станции (черт. I). Случай, противоположный этому, для машины, работающей как двигатель, показан на фиг. 1113.
У машин, имеклЯбх обычное направление вращения, приспособления для подтягивания башмаков у ползуна не являются необходимыми, если трущиеся поверхности достаточно велики, т. е. если удельное давление выбрано р — 2 кг/см* и самое
117
большее 3 кг^см*, У паровозов давление это доходит до 6 кг/см*, но при этом бывает заметно уже сильное изнашивание. При выборе размеров скользящих башмаков для обыкновенных ползунов можно принимать ширину их ^ = 1,..., 1,2А,
Фиг. 1180 Ползун с несимметричным расположением башмака относительно плоскости нормального давления N (неправильная конструкция).
причем длина К = р g-* Сточки зрения конструкции желательно, если возможно, для подтягивания ограничиться железными прокладками, как это показано на фиг. 1198 у Л. Дорогих и чувствительных приспособлений с клиньями (фиг. 1179) следует избегать. Придавая скользящим башмакам прочные и жесткие формы, а также стараясь получить конструкцию симметричною как относительно продольной оси, так и относительно плоскости, проходящей через ось пальца ползуна, достигают равномерного распределения давления. Неправильна односторонняя конструкция башмаков (фиг. 1180),
Фиг. 1179. Ползун с подтягиванием баш- при которой удельное давле-мака при помощи клина. ице распределяется крайне не-
равномерно.
Трущиеся поверхности выполняются или из чугуна, или из бронзы, или из белого металла. Стального литья, вследствие его наклонности к заеданию, следует избегать. Некоторые заводы применяют чугунные башмаки не только для малых и средних размеров, но также и для очень больших, но при этом выполнение их должно быть весьма тщательно и пригонка весьма аккуратна. Белый металл имеет то преимущество, что во время работы он хорошо прилегает к рабочей поверхности. Он, главным образом, применяется у ползунов
из литой стали с отлитыми заодно скользящими башмаками (фиг. 1181 и 1191), но также применяется и у чугунных съемных башмаков (фиг. 1177). Заливка тогда удерживается помощью канавок с профилем в виде ласточкина хвоста. У ползунов для судовых машин заливку белым металлом Производят так, чтобы получились отдельные полоски, расположенные поперек направления движения (фиг. 1185). Бронза применяется у сменных башмаков паровозных ползунов (фиг. 1182).
Скрепление башмаков с корпусом ползуна должно служить для передачи сил, должно допускать легкую обточку их на корпусе ползуна и обеспечивать хорошее прилегание к направляющей. Первое условие обычно достигается помощью тщательной пригонки пальцев, заплечиков, болтов, штифтов и дру-
Фиг. 1181. Ползун поршневого насоса простого действия. М. 1 :10.
гих деталей, и лишь у быстроходных машин, с большими давлениями от сил инерции движущихся частей, необходимо предусматривать затягивающее приспособление, например, при помощи клина. У конструкции, представленной на фиг. 1198, для захватывания башмаков служат два круглых пальца, к которым башмаки привернуты с помощью болтов, в то время как шпонкн F предназначаются для воспринятия моментов от давления резца при обработке. Шпонки эти после обработки башмаков
118
Фиг. 1182. Паровозный ползун с бронзовыми башмаками. М. 1:10
Фиг. 1183. Ползун с шаровой опорой для башмака, фирма бр. Зульцер, Винтертур (по Фрейю).
119
могут быть вынуты, чтобы удовлетворить третьему условию и дать башмакам возможность самостоятельной установки относительно направляющей. Условие это может быть выполнено еще лучше, если применить шаровые поверхности, как показано на фиг. 1183. Башмаки, показанные на фиг. 1195, отливаются по четыре штуки в одной отливке, обтачиваются независимо от ползуна внутри и снаружи и за-
крепляются на ползуне в
Фиг. 1184. Устарелая форма пол зуна.
соответствующем положении помощью центрирующих выступов и конических штифтов. Рекомендуется тщательно закреплять все болты, шпонки ит.д, которые, ослабнув, делают иногда глубокие царапины на направляющей.
Скользящей поверхности башмаков придается или цилиндрическая форма, достигаемая обточкой на то-карном станке (фиг. 1195), или плоская (фиг. Ц91). Первая допускает центральную установку ползуна в расточенной раме (фиг. 1698), одновременно гарантируя и от бокового перемещения. Вторая конструкция требует плоской, строганой или фрезерованой направляющей (фиг. 1678) и обычно применяется при одностороннем направлении. Конструкция эта требует применения особых направляющих полос, чтобы воспрепятствовать отходу ползуна от направляющей и чтобы1*'обеспечить направление с обеих сторон; она состоит из многих частей и обходится дорого, но
имеет то преимущество, что все части вполне доступны, как это показано на фиг, 1166 для открытой рамы большого газового двигателя. У паровозов также применяется иногда одностороннее направление, как показано имеет круглую форму. Конструкция, показан-
Фиг. 1186. Видоизменение ползуна, изображенного'иа фнг. 1185.
ия фиг. 1182; иногда направляющая ная на фиг. 1184 и 149, с двумя боковыми ползунами устарела, тяжела и дорога.
с) Конструкция подшипников
Конструкция подшипников в корпусе ползуна (фиг. 1198) ничем не отличается от конструкции для шатунов. Следует обратить особенное внимание на то, чтобы подтягивание клина или болтов для перестановки вкладышей можно было производить удобно и чтобы все отдельные части можно было вынуть, не разбирая ползуна. Специальная конструкция показана на фиг. 1183, где подтягивание производится с помощью гайки, помещенной на удлиненном конце поршневого штока. Для открытой головки шатуна предназначается конструкция, показанная на фиг. 1185, взятая с судовой машины, у которой корпус ползуна и поршневой шток представляют одну целую поковку; конструкция эта нецелесообразна, а выполнение ее трудно и обходится дорого. В этом случае, чтобы снять ползун, необходимо разобрать скрепление штока с поршнем. Для того чтобы можно было легко вынимать части подшипников, нижняя часть головки снабжается крышкой с толстыми болтами, которые часто рвутся. Обрыв этот Бах приписывает прогибу крышки, так что её рекомендуется делать весьма солидной. При этом также надо заботиться о том, чтобы оба болта подтягивались равномерно, что часто бывает крайне затруднй-
Фиг. 1185. Ползун судовой машины с поршневым штоком и башмаком из одной не1: лой поковки.
120
тельно вследствие недоступности заднего болта; если это условие не соблюдается, перегрузка одного из болтов неизбежна. Значительно лучше, как в отношении изготовления, так и обработки, конструкция ползуна, показанная на фиг. 1186, при которой шток отковывается вместе только с корпусом ползуна, скользящий же башмак привертывается болтами и при работе захватывается выступами а.
d) Конструкция корпуса ползунов
Конструкция корпуса ползунов зависит от способа изготовления. Как было уже указано выше, отковка требует по возможности простых форм, как показано на фиг. 1160 и 1166 для вильчатых шатунов. Конструкция согласно фиг. 1198 с откованными, как одно целое, длинными пальцами для удерживания башмаков поедставляет при отковке
большие затруднения. Фиг. 1187 показывает хоро- Фиг. U87. Ползун с регулировкой шую конструкцию разъемного ползуна, откован- при помощи резьбы,
ного вместе с поршневым штоком, у которого вкладыши вставляются сбоку, так,что крышка, со всеми ее недостатками, показанная на фиг. 1185, не нужна. Если ползун отливается, то выбор формы допускает ббльшую свободу. Кроме простейших форм, показанных на фиг. 1170 и 1188, возможны также вильчатые (фиг. 1193) или полые(фиг. 1195). Конструктивная разработка более подробно показана на фиг. 1189. Головке шатуна, показанной на фиг. 1258, больше всего соответствует корпус ползуна шаровойформы, который в передней части имеет или цилиндрическое удлинение или коническое расширение, а с боков две плоские стенки, причем толщина всех стенок может быть одинаковой. Снаружи и внутри его делаются приливы для опор пальцев, невого
а по направлению порш-штока делается втулка
— 250 —
двигателя акц. Ma-М. 1:20.
Фиг. 1188. Ползун большого- газового шиностроит. об-ва Зиген.
fOSQ
Фиг. 1189. Конструктивная разработка тела ползуна.
для закрепления последнего. Сверху и снизу делаются пальцы для захватывания скользящих башмаков с невысокими заплечиками Для получения опорных поверх* ностей. Необходимый момент сопротивления работающего на изгиб сечения II
121
достигается приданием сводчатой формы боковым стенкам. , У конструкции, показанной на фиг. 1190, наружные поверхности выполнены в виде тел вращения,
Фиг. 1190. Направляющие ползуна в виде тела вращения.
Фиг. 1191. Ползун с односторонней направляющей. М. 1 :10.
Фиг. 1192. Формовка корпуса ползуна.
Фиг. 1193. Ползун с вильчатым корпусом.
чтобы облегчить изготовление модели или, если потребуется, возможность полной обработки корпуса.
При односторонней направляющей употребляются те же основные фо|>мы, как было описано выше (см. на фиг. 1191 стальной литой ползун). Соответствующую 122
литейную форму с большой прибылью над втулкой и скользящим башмаком показывает фиг. 1192. Фиг. 1193 показывает вильчатый корпус, который перекрывается привинченными башмаками. Разработка конструкции и расчет ползунов с подшипниками (фиг. 1186 и 1198) могут быть выполнены так же, как и разработка головок шатуна (см. гл. 17,).
4. Смазка ползунов
Фиг. 1194. Смазка ползуна.
Фиг. 1195 показывает конструкцию, у которой масло подводится к ползуну горизонтальной машины помощью слизывателя из неподвижно установленной капельной масленки, так что за притоком масла можно все время следить и регулировать его. Уровень масла в слизывателе должен стоять на достаточной высоте, чтобы оно могло поступать к наиболее высоко расположенным частям пальца ползуна. Так как при больших скоростях масло легко разбрызгивается, то масленка устанавливается по возможности ближе к концу хода поршня. У вертикальных машин достаточно установки воронки В (фиг. 1193), которая в верхней мертвой точке принимает или слизывает капли масла, подводимого по трубке. У конструкции фиг. 1194 для подвода масла используется верхний скользящий башмак; масло из резервуара 1 захватывается кромкой а и через трубку /? попадает в вырез в головке шатуна и на палец. Масленка // предназначается для смазки скользящих башмаков:
масло захватывается кромкой Ь и подводится к канавкам 2V для распределения. Наиболее важная нижняя направляющая поверхность в достаточной степени смазывается маслом, стекающим с верхней направляющей и с пальца. Целесообразно собирать масло по концам направляющей посредством ребер или коробок (фиг. 1165).
Башмак в мертвых точках попадает в масляную ванну и захватывает с собой часть собирающегося там масла. Соответствующей формой коробок можно достигнуть того, что масло (фиг. 1195) у башмаков перебрасывается через ребра К и через отверстие В опять подводится к смазывающим канавкам скользящих поверхностей. У вертикальных машин для этой цели применяются разрезанные пластинки А (фиг. 1193), двигающиеся непосредственно около направляющей и опускающиеся в резервуары с маслом, расположенные на конце направляющей; захватывая собирающееся там масло, они переносят его опять наверх. Свежее масло подводится по каплям на верхнем конце направляющей. Относительно смазки под давлением см. сказанное о шатунах на стр. 141.
При расположении смазочных канавок, на фиг. 1195, принято в расчет, что масло стремится в стороны и поэтому достаточна канавка на узкой
Фиг. 1194-а. Смазочные канавки на башмаке, служащие для достижения режима жидкого трения.
стекать с верхнего башмака в стороны и поэтому достаточна канавка на узкой поверхности. У нижнего башмака сделаны зигзагообразные канавки по всей ширине.
У скользящих башмаков можно достигнуть режима жидкого трения без изнашивания трущихся поверхностей, если будет обеспечено образование клиновидного масляного слоя, как об этом было сказано в отделе о цапфах (стр. 103). Уже тщательное закругление и незначительное скашивание передней и задней кромок башмака могут заставить башмак плавать на масляном слое, а именно в том случае, если башмаки самостоятельно могуть принимать косое положение на шарнирах (фиг. 1183), подобно тому как эго делается у опорных поверхностей подш. иников Митчелля.
123
Вместе с маслоуловителями, образуемыми, как видно из фиг. 1195, реором К, оказывает также очень хорошее действие скашивание поверхности согласно фиг. 1194а.
Фиг. 1195. Ползун машины водбпр'оводшм 6 насоса, изображенного, на черт. I. М.;%1 : 10.
Относительно расчета отдельных частей ползуна можно сослаться на помещенные ниже примеры и иа подробное изложение и критику расчета на прочность головок шатунов (стр. 143).
5. Примеры
Фиг. 931а показывает поршень двигателя внутреннего сгорания простого действия с закрепленным пальцем; такая конструкция применяется для уменьшения длины машины. В этом случае сам поршень должен обладать достаточно большой опорной поверхностью для передачи бокового давления шатунного механизму. Для этой цели он, как и самоподдерживающий поршень, должен быть обточен в пределах */з части нижней поверхности точно по диаметру цилиндра, верхняя же часть должна быть обточена эксцентрично, чтобы обеспечить возможность расширения его в цилиндре.
Пример. Ползун машины для водопроводной станции (черт. 1).
а) Вильчатая форма (фиг. 1195) для закрытой головки шатуна (фиг. 1258). Наибольшие давления в мертвых точках кривошипа равны сумме давлений пара и воды на стороне цилиндра высокого давления Рти = 20600 кг-, наибольшее давление пара в цилиндре низкого давления Pd = 17400 кг; л = 50 об/мин. Корпус ползуна — из стального литья, башмаки —из чугуна, поршневой шток и палец ползуна — из стали. Диаметр поршневого штока 100 мм, поршневой шток около втулки ползуна для возможности позднейшей подшлифовки сделан с плавным переходом до диаметра 95 мм.
Хвост поршневого штока — цилиндрический и упирается в дно отверстия во втулке ползуна. Вследствие скоса кромок штока диаметр опорной^поверхности rf9 = 85 мм. Из-за наличия отверстия для отжимного болта, служащего для выталкивания поршневого штока, получается потеря площади круга диаметром d9 = 38 мм. Удельное давление будет:
-Г- (8,5» —3,8’)
т. е. невысоко. Толщину клина Ь определим, исходя из давления клина на шток. Обе детали из стали и нагрузка колеблется от нуля до наибольшей величины.
124
Принимаем р --=850 кг)см2.
z j д ^tnax . , 20 600 осе Л.г
= 4 =-9^850 =2’55 “
Принимаем b = 26 мм.
Напряжение в ослабленном сечении штока f (фиг. 1196) от действия переменной от нуля до максимума нагрузки:
Рт„ 20600
Длина / опорной поверхности для стального литья величины:
для
— 445 кг! см2.
—- • 9,5а —9,5 2,6
4
клина в заплечике втулки. Давление р = 700 кг/см* нагрузки, колеблющейся
от нуля до наибольшей
р.1‘Ь*=Р шах»
20600
11,4 см.
1 ' 700-2,6
Отсюда диаметр заплечика:
Фиг. 1196. Сечение втулки ползуна, изображенного на фиг. 1195.
и
Фиг. 1197. Разрез 11 ползуна, изображенного иа фиг. 1195.
D — 1144-95^210 мм.
Высоту клииа h определяем по расчету на изгиб под действием нагрузки, колеблющейся от нуля до своей максимальной величины, согласно № 16, табл. 5 (см. т. 1). Допускаем А, = 1200 кг/см2.
.б-^таа-Я 6-20600-21 . ,п(.
h 8-b-kb 8 - 2,6 - 1200 “ 04, h ~ 10,2 См' -
Вследствие наличия закругления принимаем А = 120 лиг. Выступающий конец поршневого штока: At = 0,5А = 55 мм; высота бортика шейки ползуна над клином А2 = 70 мм.
Напряжение в сечении /, имеющем диаметр 165 мм, составляет: рт^ 20600 „
а, = —т— =--------------------= 164 кг/см2.
~(16,5а — 9,52) — 2,6- 7
Внутренность ползуна имеет шаровую форму, ограниченную с боков плоскими стенками, предоставляющую головке шатуна достаточно места при наибольшем его отклонении и дающую свободный доступ к болтам для установки клина. Концы пальца ползуна диаметром 120 мм и длиной рабочей поверхности 180 мм (стр. 70) обточены на один и тот же конус; палец затягивается посредством гайки, причем боковые стенки ползуна в местах пропуска пальца утолщены.
Напряжение на изгиб в сечении П прн колеблющейся от нуля до максимума нагрузке. На стороне большего отверстия средний диаметр пальца будет d' = 142 мм. Расстояние до центра тяжести от внутренней кромки (фиг. 1197) будет:
е. - = г-3'! !Л+5.-3/6'3 = - 3,5
7 • 3.8-|-5 • 3
Момент инерции:
7~^- 4- 7 • 3,8 • 1,6» + 4- 3 • 5 • 2,82 - 249 см*.
Ес'Лй стенку рассматривать как прямую балку, с растяжением между опорами Г =180 мм, то наибольшее растягивающее напряжение во внешних волокнах, на
125
расстоянии е-, = 53 мм от центра тяжести, будет:
Р
max
4
/18_ Ч2\
20 600 \ 2 4 ) ’ _
4 249 —
597 кг!см*.
Такое напряжение допустимо. Чтобы получилось принятое нами поперечное сечение, боковая стенка должна быть сильно выдвинута наружу. При этом следует иметь в виду, что утолщение надо делать только на плоской стенке (фиг. 1189) и не захватывать цилиндрической части.
Чугунные скользящие башмаки удерживаются канавками, проточенными в головке крейцкопфа и закрепляются помощью конических штифтов. Они могут быть отлиты по четыре вместе и вместе же обточены снаружи и внутри, как это показывает боковой вид. Наружный диаметр D, как это видно из фиг. 1165, при длине
башмака lt = 600 мм, при отношении радиуса кривошипа к длине шатуна = и при условии, что у направляющей должна быть сделана коробка для улавливания
масла, получается равным 560 мм.
Фиг. 1198. Ползун машины водопроводного насоса, изображенного на черт. I.
Ширину башмака определяем, исходя из удельного давления на направляющую р= 1,8 кг!см2. Расчет производим по наибольшей силе, действующей на поршень в середине хода Pg = 17 400 кг.
РЛ •
L-lr
17 400
5 63 • 1,8
= 32,2 см.
Принимаем ширину 340 мм.
Смазка пальца ползуна производится слизывателе м; смазка верхнего башмака — из масленки,
установленной на середине рамы. К нижнему башмаку масло, собирающееся на концах направляющей, все время подводится помощью ловителя, перебрасывающего его через выступы К (фиг. 1195). В то время как канавки для масла у верхнего башмака расположены зигзагами иа узкой поверхности с обеих сторон от средней линии, канавки у нижнего башмака располагаются почти по всей ширине его поверхности.
Ь) Закрытая конструкция (фиг. 1198), показывающая ползун с подшипником для вильчатого шатуна, изображенного на фиг. 1263.
Поршневой -шток закреплен в корпусе стального литого ползуна при помощи конуса с конусностью 1 :10. Подшипник состоит из двух бронзовых вкладышей, подтягиваемых клином с двумя винтами. Чугунные скользящие башмаки помещаются на цилиндрических пальцах и удерживаются шпонками и хорошо предохраненными от отвинчивания винтами. Эта конструкция дает уменьшение длины на 65 мм против конструкции, описанной в п. а). С другой стороны, обработка чее сложнее, так как должна производиться в трех положениях.
Расчет закрепления поршневого штока в ползуне указан в т. I, гл. 4, раздел I В, 4; расчет закрепления подшипника производится совершенно так же, как для головки шатуна (стр. 153 и сл.).
126
Для сечения /, которое можно рассматривать, как прямую балку, с растяжением между опорами /=170 мм, при напряжении Л4 = 600 kzIcm'*, момент сопротивления будет:
Взяв прямоугольное сечение, при ширине 6 = 150 мм получим высоту:
6 W 85,8 _
b ~V 15 —
5,86 см.
Концы головки делаем сферической формы радиусом в 105 мм. Напряжение от растяжения в наиболее опасном сечении II стенки, ослабленном отверстиями для болтов, будет:
что допустимо.
Форма корпуса ползуна выбрана такой, чтобы его можно было обработать без всякого затруднения со всех сторон, но можно также ограничиться и обработкой отмеченных поверхностей. Если предполагается ползун отковать, то пальцы для башмаков будут уже неудобны. Но нетрудно корпус переделать так, что башмаки будут удерживаться помощью небольших выступов на окружности с закреплением болтами, подобно тому, как это показано на фиг. 1187. Башмаки имеют такие же опорные поверхности, как н у конструкции, рассмотренной в п. а).
Более подробные указания относительно обработки н^соторых форм ползунов помещены в т. I гл. 3, разд. 111 В, 1.
127
ГЛАВА СЕМНАДЦАТАЯ
ШАТУНЫ
1. НАЗНАЧЕНИЕ, ГЛАВНЕЙШИЕ ЧАСТИ И ТРЕБОВАНИЯ, К НИМ ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
Шатуны (спарники) служат для передачи сил между двумя цапфами, в частности для преобразования попеременно-возвратного, колебательного или вращательного движений помощью шатунных^ механизмов различных типов.
Главнейшие части шатунов—это две головки, охватывающие пальцы, и соединяющий их стержень. Иногда у шатунов с одного или с обоих концов имеются пальцы (фиг. 1223). В этом случае подшипники находятся в деталях, которые соединяются помощью шатунов. Пальцы следует рассчитывать, основываясь на изложенном в гл. 15. Конструкция шатуна должна всегда находиться в тесной зависимости от примыкающих к ней деталей. В особенности надо обращать внимание
на следующее:
1. Разборка шатунов, а также вынимание и смена вкладышей должны производиться легко и быстро. Из двух конструкций головок шатунов открытые (фиг. 1262),
в этом отношении предпочтительнее, с другой же стороны, они тяжелее, и выполнение нх обходится дороже закрытых (фиг. 1257).
2. Расстояние между осями пальцев или не должно совсем изменяться вследствие изнашивания, или должно изменяться незначительно. У паровой машины с незначительным зазором между поршнем и цилиндровой крышкой изменение этого расстояния может вызвать изменение вредного пространства,
а следовательно, и величины сжатия, и в кон-Фиг. 1Ю9—1200. Пригонка шатунов. це концов это может повести к удару поршня о крышку и к поломке. Например, у шатуна с двумя закрытыми головками (фиг. 1199) клинья при подтягивании должны действовать в направлении, показанном на фигуре стрелками. При подтягивании вкладышей у левой, кривошипной, головки ось пальца перемещается к стержню
шатуна, вследствие чего шатун делается короче и поршень в цилиндре перемещается влево. Это может быть выравнено только путем подтягивания вкладышей у. другой головки в одинаковом направлении. В случае, показанном на фиг. 1200, где подтягивание производится у двух различных частей машины—у левой головки шатуна и у ползуна, — легко можно проследить могущее получиться перемещение поршия. Вследствие изнашивания левой, открытой головки поршень перемещается по направлению, показанному стрелкой. Движение это компенсируется перестановкой клина в ползуне, если вкладыши в последнем срабатываются на столько же, как и вкладыши кривошипной головки. Эта компенсация изнашивания вкладышей сложнее, если головки на обоих концах шатуна делаются открытыми, так как тогда при подтягивании всегда уменьшается длина шатуна. Устранить это можно помощью специальных приспособлений, например, двойных гаек на поршневом штоке (фиг. 1160); в противном случае приходк/ся мириться с передвижением поршня. У газовых двигателей, со сравнительно большим пространством сжатия, это в большинстве случаев допустимо. Если же, например,
128
газовый двигатель приводит в движение воздуходувную машину, соединенную с ним помощью поршневого штока, то опять приходится заботиться о возможности точной регулировки игры поршня в цилиндре воздуходувной машины, предусматривая для этого приспособление в направляющих поршневого штока.
3. Оси цапф (пальцев) и вкладышей должны быть строго параллельны. Падец кривошипа, закрепленный в нем с перекосом, вообще не дает равномерного прилегания по вкладышу. При больших нагрузках и скоростях он всегда будет греться и будут получаться различные неисправности. Следует заботиться о равномерном прилегании и хорошей работе вкладышей, тщательно пригоняя их к пальцам и обеспечивая достаточно надежную смазку. "
4. Имея в виду действие сил инерции, шатуны следует делать легкими.
5. Напряжения при переходе от одной части шатуна к другой должны изменяться постепенно и потому не следует допускать резких изменений сечения. Острые углы и уступы, даже при незначительных по расчету напряжениях, ведут к поломке.
II. РАСЧЕТ И КОНСТРУКЦИЯ ШАТУНОВ
А. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ШАТУН
На шатун действуют растягивающие или сжимающие силы; в большинстве случаев силы эти действуют попеременно, например, у всех машин двойного действия. Так как шатун имеет в большинстве случаев значительную длину, то расчет его надр производить иа продольный изгиб по наибольшей сжимающей силе. Так например, у машин-двигателей, соединенных с машинами-орудиями помощью поршневого штока, в основу расчета на прочность должна быть положена сумма давлений в мертвых точках, например, у машины для водопроводной станции (черт. 1) — сумма давления пара и воды. Вообще же у поршневых машин расчет шатунов производится по силе P = F-pmM, получающейся при наибольшем давлении в цилиндре ртп и при полезной площади поршня F. При этом у насосов, воздуходувных машин и компрессоров увеличение этой силы до значения р
—при наклонном положении шатуна (фиг. 1061) можно не учитывать, даже если в середине хода и действует полное давление на поршень Р. При отношении радиуса кривошипа к длине шатуна 1:5 ошибка, делаемая при этом, достигает 2,1%; при отношении 1:4 — 3,3%. При этом следует еще иметь в виду, что часть силы Р, действующей на поршень, расходуется на преодоление трения поршня, его штока и ползуна, так что ошибка, получающаяся при таком расчете более или менее компенсируется. Значение рла^ у двигателей внутреннего сгорания взрывного типа может быть принято равным 25 ат, у двигателей Дизеля 35—40 ат. У паровых машин величина этого давления зависит от давления пара в котле, условий его работы в цилиндре и степени нагрузки.
При небольших наполнениях силы инерции частей с попеременно-возвратным движением обладают выгодным уравновешивающим и разгружающим действием. Так, например, у газовых двигателей сила, действующая на поршень, во время нормальной работы никогда не достигает полной величины P = F-ртах, но все же надо иметь в виду, что при пуске в ход, когда скорость бывает незначительной, а следовательно, и действие сил инерции невелико, часто происходят преждевременные вспышки, которые сильно повышают давление за пределы нормального.
Б. ПАЛЬЦЫ ШАТУНОВ
Конструирование начинают с пальцев. Относительно их расчета надобно заметить следующее. Расчет на п р о ч н о с т ь следует производить по наибольшей силе; расчет на удельное давление — по наибольшей нагрузке, действующей продолжительное время и, когда надо, принимая во внимание силы инерции. Наконец, расчет на нагревание, которое может иметь место только у вращающихся пальцев, надо производить по средней нагрузке. Например, пальцы машины для водопроводной станции (черт. I) надо рассчитывать на изгиб по сумме давлений пара и воды Ри = Рл -|- Рр = 20 600 кг, хотя нагрузка эта бывает периодически
9 Ретшер. Детали машин, т. П.
129
и только в мертвых точках. Расчет на удельное давление следует производить по наибольшему давлению пара Pd= 16900 кг (пренебрегая действием сил инерции), расчет же на нагревание — по среднему давлению Рт= 10550 кг. Подробно об этом сказано на стр. 63—70.
У пальцев ползуна отношение длины I к диаметру d почти всегда составляет Z1C1-
1,5: 1; для пальцев кривошипов нельзя указать значение этого отношения, пригодное для всех случаев, так как в зависимости от типа машины значительное влияние имеют нагрузка и трение.
В. ВКЛАДЫШИ ШАТУНОВ
Рассчитав пальцы или просто взяв для них определенные длину и диаметр, переходят ко вкладышам. При незначительной нагрузке достаточны цельные втулки (фиг. 1206), которые впрессовываются в головку шатуна и, если необходимо, предохраняются от возможности вращения под действием трения цапфы. При больших нагрузках вследствие изнашивания необходимы вкладыши из двух половинок с подтягивающими приспособлениями. Плоскость разъема вкладышей целесообразно располагать перпендикулярно к направлению действия силы, а следовательно, и направлению изнашивания, т. е. к оси шатуна. Реже встречаются формы симметричные относительно оси шатуна (фиг. 1212). Плоскости разъема должны хорошо прилегать друг к другу, так как это ограничивает расход смазочного масла и делает смазку более надежной. Если кромки вкладышей не закруглены, а оставлены острыми, та они сгребаюттласло, которое и вытекает через промежуток между вкладышами. В особенности за этим надо следить, если для подтягивания вкладышей после изнашивания производится спиливание краев неопытными рабочими. Вкладыши ползунов поршневых двигателей и рабочих машин, как имеющие только колебательное движение, делаются преимущественно из бронзы, без заливки белым металлом. В головке шатуна вкладыши для кривошипа делаются из бронзы, отливаются из стали или чугуна и почти всегда заливаются белым металлом, или же белый металл заливается непосредственно в головки шатуна. Для того чтобы решить, какой толщины следует делать вкладыши в вершине, где они более всего подвергаются давлению шатуна и где в силу этого происходит наибольшее изнашивание, можно пользоваться формулами, применяемыми для подшипников. Линднер рекомендует:
для бронзовых вкладышей
s -- 0,06d —|— 6 мм, (383)
для бронзовых вкладышей с заливкой белым металлом
s = 0,08d-|-8 мм, (384)
для литых стальных вкладышей с заливкой белым металлом включая толщину заливки белым металлом
5--0,09// -|- 9 мм, (385)
для чугунных вкладышей с заливкой белым металлом
s = 0,12d-}-12 мм. (386)
Толщина s должна быть такой, чтобы вкладыши прилегали по крайней мере на ширине, равной 0,75 диаметра отверстия. При меньшей ширине опорных поверхностей вкладыши должны быть сделаны более толстыми. Толщина заливки белым металлбй Должна составлять:
ч $! = 0,025d -|- 2,5 мм. (387)
При этом надо иметь в виду, что размер этот редко бывает больше 10—12 мм. Следует заботиться о хорошем закреплении слоя белого металла при помощи канавок с сечением в форме ласточкина хвоста, при помощи отверстий, углублений, выточек и т. д., как это будет подробно рассмотрено в отделе о подшипниках. При плохом закреплении белый металл отслаивается н выкрашивается преимущественно на кромках, 130
У паровозных шатунов обычно заливку белым металлом бронзовых вкладышей не доводят до плоскости разъема (фиг, 1211 и 1219), При этом бронзовые поверхности необходимо или отодвинуть или подшабрить свободнее, чтобы они не касались пальца. Слишком глубокие канавки с сечением в форме' ласточкина хвоста увеличивают расход дорогостоящего белого металла, дают возможность переходить ему в крупно-кристаллическую форму и ослабляют вкладыши.
Чтобы получить возможно меньший вырез в головке, а также уменьшить и самую головку шатуна, толщину вкладыша в направлении, перпендикулярном к оси шатуна, в сечении, обозначенном буквой а (фиг. 1258), часто берут меньше, чем s, но вообще следует заботиться, чтобы обработка вкладышей- и отверстия в головке шатуна была проста и возможна помощью сверления, фрезерования и выдалбливания. Так, например, прямоугольный вырез для правой половины вкладыша (фиг. 1219) можно заменить поверхностью вращения. Боковые перемещения вкладышей и шатуна относительно друг друга должны.быть предотвращены помощью заплечиков, прикрывающих пластинок (фиг. 1212) или других приспособлений, но при этом всегда следует заботиться о возможности легкой сборки. 1
Г. ПРИСПОСОБЛЕНИЯ ДЛЯ ПОДТЯГИВАНИЯ
'Для подтягивания почти всегда применяются клинья с возможно широкой опорной поверхностью, чтобы избежать (илн уменьшить) во вкладыше как добавочных напряжений от изгиба, так и местного повышения, давления на рабочую поверхность пальца. Болты (фиг. 1207) применяются только при небольших силах. Надо обращать особенное внимание на то, чтобы подтягивание можно было производить легко, чтобы болты клиньев были доступны без разборки или вынимания других частей. Примеры различных приспособлений показывают приведенные ниже конструкции.
Д. МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ТЕЛА ШАТУНОВ
Шатуны, главным образом, изготовляются из литой прокованной стали, При массовом производстве прессуются в штампах, также отливаются из стали, делаются из алюминия и его сплавов и реже из чугуна или дерева. Последнее в силу своего незначительного веса применяется для изготовления стержней шатунов для лесопильных рам и других подобных быстроходных машин.
Е. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ СТЕРЖНЯ ШАТУНОВ
Фиг. 1201—1203.- Поперечные сечения стержней шатунов.
Длину шатуна L, считая ее между осями до пальцев, обыкновенно принимают р в определенном отношении к радиусу R кривошипа. Чем меньше отношение -у, тем меньше давление на башмаки ползуна и нормальная сила у кривошипа и, следовательно, тем меньше силы инерции, но зато, с другой стороны, тем больше длина механизма или машины. У горизонтальных двигателей и ра-а В л
бочих машин отношение -j- в большинстве случаев составляет 1:5; у вертикальных для ограничения высоты принимается 1:4,5—1:4; у паровозов длина шатуна зависит от общей конструкции.
Главнейшие формы поперечного сечения стержня шатуна это полный круг, срезанный с боков, или двутавровый профиль (фиг. 1201—1203) Принимая во внимание
изгибающие моменты от действия сил инерции, последние два сечения располагают таким образом, чтобы наибольший момент инерции лежал в гмоскости качания шатуна. Но при расчете стержня на продольный изгиб, конечно, надо брать наименьший момент инерции. С экономической точки зрения наиболее выгодной является круглая форма.
9’
131
Если шатун подвергается действию сжимающих сил, то стержень его следует рассчитывать на продольный изгиб и в зависимости от отношения длины его к радиусу инерции -4-применяют формулу Эйлера или Тетмайера (16) или (21). При этом у небольших машин коэфициент безопасности следует брать от 10 до 8, если только конструктивные соображения, изготовление и обработка не требуют увеличения-поперечных сечений; у больших машин коэфициент безопасности принимается от 8 до 6; у паровозов, исходя из требования наименьшего веса частей с попеременно-возвратным движением, коэфициент безопасности уменьшается до 3 и даже до 1,75, чтобы ограничить вредные пертурбации паровоза от действия
сил инерции.
Расчет стержня шатуна проще всего производится таким образом: сперва за даются диаметром или площадью поперечного сечения, затемопределяют соответ-
ствующий момент инерции J, а также радиус инерции 1= определяют по
отношению длины шатуна к радиусу инерции -у, следует ли применить формулу
Эйлера или Тетмайера, и после этого находят коэфициент безопасности при продольном изгибе. В области неупругого изгиба коэфициент безопасности шатунов из литого железа меньше, чем стальных шатунов,
Фиг. 1204. Центробежные ускорения в шатуне.
вследствие более низких значений постоянной К по табл. 3 (см. т. I). Но если пользоваться формулой Эйлера, то материал не играет роли, так как ко-Зфициенты удлинения мягкой и твердой стали почти одинаковы (ср. пример 1). При определении размеров деревянных шатунов, значение а в среднем можно взять 1:120 000 см2! кг. При применяемой до настоящего времени почти исключительно формуле Эйлера коэфициент безопасности во многих случаях весьма
сильно переоценивается. В табл. 123 приведены вычисленные величины для построенных машин.
Таблица 123
Значения коэфициента безопасности для шатунов
№ по порядку ТИП и ФИРМА МАШИНЫ Шатуны Коэфициент безопасности Примечание
длина в мм диаметр поперечного сечения в мм сила в кг по Эйле-РУ по Т с т-майеру
1 Прямоточная машина, проф. Штумпф . . . 1500 88 17 200 16,1 [ст. 10,3 (л. ж. 8,12
2 Завод Гуте Гофвунгсхютте 3125 175 54000 18,6 л. ж, 10,2 Литое железо, 42—48 кг)мм2.
3 Воздуходувная машина компаунд Акц. о-ва герм, машиностроительного з-да Дуйсбург 4500 300 150000 27,8 [ст. 14 [л. ж. 11,4 удлинение 20%
4 Газовый двигатель 140 л. с. диам. цил. 450 мм ход 580 мм........... 1550 125 39800 26,5 [ст. 9,4 [л. ж. 7,8 р = 25 ат
'5 Двигатель Дизеля 160 л. с., диам. цил. 330 мм, ход 560 мм ....... ... 1400 105 30000 21,6 [ст. 8,7 (л. ж. 7,2 р = 35 ат
6 Большой газовый двигатель снст. Кокерилля диам. цИл. З91/2" Хол 431/а" 2750 210 190000 14,1 /ст. 5,6 (л. ж. 4,6 р = 25 ат
7 Автомобильный двигатель, диам. цил. 105 мм, ход 130 мм, п = 1200 (фиг. 1225) 310 — 2160 5,5 4.6 Литое железо (ср. пример 2)
132
Расчет на изгиб производится по составляющим сил инерции, перпендикулярным к оси шатуна. Для представленного на фиг. 1204 положения шатуна, перпендикулярного к направлению кривошипа, центробежное ускорение у пальца шатуна bf = . о>2 == CD, где /? выражен i м. С достаточной точностью можно принять я любой точке, что центробежное ускорение имеет одинаковое направление и прямо пропорционально расстоянию х от пальца К ползуна, следовательно, равно bf или равно соответствующей ординате треугольника KCD. Если представить себе часть стержня шатуна, длиной в 1 см, вырезанную в любом месте его и имеющую поперечное сечение/см? (кривая I—I, фиг. 1205), то при весе единицы объема \ кг/дм3 произведение:
= /L.b -f- i -x'brf‘1 ' 1000 L { J g 9810-A
(338)
Фиг. 1205. Кривая сил инерции в шатуне. М. 1:5 и Г: 2,5.
даст нагрузку в кг/см в рассматриваемом месте шатуна. Откладывая отдельные значения на перпендикулярах к оси шатуна, получим изображенную на фиг. 1205 толстой линией кривую //. Площадь, ограниченная этой кривой, представляет полную центробежную силу, а положение центра тяжести позволяет определить напряжение на изгиб и добавочную нагрузку пальцев кривошипа н ползуна (см. пример 2-й, стр. 16F).
В условиях более неблагоприятных, чем обыкновенные шатуны, находятся спарники параллельного шатунного механизма, например, у локомотивов. У них центробежное ускорение одинаково во всех частях спарника.
Добавочные напряжения от изгиба собственным весом и моментом трения у пальцев в большинстве случаев очень незначительны (см. расчет эксцентриковой тяги, стр. 238).
Часто стержеЪь шатуна в направлении к ползуну постепенно делается тоньше, приблизительно до размера 0,7— 0,8 от диаметра в середине. Сечения на конце, примыкающем к кривошипной головке, вследствие большей нагрузки от сил инерции, а также и для лучшего
перехода к большой головке, оставляют у больших головок без изменения или даже увеличивают. Реже встречается уменьшение диаметра до 0,8—0,9 Нелйч^ны.;
i '
Ж. КОНСТРУКЦИЯ ГОЛОВОК ШАТУНОВ
Шатуны делаются с закрытыми, открытыми и вильчатыми головками. Простые закрытые головки применяются во всех случаях, где можно ввести в головку цапфу или надвинуть шатун сбоку. Открытые головки неизбежны у коленчатых валов. Вильчатые головки применяются при ползунах с закрытыми головками. :
1. Закрытые головки
Простые формы головок легких шатунов показаны на фиг. 1206-и 1207.: В шарообразный конец шатуна (фиг. 1206) впрессовываются втулки из стали, бронзы, латуни или другого материала, которые после изнашивания заменяются новыми. У шатунов автомобильных двигателей внутреннего сгорания простого
133
действия (фиг. 1225) на стороне поршня также не делают приспособлений для подтягивания, а просто загоняют стальную или бронзовую втулку.
При больших и особенно при меняющих свое направление силах вкладыши, как было указано выше, снабжаются приспособлениями для подтягивания помощью болтов или клиньев. Примеры этого приведены на фиг. 1207—1213. Фиг. 1207 показывает прочную конструкцию вкладышей из двух половин, подтягивание которых производится помоиЦью болта с головкой и контргайки, расположенных по направлению оси шатуна. Подтягивание, помощью клина показано у нормальной головки
Фиг. 1206. Головка шатуна, обточенная по шаровой поверхности.
Фиг. 1207. Головка с уста- *- Фиг. 1208. Нормальная головка по проф. новленным винтом. Штумпфу.
(фиг. 1208) проф. Штумпфа. Головки подобной конструкции могут в большом количестве храниться на складе и с успехом применяться для распределительных тяг и т. д., как уже был,о указано в т. I, гл, 3, разд. Ve. Правый вкладыш
Фиг. 1209. Головка шатуна Фиг. 1210. Головка шатуна с попереч-с поперечным клином. вы и клином и промежуточным телом.
Фиг. 1211. Головка паровОаного шатуна.
упирается в широкий клин, переставляемый нижним болтом; верхний болт после перестановки затягивает соединение. Часто также применяется сквозной болт (фиг. 1209) с предохранением от отвинчивания гайки М. Длина клина делается от 3/9 до ®/4 ширины головки b (фиг. 1208), так что от Чв до */* ширина головки остается для подтягивания; при этом вкладыши в месте разреза спиливаются. С боков вкладыши ничем не удерживаются, поэтому по концам цапфы необходимо делать заплечики, достаточные, чтобы они могли направлять головку шатуна. Последняя делается из стали или ковкого чугуна и представляет срезанное с обеих сторон тело вращения, отверстие в котором обрабатывается помощью сверления и выдалбливания. Чтобы не делать острых углов в гнезде для клина, последний, изготовляемый нз стали или железа, целесообразно на кромках скашивать. Стержень ввертывается
134
во втулку головки и закрепляется в требуемом положении помощью гайки. Если при этом одна головка тяги имеет левую резьбу, а другая правую, то, освобождая гайку и вращая тягу, можно изменять длину ее до требуемого размера. При одинаковой резьбе помощью вращения одной головки можно изменять длину тяги только на размер, кратный половине шага резьбы.
Подобную же конструкцию имеют головки шатунов и больших машин (фиг. 1258). Только в этом случае с боков вкладыши удерживают заплечиками, чтобы предотвратить соприкосновение бортиков цапфы с двумя различными материалами, как это происходит в случае, показанном на фиг. 1208. Правый вкладыш ’(фиг. 1258) имеет заплечики с обеих сторон; для того чтобы вставить головку, его повертывают на 90’. У левого вкладыша с одной стороны заплечик не сделан, чтобы вкладыш можно было одновременно с клином вставить в головку, При этом, конечно, предполагается, что цапфа не имеет постоянного бортика, а только отъемную шайбу на койце (фиг. 1298). В противном случае клин не должен направляться закраинами вкладыша, чтобы вкладыш и клин можно было вставить в головку друг за другом. Это упрощает также и изготовление вкладыша, положение же клина достаточно обеспечивается, если болты в отверстиях не имеют большого зазора.
Фиг. 1212. Головка шатуна с точеным клином (Зигене кое машиностроительное акц. об-во). М. 1:8.
Фиг. 1213. Головка'с цилиндрическим установочным клином. М, 1:8.
Клиньям придают уклон — = -jq” • ‘’"д’* * ,г}5»аих установительные болты рассчитывают, не принимая во внимание трения, на 1/п наибольшей силы, действующей в шатуне. Напряжения берутся небольшие, учитывая возможность ударной нагрузки. Поломка болтов, вследствие получающегося при этом зазора у вкладышей, вызывает сильные удары шатуна и часто ведет к поломке головок.
Фиг. 1209 показывает головку шатуна с клином, установленным поперек главной плоскости головки и образованным сострагиванием Наискось цилиндрического тела. Клин устанавливается помощью болта с гайкой, имеет большую шайбу и снабжается гаечным замком. Сама головка шатуна имеет при этом простую удобную форму. Ослабление и концентрация напряжений из-за отверстия для болтов при этой конструкции исключены. К. ползунам иногда предъявляют требование, чтобы у них вкладыши, лежащие глубоко внутри, можно было удобно подтягивать и освобождать снаружи. Тогда применяется конструкция, показанная на фиг. 1210, у которой между клином и подшипником помещается промежуточное тело с широкой опорной поверхностью для достижения хорошего распределения удельного давления и равномерного нажатия на палец. Конструкции с узкими опорными поверхностями между клином и вкладышем (фиг. 1211) не очень рекомендуются; в таких случаях вкладыши должны быть достаточно толстыми.
На фиг. 1212 показана конструкция, у которой вкладыш такой же ширины,
135
как и клин, может переставляться и входит в другой цилиндрический вкладыш, охватывающий цапфу более, чем на половину. В головке оба они удерживаются помощью навинченных на них колец.
Показанный на фиг. 1213 цилиндрический клин удобен благодаря дешевой и точной обработке путем обтачивания и высверливания. Но конструкция эта из-за наличия большого отверстия для клина требует усиления головки.
На’ фиг. 1214 показан паровозный шатун, который для уменьшения сил инерции сделан весьма легким. Он имеет две закрытые головки и стержень двутаврового сечения, изготовленный путем фрезерования. Подтягивание вкладышей правой головки на стороне ползуна производится помощью поперечного клина из двух частей, который для более удобного обслуживания сбоку сильно выдвинут. Вкладыши подшипника для пальца кривошипа залиты белым металлом и смазываются -маслом из масленки, откованной заодно целое б шатуном. .Как показывает горизонтальная проекция внутренность масленки выбрана помощью
Фиг. 1214. Паровозный шатун. М. 1:10.
высверливания и плотно закрывается крышкой. Наполнение масленки производится после нажима кнопки К. Во время езды масло из масленки по канавкам штифта S поступает к вкладышам (ср. также фиг. 1219).
2. Открытые головки
Наиболее употребительная форма открытой головки, преимущественно применяемая при шейках кривошипов коленчатых валов, — это так называемая морская головка, показанная справа на фиг. 1215. У нее скоба сперва обрабатывается вместе со стержнем, как показано на фиг. 1216, и уже после этого отделяется по плоскости разъема F (фиг. 1264). В промежуток между верхней и нижней частями головки часто закладываются пластинки (фиг. 1215), которые служат для перестановки вкладышей; скрепление частей головки между собой производится помощью болтов. Болты предназначаются для воспринятия не только продольных сил, ио также н боковых, которые развиваются при больших скоростях; поэтому болты с обеих сторон должны быть хорошо пригнаны. Если для уменьшения в крышке изгибающего момента болты как можно ближе сдвинуты друг к другу и вследствие этого глубоко захватывают вкладыши, рекомендуется пригонять их на длине ab фиг. 1262, которая больше выреза во вкладыше, так что болты по крайней мере иа короткой длине будут удерживаться по всей окружности. Если длину пригнанной части болтов посредине делают малой, то у головки болты также
136
следует пригонять (фиг. 1215), чтобы фиксировать их положение. Другой способ воспринятая боковых сил—это устройство на конце шатуна крышки, имеющей центрирующие заплечики, но конструкция эта требует сложной обработки.
Болты должны быть затянуты одинаково и должны иметь достаточную предварительную затяжку, чтобы крышка не хлопала; кроме того, они должны быть надежным образом предохранены от отвинчивания или сильными контргайками (фиг. 1262), или по способу Пенна (фиг. 1218), или помощью колпачка и квадрата (фиг. 1215). Ослабление одного болта влечет за собой
изгиб и перегрудку другого, что одновременно с ударами вследствие образования между вкладышами зазора часто ведет к поломке болтов. Особенно часто болты рвутся в месте перехода в головку й не только из-за резкого перехода от одного сечения к другому, но также и из-за повреждения волокон при отковке болта из заготовки с диаметром, равным диаметру головки болта, (фиг. 1217), а также из-за перемещения при этом внутренних волокон, хрупких от большего содержания фосфора, на наружную поверхность. Последнее явление имеет место и в том случае, если болты вытачиваются из толстого прута [XVII, 3]. С успехом можно заменять головку болта гайкой, хорошо предохранённой от ослабления. Нормальная остроугольная резьба также создает сильную концентрацию напряжений и поэтому по возможности не должна применяться. Следует предпочитать мелкую или полукруглую резьбу. -Упругость болтов, необходимая для воспринятая ударов, повышается обточкой тела болта до внутреннего диаметра резьбы (фиг. 1262); при этом концентрация напряжений в месте сбега резьбы уменьшается.
137
У очень тяжелых головок шатунов размеры их могут быть уменьшены, если при* менять четыре болта. Но здесь следует иметь в виду, что неизвестно, как распределяются силы, если количество болтов больше двух, и насколько каждый из болтов будет нагружен. Поэтому некоторые конструкторы предпочитают употреблять только два болта.
Вкладыши изготовляются в виде тела вращения из бронзы или стального литья; для кривошипной шейки они почти всегда заливаются белым металлом и предохра*
фиг. 1217. Отковка болта.
няются от захватывания шейкой (фиг. 1215) Пийощью прокладок в стыке, а иногда помощью пригонных колец, штифтов или шпонок. Промежуточные прокладки делаются или из одного листа латуни и по мере необходимости спиливаются или из нескольких тонких листочков, которые при подтягивании вкладышей вынимаются или заменяются новыми. Для регулировки достаточны четыре листочка с толщиной
Фиг. 1218. Обычная конструкция открытой головки шатуна у судовых машин.
Фиг. 1219. Открытая головка паровозного шатуна. М. 1:5.
по 1 мм, один лист в 0,5 мм и пять — толщиной в 0,1 мм. Прокладки целесообразно накладывать друг на друга (фиг. 1262), надевая их на два ввинченные во вкладыш штифта S.
Некоторые конструкторы пользуются этими Штифтами только для закрепления прокладок во время их обработки, а затем удаляют их, чтобы отдельные прокладки можно было вынуть, очень немного отпустивши соединительные болты. Листочки против штифтов должны быть прорезаны. Если прокладки во время работы будут выброшены из-за ослабления болтов или из-за недостаточной затяжки, 138
то образующийся зазор может представлять известную опасность, не говоря уже о том, что правильная смазка будет нарушена.
У судовых машин часто применяется конструкция (фиг. 1218) с фланцем на конце стержня, соединяющегося с бронзовыми вкладышами и крышкой помощью пригнанных болтов. Конструкция эта обходится дорого, так как требует много бронзы. Боковые силы воспринимаются также хуже, чем у конструкции, показанной нафиг. 1215; в болтах могут появиться значительные напряжения на изгиб. Иногда
Фиг. 1220. Шатун большого газового двигателя. Зигеиское маш. акц. об-во. М. 1:20.
этой конструкцией пользуются, чтобы длину шатуна помощью прокладок различной толщины у а можно было изменять, что нужно, например, у опытных машин или у двигателей внутреннего сгорания, работающих'на различном топливе.
У конструкции, показанной на фиг. 1219 и 1220, напряжения в болтах получаются не столь значительными, как в болтах морской головки. У первой, паровозной конструкции, головка замыкается вставляемой сбоку и удерживаемой болтом поперечиной, в которую' и упирается клин. Конструкция (фиг. 1220) для кривошипной головки шатуна большого газового двигателя Зигенско-го машиностроительного общества состоит из крюкообразной главной части, отверстие которой перекрыто мостиком с заплечиками; конструкция эта часто применяется в Америке. В то время как первая конструкция требует сравнительно сложной сборки, недостаток второй заключается
в том, что едва ли можно рассчитывать на одинаковое распределение действующей по шатуну силы Р на обе стенки, так как отъемная часть длиннее и легче поддается изгибу. Поэтому рекомендуется или неподвижную или обе стенки делать солидных размеров.
На фиг. 1221 показана конструкция Клозе, в которой боковая отъемная стейка заменена болтом и накладываемым на него телом А с вырезом.
Конструкция, показанная на фиг. 1222, у которой скоба надвигается на конец шатуна и удерживается клиньями, обходится дорого, невыгодна в смысле распределения напряжений и устарела.
€=
Фиг. 1221. Головка шатуна, конструкция Клозе.
Фиг. 1222. Устарелая конструкция головки шатуна.
139
3. Вильчатые концы шатунов
В том случае, когда подшипник и приспособления для подтягивания находятся в части, приводимой в движение шатуном, например, в ползуне, палец его по большей части неподвижно закрепляется в вильчатом конце шатуна. Форма вилки бывает или показанная на фиг. 1223 или более благоприятная для передачи сил, показанная на фиг. 1224. При небольших силах палец делается цилиндрическим
и закрепляется помощью штифтов, шплинтов и т. д. или зажимается помощью болтов. При больших и в особенности при изменяющих свое направление силах следует заботиться о закреплении, допускающем затягивание, которое было подробно описано в отделе ползунов на стр. 113. У шатунов также рекомендуется затягивание с обеих сторон, если вилка недостаточно жестка и пружинит. Иногда применяются цилиндрические пальцы в разрез
Фиг. 1226. Слизыватель масла у кривошипа.
Фиг. 1225. Шатун бензинового двигателя. М. 1:4.
Фйг. 1223—1224. Закрепление пальца наживными винтами и клиньями.
ных концах шатуна (фиг. 1223), которые сжимаются помощью болтов. Непрактичны дорогие клинья, показанные на фиг. 1224, которые сильно ослабляют втулки вилки. Для предохранения от вращения применяются шпонки, язычки и т. д., а для освобождения и вынимания — отжимные болты.
3. СМАЗКА ПАЛЬЦЕВ ШАТУНОВ
У небольших и неответственных шатунов на головке устанавливаются масленки Штауфера. Показанный на фиг. 1225 шатун вертикального бензинового двигателя имеет на верхнем конце только два широких выреза S, в которые и попадает разбрызгиваемое кривошипом по всей коробке масло. Для шейки коленчатого вала применена центробежная смазка. У паровозных шатунов масленки часто делаются за вдно целое с шатунов и затем высверливаются (фиг. 1219). У кривошипов при незначительных скоростях применяются особые приспособления (фиг. 1226), которые слизывают масло, поступающее из неподвижно установленной масленки, при помощи
140
выступающей пластинки или щетки; при больших скоростях эти приспособчения не всегда работают, так как масло легко разбрызгивается, и не могут быть применены, если центробежное ускорение больше ускорения силы тяжести, так как тогда капли масла отбрасываются и не доходят до пальца. Предел этот уже перейд н у машины для водопроводной станции (черт. I), так как условие <о2 • г ^g приводит
/Я Лэ 81
- = 1/ (У4-в^»^ 1/сек и к числу оборотов, меньшему, чем 30 • 30 • 4,95
п = —— = —=47, в то время как машица нормально , делает 50 оборотов.
Поэтому предусмотрена центробежная смазка, показанная на фиг. 1298.
Большие машины снабжаются смазкой под давлением, конструкция которой весьма разнообразна. Показанные на фиг. 1227 телескопические и шар-
Фиг. 1227. Смазка шатуна судового двигателя по- Фиг. 1228. Смазка под давлением, мощью телескопических трубок. ‘ '
нирные трубки имеют много составных частей, легко повреждаются и поэтому недостаточно надежны. На фиг. 1228 показана конструкция, у которой масло подводится .под давлением через кольцо, окружающее вал, и поступает к пальцам ползуна через отверстие в коленчатом валу, а оттуда через отверстие в шатуне или по трубке подводится к пальцу ползуна [XVII, 4]. Проще и надежнее делать для подвода масла под давлением кольцевую выточку в подшипниках, как показано на фиг. 1229.
Если головка шатуна имеет качательное движение, как например на конце шатуна, соединенном с крейцкопфом, то на установление режима жидкого трения, рассмотренного в гл. 15, рассчитывать нельзя. Даже если палец врашаечся, то поочередное прилегание пальца то к одному, то к другому вкладышу препятствует образованию непрерывного поддерживающего масляного слоя. В этом случае значение масла заключается только в смягчении ударов и в уменьшения изнашивания. Если к частям, находящимся под давлением, удается подвести такое количество масла, что оно не будет вполне вытеснено и палец не будет непосредственно соприкасаться с вкладышем, то изнашивание будет совершенно устранено. Если рабочие части пальца временами остаются без нагрузки, то доста-
ли
точно подвести масло уже под небольшим давлением от 0,5 до 1 amt чтобы заполнить вкладыши и смягчить удары.
Если пальцы, имеющие качательное движение, находятся, под нагрузкой, действующей всегда в одном и том же направлении, как, например, пальцы ползунов машин простого действия, смазочное масло подводится через продольные канавки (с тщательно закругленными углами), которые всегда бывают заполнены и из которых палец при своем движении покрывается маслом. Часто применяются также косые, перекрещивающиеся
или дугообразные канавки, которые, однако, не должны быть слишком длинны, чтобы ие затруднять стока смазочного масла. Если из-за канавок значительная часть опорной - поверхности теряется, то это должно быть принято во внимание при расчете на удельное давление.
Подведение и распределение масла облегчаются, если палец вследствие периодического изменения направления сил, как бы дышит, т. е. попеременно прилегает то к одному, то к другому вкладышу. Это происходит у пальцев ползунов всех машин двойного действия и у большинства вращающихся пальцев кривошипа. Масло, вытесняемое с той стороны, на которую действует давление, должно помещаться на йена-
Фиг. 1229. Подвод масла под давлением через подшипник.
груженную сторону и собираться там до тех пор, пока и эта сторона не ’будет под нагрузкой) причем масло под действием давления должно вытесняться медленно. Для этой цели поверхности вкладышей возможно лучше пригоняют к пальцу помощью пришабривания или пришлифовки. Для иллюстрации сказанного приведем два примера
У пальца ползуна вертикальной машины простого действия, нагруженного, главным образом, сверху (фиг. ,1230), масло можно подвести помощью продольной канавки или самое боль-
шее помощью двух дугообразных канавок, показанных пунктиром (если подвод масла производится через вкладыш). Если вкладышей два и они разделены по плоскости, 'перпендикулярной к направлению силы, то рекомендуется кромки^ в плоскости разреза при-' тупить, и у верхнего вкла-г дыша сделать пологий пе
реход, как показано Ни фиг. 1231, который облегчал бы перемещение масла в обратном направлении. В нижней половине вкладыша необходимости де-
Фиг. 1230—1233. Сказка через пальцы ползуна.
лать канавки нет.
Если масло подводится через палец, то целесообразно каиавку для распределения масла, углы которой нужно хорошо закруглять, и отверстие для подачи масла^ располагать в наиболее высоком месте пальца, как показано на фиг. 1232. К состоящему из двух половин вкладышу для пальца ползуна горизонтальной машины двойного действия (фиг. 1233) масло подводится в верхней части пальца, и там путем скашивания кромок образуют пространство для собирания масла, откуда оно и поступает к имеющему качательное движение пальцу.
К вкладышам для пальца кривошипа горизонтальной машины двойного действия (фиг. 1234) масло подводится снаружи. Вкладыши снабжаются подобным же пространством для сбора масла с обеих сторон плоскости разреза, чтобы палец при своем вращении мог брать из него масло и покрывать им ненагруженную часть 142 ‘
подшипника. Если относительное движение происходит по стрелке, показанной на фиг. 1235, то в каждом вкладыше может быть ещд сделана и дугообразная канавка
для распределения масла, примыкающая к скошенным кромкам плоскости разреза.
Если масло необходимо подводить сквозь палец и если машина вращается всегда в одном и том же направлении, то . рекомендуется, как показано на фиг. 1236,
отверстие и распределительную канавку у пальца располагатьтак, чтобы она опе-
режала место, которое должно быть нагружено; тогда вкладыш будет уже покрыт масляным слоем прежде, чем давление на него достигнет наибольшей -величины.
В плоскости разъема^, опять-таки оставляется пространство для сбора масла, которое мо« жет оттуда захватываться пальцем.
Если у пальцев кривошипов машин, имеющих перемену хода, масло находится под незначительным давлением, как это бывает при центробежной смазке.
Фиг. 1234—1235. Смазка через пальцы кривошипа.
целесообразно делать сквозное отверстие, перпендикулярное к образования масляного кармана дины. Если же масло находится
под давлением, то у двигателей
направлению кривошипа (фиг. 1237). Для устранения это отверстие следует несколько сдвинуть от сере-под большим давлением, как это бывает при смазке
отверстие в пальце следует сверлить в радиальном
Фиг. 1236—1238. Смазка через пальцы кривошипа.
направлении к оси вала, как показано на фиг. 1238, а у машин-орудий — в направлении от оси; это дает возможность' ненагруженную часть вкладыша обильно снабжать маслом.
Чтобы лучше удерживать масло, диаметр средней части вкладыша несколько увеличивают и в соответствии с этим концы пальцев слегка стачиваются (фиг. 1211). Требование, чтобы вкладыши прилегали к пальцу по всей своей длине, делает необходимым очень точное' выполнение.
Масло, отбрасываемое вращающимися пальцами, необходимо собирать помощью отражающих листов, маслоуловителей, кожухов закрываю^ щих кривошип и т. д., как это, например, показано нафиг. 1677 и 1678. При этом не надо забывать, что всегда должна быть обеспечена возможность убедиться во время работы,
нагревается палец или нет.
И. РАСЧЕТ ГОЛОВОК ШАТУНОВ
1. Закрытые головки
При расчете закрытых головок шатунов, в особенности скобы, обеих щек и перехода к стержню в большинстве случаев ограничиваются-простым сравнительным расчетом, который не всегда указывает напряжения, имеющие место в действительности, и иногда даже вводит в заблуждение. Так, например, скобу головки, показанную на фиг. 1214 слева, принимают за прямую балку (флг. 1239), нагруженную равномерно в средней части давлением клина, свободно лежащую
143
на опорах с расстоянием между ними I, равным расстоянию между центрами тяжести сечений обеих щек. Вершина скобы, имеющая вследствие обработки на токарном станке очертание (снаружи) по дуге круга, при определении момента инерции, заменяется приблизительно равновеликим прямоугольником. Наибольшее напряжение определится по формуле:
Фиг. 1239. К расчету скоб головок шатунов.
НМ Р \2 4/3 Р(21 — Ьп)
При расчете принимают умеренные значения o4 = Z>4 = =•500, ...,600, а у больших головок до 800 кг/си2; это обусловлено двумя обстоятельствами: 1) шатуны могут подвергаться сильным ударам, например, при слишком большом зазоре во вкладыше, и 2) прочная скоба, как это будет указано ниже, оказывает благоприятное действие на распределение напряжений в щеках. При этом расчете напряжения в углах головки сильно
недооцениваются, так как при расчете скобы как свободно лежащей балки получаются незначительные напряжения на ее концах. Но поломки концов головки далеко не редки. Они очень часто вызываются значительным повышением дей-
Фнг. 1240. К расчету шаровой Концевой скобы.
ствительных напряжений вследствие концентрации напряжений в переходах А и В (фиг. 1239). Поэтому рекомендуется добиваться уменьшения напряжений в этих местах и хорошего распределения их, делая закругления по большому радиусу, резких же переходов или ослаблений отверстиями, например, для болтов клина, следует избегать или компенсировать их увеличением поперечного сечения.
Фиг. 1241. Деформация закрытой головки шатуна.
Фнг. 1242. К расчету места перехода от стержня к головке.
Нельзя принимать скобу за свободно-опертую прямую балку также и в том случае, когда конец головки шатуна и щеки имеют шарообразную форму (фиг. 1240), так как тогда мы имеем сильно изогнутую форму; опасная концентрация напряжений в местах А и В (фиг. 1239) здесь отсутствует.
Обычный расчет щек на одно растяжение по формуле
- <МО)
где Fa обозначает поперечное сечение щек, неправилен и ненадежен. Здесь имеют место значительные напряжения на изгиб, так как во время нагрузки скоба изгибается, вследствие чего прогибаются и щеки (фиг. 1241). Деформации эти часто происходят во время работы вследствие защемления и заедания вкладышей в местах разъема. Согласно опытам, в щеках можно допустить напряжение А, = 200—300 кг!см:\ самое большее до 400 кг/см* это объясняется тем, что формула дает только грубое приближение к действительности.
144.:
Размеры сечения в месте перехода стержня в головку (фиг. 1257), проверяют следующим образом. Рассматривают часть головки, как показано на фиг. 1242, и предполагают, что сечение, лежащее под углом а, находится под действием силы-у,
приложенной к центру тяжести сечения щеки. Если приложить в центре тяжести рассматриваемого сечения две силы равные и направленные в противопо-р р
ложные стороны, то пара сил с=Мъ будет производить изгиб, сила -sin а—
£» £
Р
растяжение, а сила -% ♦ cos а — сдвиг. Если расчет производить по формуле для прямой балки, то формула
Р • с Р sin а , 2 ' ~Г f
(391)
даст величину наибольшего растягивающего напряжения на внешней окружности, которое согласно опытам должно составлять от 500 до 600 кг/см2 и ие должно превышать 800 кг!см*. Наибольшая
величина касательных напряжений, получающихся под действием срезывающей силы, будет по нейтральной линии и потому может быть оставлена без внимания. Этот расчет тоже надо рассматривать только как сравнительный, так как в нем не учитываются искривление оси рассматриваемой части шатуна, концентрация напряжений, наличие которой доказана даже и при хорошем закруглении, а также и то обстоятельство, что щеки также
Фиг. 1243. К расчету ско-. бы закрытой головки шагу иа.
Фиг. 1244. К расчету скобы закрытой головки шатуна.
работают на изгиб.
Действительные напряжения в вершине и щеках можно определить с гораздо большим приближением, если рассматривать скобу, как прямую балку, защемленную по концам, а щеки, как балку, изгибаемую опорными моментами и растягиваемую продольными силами. Можно принять, что сила Р (фиг. 1243) равномерно распределена на ширине Ьо, если болт пригнан точно или сила действует через вкладыш, плотно пригнанный к головке шатуна. Но силу эту следует рассматривать как сосредоточенную (фиг. 1244), если болт головки имеет достаточный зазор. Таким образом имеем следующие формулы.
А. Нагрузка распределяется равномерно на длине Ьо. Момент в вершине:
РГ b а
М 1 h _1_£р_
8 i ой -f-
(392)
Защемляющий момент, или момент в углу, образованном скобой и щекой:
р r h Р Р • р Г b *1
мл =- (393)
В. Нагрузка представляет сосредоточенную силу, приложенную посредине. Момент в вершине и опорный момент по величине одинаковы, но направлены в противоположные стороны:
МС=-МА=-МВ , (394)
О
(ср. том I, табл. 5, случай № 7).
Ю Ре г ш е р. Детали маший, т. II,
145
Наибольшее напряжение в поперечном сечении, проведенном через вершину скобы, будет
Р1е 8/
(395)
а наибольшее напряжение в щеках:
Р-1-е
(396)
Результаты испытаний головок шатунов и цифры табл. 124 показывают, что второе,- менее выгодное предположение в сравнении с действительно измеренными напряжениями дает вполне достаточный запас (ср. результаты по формулам (395) и (396) в столбцах „е“ и Bi“ со значениями в столбцах „с" и Bg“). При этом первое предположение приближает к наивысшему значению полученных напряжений при значительном зазоре между болтом и отверстием (ср. значение по формулам (392) и (393) в столбцах ве“ и „1“ сд значениями в столбцах вс“ и Bg“). В случае точно пригнанных болтов все приведенные выше формулы неприменимы, так как напряжения в головке меньше, чем допускает наше первое предположение.
Головки шатунов, имеющие прямоугольную форму (фиг. 1245), не трудно рассчитать еще более точно, исходя из условия, что, согласно фиг. 1246, углы упругой линии. Pi и ра щек, скобы и поперечины должны быть попарно равны. Если —момент инерции скобы, Jlt,— щеки, /2— поперечины, Ьо — ширина, принятая на обоих концах одинаковой, на которую равномерно распределяется действующая по шатуну сила, а'/ и с—расстояния между ли-
и (396) в столбцах „е“ и Bi
Фиг. 1245-1246. К расчету закрытой головки шатуна прямоугольной формы.
ниями центров тяжести поперечных сечений периферии головки, показанные на фиг. 1245, то моменты в углах А и В будут:
М г с (2/2-70+3/•/,
711 8\ 3 / ^./1./2 + 2/.с./„(/1+^2)
а в углах С и D:
ля — — (р . j _____________с (2 • Л Л)+^Z • и
1 ЯГ Я Л . Т г I г> / „ г (г \ г
(397)
(398)
Эти моменты вызывают в щеках изгиб. Который из них больше, от. отношения^ моментов инерции /, н /2. Если, как это в большинстве
А и В будут нагружены сильнее. В щеках такового же на растяжение под действием
бывает, то М^М., и углы
напряжение на изгиб повышается от Р
-2 силы в каждой щеке, до величины:
зависит случаев
или соответственно до:
Mt-e, Р
+2Л'
2И а • е . Р
если е — расстояние края щеки от нейтрального слоя. Изгибающий момент в вершине скобы будет: .
(399)
K = ^(2Z-^)-4fr
(400)
146
Аналитический расчет закрытых головок шатунов с закругленными концами (фиг. 1258), согласно теории кривого бруса, приводит к довольно сложным формулам (ср. Бл’оменфельд[ХУП,8],Бауман [XVII, 7], а также Бекке [XVII,9}). Графоаналитический способ для определения напряжений в головках шатунов дали Ват-ц и н г е р [XVII, 1]иМатсумура [XVII, 2]. Рассмотрение подробно всех этих способов повело бы слишком далеко.
Но на фиг. 1247 и 1248 приведены распределения напряжений для двух различных форм головок, полученные по способу Ватцингера на внутренних и, наружных волокнах. При этом напряжения на растяжение нанесены перпендикулярно к очертанию по направлению наружу, а напряжения на сжатие, отмеченные еще и штриховкой, направлены внутрь. На фиг. 1247 отчетливо видны высокие напряжения на изги$ в поперечном сечении щек *.
Опыты по определению величины и распределения
Фиг. 1247—1248. Распределение напряжений в закрытой головке шатуна по Ватин нгеру.
напряжений в закрытых го- •
ловках шатунов по инициативе автора производились инж. Мат ар a (Mathar) влаборатории механической технологии Высшего технического училища в Аахене [XVII, 11].
Фиг. 1249. Распределеиие напряжений в закрытой головке шатуна по опытам Матара (слева — при пальце, пригнанном без зазора, справа —с достаточным зазором).
Он определял помощью весьма точного измерительного аппарата с длиной измерения в 8 мм деформации главнейших форм головок. Фиг. 1249 и 1251 покаэы-
1 Исследования Ватцингера и М ат су м у р а.грешяттём, что авторы совершенно произвольно задаются распределением напряжений в одном из сечений, тогда как его следовало бы найтн; авторы ничего не говорят о том, насколько их предположении соответствуют действительности. Прим* ред.
10* Й7
Фиг. 1250—1251. Распределение напряжений в закрытой головке шатуна по опытам Матар| (слева — при пальце, пригнанном без зазора, справа — с достаточным зазорд'м).
148
вают результаты некоторых из'этих испытаний; подробности можно найти непосредственно в указанном труде поданному вопросу. Пробные образцы были вырезаны из листа мягкой стали, толщиной в 15 мм, обработаны были кругом н нмелн везде одинаковую толщину. При такой постановке опытов головка шатунов рассматривалась как плоская, в то время как у большинства действительных головок шатунов имеются отклонения от плоской формы; исследования действительных форм будут произведены впоследствии. Пробные образцы, согласно фиг. 1252, были закреплены и нагружены в разрывном станке таким образом, что болт В в верхней головке Ё машины удерживался двумя накладками А, и на достаточно большом расстоянии, чтобы к пробным образцам можно было прикладывать измерительные инструменты. В сечениях, показанных на фиг. 1249—1251, определялось удлинение волокон на внутренней и внешней кромке, и в середине, а также иногда и в других местах и перечислялось
на напряжение по направлению соответствующего волокна помощью умножения на специально для этой цели найденный коэфициент удлинения а материала стального листа. Вследствие действия поверхностного давления,
перпендикулярного к внутренней поверхности, по крайней мере в месте прилегания болта, получается плоское напряженное состояние. Но указанным напряжением позволительно воспользоваться, поскольку исходят из предположения, что прочность материала характеризуется наибольшими удлинениями (ср. т. I, гл. 1).
На фиг. 1249—1251 распределение напряжений при одной и той же нагрузке в 6000 кг для волокон на внутренней кромке показано сплошными кривыми, а на внешней кромке пунктирными. При этом отдельные значения, как и на фиг. 1247 и 1248, нанесены также перпендикулярно к очертанию: напряжение на растяжение — наружу и напряжение на сжатие — внутрь Последние отмечены, кроме того, штрихами, перпендикулярными к линии очертания. Измеренные величины отмечены толстыми перпендикулярными линиями. Рас п ределен не напряжений, найденное в отдельных поперечных сечениях, указано сбоку в форме вспомогательных диаграмм.
Сперва было выяснено совершенно неожиданное влияние, которое имеет зазор пальца в головке шатуна. При пальце, пригнанном без зазора, об-
Фиг. 1252. Методика опытов
вад головками шатунов, изображенными иа фиг. 1219—1251.
обнаружилось совершенно другое распределение напряжений, чем при значительном зазоре. На фигуре оба эти случая приведены рядом: слева распределение напряжений при точно пригнанном пальце, справа—при наличии зазора. Фиг. 1249 и 1250, слева и справа, относятся к той же самой головке.
К фиг. 1251 это не относится, так как головка, показанная слева, усилена в вершине, а правая нет. При этом следует заметить, что при плотно сидящем валике распределение напряжений мало меняется, если форма скобы имеет концентрические очертания, так что кривые, найденные для различных форм, можно сравнивать. Наибольшая разница получается в сечении в вершине скобы /—/. В то время как при небольших нагрузках, прн достаточном зазоре между стенками отверстия и валиком, прилегающим только по образующей или по узкой поверхности, появляются снаружи большие напряжения на растяжение, а внутри — на сжатие и таким образом в рассматриваемом сечении получается значительное напряжение на изгиб, при плотно пригнанном валике получаются только растягивающие напряжения, подобно-тому как в охватывающем валик канате. Объясняется это тем, что необходимые деформации, а именно большее искривление скобы, невозможны вследствие того, что валик этому не поддается. Что увеличение напряжения при точной пригонке валика в одном случае происходит прямо пропорционально нагрузке, а в другом случае нет, следует объяснить появляющимися деформациями. С возрастанием ннгрузки площадь соприкосновения скобы с валиком, пригнанным с зазором, все увеличивается, и напряжение постепенно приближается к наивыгоднейшему. Само собой разумеется, имеет значение также и величина зазора. Чем
.149
он меньше, тем благоприятнее распределение напряжений по всей головке, главным же образом в поперечном сечении в вершине, как это точно установлено соответ-
ствующими опытами.
Во всех случаях в сечении щек II—II появляются значительные напряжения на изгиб. Величина напряжения аг — вычисленная обычным способом, как сред
нее напряжение на растяжение, если /^ — величина одного поперечного сечения щеки //—II, дает совершенно неправильное представление относительно распре
деления и величин напряжений. Так, например, на внутренней кромке действительное напряжение для случая, показанного на фиг. 1251, в 2,8 раза больше указанного среднего напряжения на изгиб, при точной пригонке валика и даже в 5,5 раза больше, если он имеет зазор в 1 мм. Дальнейшие числа можно найти в табл. 124. В боль-. шинствеслучаев поперечное сечение щек бывает наиболее
Фиг. 1253. Направление силовых линий в
напряженным, так что именно их сечения будут опасными в головке шатуна. Именно там в первую очередь обнаруживается явление течения металла, оканчивающееся обрывом, когда пробные образцы нагружаются выше известного предела. Но делать на основании этого вывод, что усиливать следует только щеки головки, неправильно. Как показывают опыты, толстая скоба имеет то преимущество, что она менее прогибается и тем понижает обусловленные этой деформацией напряжения в щеках на изгиб.
Также вайсно следить за значительными повышениями напряжений в перегибах, в местах С (фиг 1249) и, главным образом, в том случае, если валик имеет зазор, а также в местах С и D у головки (фиг. 1251). Несмотря на сравнительно плавные переходы, влияние концентрации напряжений выступает вполне ясно. Это видно по силовым линиям на фиг. 1253, расстояния между которыми определены таким образом, чтобы результирующие напряжений, действующих на часть сечения, расположенную между этими линиями, имели приблизительно, одинаковую величину. Чертеж показывает, что силовые линии сближаются в перехватах С и D, а также вдоль внутренней кромки щек.
головке шатуна, изо- чему соответствует значительное повышение напряжений. Только браженной на на довольно большом расстоянии от головок напряжения в при-фиг. 1251 слева. мыкающем стержне распределяются равномерно.
Табл. 124 в графе всв содержит напряжения, полученные измерением для сечения скобы /, а в графе Bg“ напряжения для сечения щек II, перпендикулярного первому, и в остальных графах для сравнения на-
пряжения в тех же сечениях, вычисленные различными способами. Значения графы Bd“ получены по простой приближенной формуле, при выводе которой скоба
рассматривается как прямая балка, свободно лежащая своими концами на опорах. При этом, в случае точно пригнанного валика, принято равномерное распределение удельного давления по всей ширине Ьо, равной диаметру валика, по формуле (389); в случае же значительного зазора у валика принята сосредоточенная сила вгередине, чтобы показать, что уже первое допущение везде дает большие величины, чем получающиеся по измерениям даже и при значительном зазоре у валика. Небольшие величины напряжения в сечении скобы цри точно пригнанном валике значительно
меньше получаемых по расчету.
Данные графы „е“ получены по формуле (392) и (395) для балки, защемленной по концам. Формулы эти дают низшие и достаточные высшие предельные значения для напряжений, если валик имеет больший зазор.
Графа Bf“ содержит значения, полученные по формулам А. Баумана [см. Z.V.d.1. 1908, стр. 380 (39), (40) и (43), стр. 337 (10), (11) и (16), а также стр. 342 (47а), (48 i) и (49)] [XVII, 7].
В графе Bh“ даны средние растягивающие напряжения, вычисленные по формуле (390). Наибольшие величины действительно измеренных в сечении напряжений были от 1,5 до 2,8 раза больше при полном соприкосновении валика и от
Таблица 124
Сравнение измеренных напряжений с вычисленными различными способами, г для трех головок шатунов
а ь , ‘ с о е J к .. ь 1 1 »' 1 | m
Сечвяие вершивы t Сечение щек 77 Наибольшее измеренное
< Выражение, измеренное Напряжение по расчету . Напряже- Напряжение по расчету напряжение
Фиг. Формула UF9jH специальная формула Формулы и (395) 'по Бауману ние, измере-ное Формула (390) Формулы (393) и (396) По Бауману Место
в кг\см‘ в кг]?М’ в кг^см' в кг/см’ в кг/см* в кг!см' в кг/см' в кг/см* В Kt/CM*
1249 1 / 9i Валик без зазора гЛ ' С зазором 1,5 в мм ®0=+ 750 3Z=± 585 а„=+ 2440 а( =± 2140 ± 6290 (398) ±10010 ± 2210 (392) ± 5005 (395) - Q Q II II 111 + »—а »-» ОО 05 СО СЛ О сл Оа=+ 170 3/=±1700 са=- 1570 3;=±4070 а,=856 а,=856 с =- 3320 (393) az=±4940 о =—4150 (3J6) 5360 q a - А И II 1 1 + 1 ё ° О КЗ о ьЗ ±2360 ±4130 «г 20° под сечением II, внутри Непосредственно над сечением П, внутри
1250 Валик без зазора °а=± 675 «z=± 675 ± 6120 (389) ± 2150 (392) 4 Q **• * II II 1 ± Ю СО •— (О о о За=± 510 az =±1240 \ аг=841 а а А II II ± 1 СР ©С ОЭ — <с аэ та=- 457 =± 2700 ±1720 На внутренней кромке выреза. Вблизи перехвата
7" г С зазором в 3 мм аа=+ 2800 а, =—2960 ± 9710 ± 4855 (395) За=± 4690 az=—6200 30=— 1400 3/=±ЗЗОО аг=841 0^0 о £2^ ю 1 + II II t> и II II 1 ± 1 К СО • 05 ое о о ±3300 да 15° над сечением //, внутри
1251 '—1 * Валик без зазора L ’0=+ 540 ez=± 490 за=±2740 ± 3470 (389) ± 9670 ± 1215 (392) ±2322(392) — ООО О О 04 со м» о см сч 1 + 1 II II II ч — а е t> t> ае=844 az=844 а =—3100 (393) az=±4780 о.=—3990 (396) oz=±5680 — ±2620 ±4700 яй 15° под сечен нем II, внутри 15° под сечением II,
—F77^- fe±/C зазором в 1 мм Тг - =- 3450 ±4835(395) 3Z =±4650 внутри
'О/
3,9 до 5,5 раза больше, если у валика был зазор. В сравнении с этим результаты, полученные по формуле (393) и помещенные в графе Bi“, ближе к действительности, хотя все же все они выше.
Графа вк“ содержит величины, полученные по формулам Баумана.
Наконец, графа „1“, в которой приведены наибольшие измеренные напряжения, ясно указывает на благоприятное действие полного прилегания валика. Наибольшее напряжение в среднем составляете,55 напряжения при валике с большим зазором.
Нижепомёщенные цифры дают представление о влиянии зазора у валика На напряжение во внутренних волокнах сечения Щ—// головки (фиг. 1250) при нагрузке 5000 кг'.
при зазоре в ....... . О 0,22 0,50 1,04 2 3 мм
напряжение достигало . . . 1000 1960 2720 2760 2760 2760 кг/см3.
Что касается заключений, которые можно вывести из опытов, то прежде всего следует иметь в виду, что на закрепление валика без зазора можно рассчитывать только в тех случаях, когда он запрессован, загнан молотком, или по крайней мере надежно затянут. Примером могут служить шатуны, цапфы которых работают в других частях, например, в соответствующих ползунах. * Если соединение может ослабевать и образуется зазор, то наступающие при этом сильные повышения напряжений следует внимательно учитывать. У обычных головок шатунов с качающимся или вращающимся пальцем всегда следует считаться с зазором, хотя бы имея в виду необходимый зазор для смазочного масла во вкладыше. При этом формулы (392) и (393), предполагающие равномерное распределение удельного давления по йУирине Ь, дают первое представление о появляющихся напряжениях, которые, вероятно, будут не мало уменьшены помощью прочных, тщательно пригнанных к головке вкладышей, плотно сидящих в головке.
с ушками при пригнанном валике в достаточной степени
будет удовлетворительна форма, показанная на фиг. 1249, где ушко концентрично валику и имеет плавный переход к стержню. За отсутствием подходящей достаточно точной формулы сечения щек следует рассчитывать на разрыв, принимая 0,8 допускаемого напряжения при нагрузке, колеблющейся от нуля до наибольшей величины. Если же валик вращается в ушке, то рекомендуется выполнять головку с размером в вершине скобы, равном 1,3 ширины щек, и производить поверочный расчет ее по формулам (392) и (393). Нецелесообразны поддающиеся изгибу формы с двойным искривлением щек (фиг. 1251); предпочтительнее форма, показанная на фиг. 1255. Большое значение имеет отсутствие резких перехватов в выемках. Место перехода от щек к скобе (фиг. 1211) опасно по двум причинам: во-первых, вследствие резкого угла, обусловливаемого четырехугольным вкладышем н, во-вторых, вследствие ослабления щек вырезом для установительного клина.
Если измерения вообще сравнивать с известными до сих пор способами расчета, то совпадение результатов получается мало удовлетворительным не только по отношению к величине
напряжений, но также и к их распределению. В отдельных случаях можно сослаться на работу Матара.
Фиг. 1254—1255. Раниональ-вые формы головок тяг и закрытых головок шатунов.
Для стержней
Фиг. 1256. К расчету скоб открытых шатунов.
2. Открытые и вильчатые головки
При расчете открытых головок пользуются подобными же приближенными расчетами, как и при закрытых. При этом следует подчеркнуть, что, хотя мы и в праве рассматр шать скобу (крышку головки) как свободно лежащую балку, пролет которой равен расстоянию между осевыми линиями болтов, тем не менее 152
определяя наибольшее нормальное напряжение от изгиба в среднем сечении крышки, по формуле для прямой балки (фиг. 1256):
__ 1 _Р^/-ьй)
ъ W 2\2 4/V7~ 8 W
й, пользуясь' им как сравнительной величиной, мы пренебрегаем значительной кривизной и тем усилением, которое дает вкладыш. В противоположность этому формула (46), позволяющая принять во внимание изгиб скобы, дает слишком высокие значения сжимающего напряжения в наружных крайних волокнах и слишком низкие — во внутренних (см. пример 1b стр. 159). Чтобы уменьшить изгибающий момент, болты располагают как можно ближе друг к другу.
Переходы от вилки к стержню (фиг. 1262) и вильчатые концы шатунов (фиг. 1263) рассчитывают по большей части подобно тому, как места, показанные на фиг. 1242 для закрытых головок (ср. пример 1b).
III. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ И КОНСТРУКЦИЙ
Пример 1. Шатун машины для водопроводной станции (черт. I.) Наибольшее давление в мертвой точке кривошипа: сумма сил давления пара и воды на стороне цилиндра высокого давления Ртах=-20600 «г; число оборотов в минуту /г = 50. Размеры цапф были уже определены раньше, а именно:
На конце ползуна .... диаметр dx = 120 мм длина — 180 мм „ „ кривошипа ... , = 140 „ , /а = 180 „
Принимаем: длину шатуна L = 57? = 5 • 400 = 2000 мм. Форма поперечного сечения круг:
Диаметр стержня d ............................. 80 90
L 4L Отношение длины к радиусу инерции — = — ... 100 88,9
Напряжение на продольный изгиб для литого железа Кг =3100 [ 1 —0,00368 у]................
Напряжение иа продольный изгиб для литой стали Кг =3350 [ 1—0,00185 у j ...............
__Т5та х_20 600
а* f те • d2 ' '
1960
. 410
2090
2800
324
100 мм
80 .
2190 кг/см
2850 .
262 .
4
Запас прочности по Тетмайеру
®г =
для литого железа............................ 4,8 6,4
то же, для литой стали .................... . —1 8,6
Запас прочности по Э_йлеру <3£ =—у-2 „--------. . . 5,30х
° ' ** ' “mi
8,4
10,9
Выбираем литую сталь; диаметр стержня 100 мм\ запас прочности по Тетмайеру 8,4. Стержень шатуна по направлению к кривошипу цилиндрический, диаметром 100 мм, по направлению к ползуну — слабо конический, с уменьшением диаметра до 90 мм.
а) Конструкция с двумя закрытыми головками. Головка шатуна на стороне ползуна пофиг. 1258. Вкладыши из бронзы. Для лучшей доступности подтягивание клином сделано со стороны стержня. Толщина полукруглого вкладыша в вершине
s = 0,06^ + 6 = 0,06 • 120 + 6 = 13,2 мм.
Принимаем 14 мм. Вкладыш снаружи, по отношению к внутренней поверхности обточен эксцентрично, чтобы уменьшить вырез в головке. У рассматриваемой машины это вполне возможно на обоих концах, так как палец ползуна можно просунуть и заплечик у пальца кривошипа отнять. Если бы последний составлял с паль-
1 При диаметре стержня шатуна в 80 мм и применении литой стали шатуи находится в состоянии
упругого продольного изгиба: его надежность в этом случае следует определять по формуле Эйлера.
153
цем одно целое, то отверстие соответствующей головки должно было бы быть по крайней мере по величине равным диаметру заплечика. Узкие заплечики с обеих сторон вкладыша гарантируют правильное положение его в головке шатуна. Противоположный вкладыш, переставляемый помощью широкого клина, имеет толщину 20 мм, измеренную по средней линии. Чтобы вкладыш можно было вставить, у него с одной стороны сняты заплечики, у другой же половины вкладыша для улучшения внешнего вида, выступающие углы в месте а, срезаны. Если клину, по отношению к вкладышу, хотят дать с боков направление, то следует сделать заплечики Ьх и Ь.„ но изготовление тогда обходится дороже. Канавки для масла образуются срезыванием кромок вкладышей в плоскости стыка. Верхние половины обоих вкладышей кроме того, имеют по две косые канавки для масла.
Фиг. 1257—1258. Шатун с двумя закрытыми головками к машине водопроводного насоса, изображенного на черт. L
Уклон клина 1 .* 8. При длине клина 95 мм он допускает подтягивание вкладышей на s6/e = 4,4 мм.
Закладывая между вкладышами листочки, можно подтягивание без труда про- k изводить и дальше. Если не принимать во внимание трения, то болт клина следует*»* Р
рассчитывать на растяжение силою — ”ах-. Выбираем: сталь ck, =
О
= 600 кг/см2. Сечение в резьбе = -Jr— = ffP = 4,3 см2, соот-оЯг о оии
ветствующий диаметр болта По конструкции это будет винт, который после подтягивания клина затягивается и от отвертывания помощью второго винта.
Если головка шатуна должна представлять тело вращения с состроганными с обеих сторон плоскостями, то диаметр ее в боковом виде должен быть равен 210 мм, чтобы наружные заплечики с и d не выступали. Среднее напряжение на растяжение в головке, в сечении /, ослабленном отверстиями для болтов, определится по формуле (390). Принимая во внимание добавочное напряжение на изгиб и концентрацию напряжений у отверстий, оно должно быть взято небольшим. Остаточное сечение, полученное по эскизу в масштабе Г: 1 будет 2FW = 65,2 см-.
*
предохраняется
$
Фиг. 1259. К'расчету поперечного сечения IJ, показанного на фиг. 1258.
** uf
Сечение II в вершине. Можно принять, что нагрузка скобы, колеблющаяся от нуля до наибольшей величины, равномерно распределяется по ней помощью вкладыша. С первым приближением, согласно фиг. 1259, расчет можно производить, как для свободно лежащей прямой балки, длина которой равна расстоянию между цен-
151
трами тяжести щек. Расстояние это, определенное по сечению, вырезанному из бумаги, равно» 163 мм. Принимаем £t = 600 кг^м2
/16,3 13\
I 9 4 I
----------- = 84 1 см* 2-600----'
W—-------——
2 • kb
Прямоугольник с шириной b —150 мм должен иметь высоту h = |/ =
= ]/ 6 '1^5*~= См‘ РУКОВ°ДСТВУЯСЬ этим, найдем, что поперечное сечение, ограниченное дугою круга с радиусом 105 мм, будет иметь в середине высоту 61 мм.
Одновременная работа на изгиб и растяженйе в закруглениях при е, которые можно проверить подобно сечениям от 1 до 5 в примере 1Ь (фиг. 1263), требуют хороших закруглений в выемке головки и плавного перехода к стержню шатуна.
На фиг. 1257 показаны полученная таким же способом головка шатуна, примыкающая к кривошипу, » определенные для нее напряжения. При этом следует иметь в виду, что расположение клина с внешней стороны головки значительно менее благоприятно, но необходимо для сохранения длины шатуна при последующем изнашивании вкладышей. Рассчитывая сечение III по формуле свободно лежащей балки (фиг. 1239), получим высоту h прямоугольного сечения при ширине Ь — 150 мм и Л6 = 600 кг/см2 из формулы:
bh2 М_ 20600 / 20 _9Л\_
^=“6” = "2V ’ \ 2 4/ 2 • 600 \ 2 -
/6 - 131 _п.
—гр— = 7,24 см, 10
' Принимаем высоту, измеренную по средней линии — 80 мм, при радиусе закругления— 200 мм. Поверочный расчет, при условии, что мы принимаем скобку за балку, защемленную в углах, дает следующие значения.
Для головки на стороне ползуна напряжение в вершине сечения (392):
16'3-13+то]
Определение напряжения в щеках в плоскости пальца.
Момент инерции сечення одной щеки будет 46,7 см*. Расстояние до центра тяжести от внутренней поверхности выреза будет 1,65 см. Отсюда растягивающее напряжение в этих волокнах по формуле (393) будет иметь величину:
, Р ,Р-еГ. 20600 .,
— 2Fu + 8J„ |/ 3/J- 65,2
'+ • 1,65 Г16,3 — _ 1 = 316 +1168 = 1480 кг/см2.
1 8 • 46,7 L 3 • 16,3 J ‘
Напряжение, при учете переоценки, которая по табл. 124 для головок подобных показанным на фиг. 1250, определяется отношением 5700/3300 (графы ,,i“ 3300
и ng“)—еще допустимо. Действительное напряжение будет 1168 • —_7ПП - = 676 кг]см? ' D/Uu
Напряжение в щеках, в месте, ослабленном отверстием для клина, более благоприятно, как видно из распределения напряжений на фиг. 1250. Влияние концентрации напряжений все же должно быть предусмотрено.
Головка шатуна, прилегающая к кривошипу (фиг. 1257). Напряжение в вершине сечения при среднем положении клина и при ширине его в месте прилегания £0 = 95 мм:
’ =8~М'-"» + <] = 8615207Х [20-9,5+ig] = 236 «/«О.
155
Напряжение в щеках — в плоскости болтов для подтягивания клина. Поперечное сечение одной щеки Fu, = 36,4 cut2; момент инерции 7=34,6 см4; расстояние центра тяжести от внутренней поверхности головки е=1,58 см.
9 521
20 — ~ - =
3,20 J
Ре Г
VI 20600 . 20 600- 1,58 '
1 3/.J 2-36,4 "И 8-34,6
= 283 -|-581 = 864 кг/см*.
При суждении об этой величине, с одной стороны, следует иметь в виду, что формула дает слишком высокие значения, с другой же, чТо не принято во внимание повышение напряжения от концентрации напряжений в перехвате выреза и в отверстиях для болтов. Определить последнее расчетом мы пока еще не в состоянии.
Поперечное сечение в месте перехода к стержню работает на изгиб, растяжение и сдвиг под действием нагрузки, колеблющейся от нуля до наибольшей величины. Как видно, например,
2F„ 8/,
фиг. 1257.
Фиг. 1260. К исследованию напряжений в сечении V
Наибольшее
и сжимающее на
из фиг. 1260, сечение V, наклоненное к оси шатуна под углом а = 30°, испытывает напряжение на изгиб под действием силы в щеке на плече с = 40 мм. Кроме А
г Р ,
этого, действует растягивающая сила • sin а, тогда л» р
как перерезывающая сила - cos а может быть оста-* влена без внимания.
Для внешних~волокон получим:
г Р с , 20600-4-3,50 ,
2 ’ J ‘ е ~ 2-233 — 619 кг-СМ ’
sin а 20600-0,5 „
— °~~2-83 ~°62 кг1см-
растягивающее напряжение на внешней стороне будет:
°»"Е°е = 61962 = 681 кг/см*
внутренней стороне:
- —— с Р sina - 20600-4 9o9ifi9_
— 2 J ' 2 f ~ 2-233 ,2>82 + 62 —
— 498 —]— 62 = — 436 кг/см2.
Р а‘~ 2
Для определения f,e и J поперечное сечение разделено на показанные на фигуре два прямоугольника и три треугольника
/=15-3,84-9-1,7 + 3-1,94-4,5-1,1=83 аи2.
Расстояние центра тяжести от внутренней кромки вилки:
Е/. Е 15 - 3,8 • 1,9 + 9 • 1,7 - 4,65 + 3 - 1,9 • 4,43 + 4,5 • 1,1 • 5,9
Е/ “ 83
Расстояние от наружной кромки вилки: е' = 3,5 см.
Момент инерции:
1 5.3 ЯЗ Q . 1 78
J= 10 + 15 • 3,8 • 0,932 + Ц+- + 9 • 1J -1,82а 4-
6.1 Q8 6-19 9 • 1 13 9
+ •ь62 + + Т •1’1 • 3’07а=233 CMi-
Полученные напряжения допустимы. 15>
-Канавки для масла распределены по всей поверхности вкладыша. Фиг. 1261 показывает самый шатун. Обработка его проста и производится обточкой. Только боковые поверхности головок, имеющих для более удобного закрепления на станке
одинаковую толщину, сострагиваются и фрезеруются. Вырезы сперва высверливаются, а затем выдалбливаются (ср. фиг. 237).
Ь) Конструкция с вильчатой и открытой головками (фиг. 1262, 1263 и 1264). Со
Фиг. 1261. Стержень шатуна с двумя закрытыми головками для машины водопроводного насоса, изображенного иа черт, I. М. 1:30.
стороны ползуна вилка
охватывает закрытый корпус ползуна, согласно фиг. 1263. В вилке неподвижно закреплен затянутый гайкой палец, пригнанный на конус с уклоном в */ю- Для
Фиг. 1262—1263. Шатун с одной открытой и другойШильчатой головками для машины водопроводного насоса, изображенного иа черт. I. М. 1:8.
обеспечения неизменяемости егЗ* положения и о вкладыш, установлена шпонка, помещенная
__ — ---
-гада-
Фиг. 1264. Стержень шатуна, с одной открытой и другой вильчатой головками машины водопроводного насоса, изображенного иа черт. I. М. 1:30.
для предотвращения захвата трением в вырезе, расположенном в наименее напряженной внутренней стороне вилки. Толщина концов вилки взята /3=55 мм. Удельное давление на стороне гайки для пальца, при зазоре под шайбой 5 мм для возможности подтягивания болта будет:
20600 Р~
f 2-11,6-4,9
= 181 кг! см*.
В. боковом виде ушко внлкн шатуна имеет достаточно большие размеры. При общей ширине 200 мм или s3s^40 мм напряжение на растяжение в сече-
157
нии I будет:
ргоах 20600
4 * /д - Sg 4'5,5 • 4
= 234 кг/см\
Напряжение на изгиб в сечении II появляется под действием нагрузки, колеблющейся от нуля до наибольшей величины. Расчет следует вести, руководствуясь фиг. 1259, принимая к = 600 кг/см2:
Р 20600^-^)
w----TF—Z—-------ЧтвосГ =42'9 см’-
6П7_ < 6-42,9 _
/3 V 5,5 ~
6,85 см. • -
Принимаем Л = 70 мм\ радиус закругления конца головки —100 мЯ йри эксцентрицитете 30 мм.
Вырез вилки для помещения йолзуна с достаточным зазором в рассматриваемом случае может быть не слишком глубок, .так как подтягивание вкладышей происходит по направлению к поршню. При подтягивании вкладышей открытой головки у кривошипа, поршень передвигается вперед, к раме; для выравнивания клин в ползуне должен перемещать поршень назад, к крышке цилиндра (ср. фиг. 1200). На фиг. 1263 вырез сделан настолько большим, чтобы можно было поместить конец ползуна с подтягивающим клином для возможности применения одного и того же шатуна у машин с подобным ползуном.
Сечения 1—5 (фиг. 1263) под переменной нагрузкой испытывают напряжения иа изгиб, сдвиг и растяжение или сжатие. Пренебрегая усилением от затянутого пальца ползуна, сечения эти могут быть рассчитаны так же, как н сечения фиг. 1257, причем распределение напряжений получается такое, как показано на фиг. 1263 вверху, если напряжения нанести перпендикулярно к очертаниям вилки. р
Допущение, что сила действует у А, в середине ушка, невыгодно, так как от этого в сечении 1 появляются значительные напряжения на изгиб. Более вероятно, что в упомянутом сечении появляются приблизительно равномерно распределенные напряжения на растяжение или сжатие и что передача силы на палец происходит р
ближе к внутренней поверхности вилки. Силу при равномерном распределении по сечению 1 можно заменить силой,сосредоточенной в центре тяжести, отчего изгибающие моменты будут меньше, напряжения же распределяются по линии, изображенной на нижней половине вилки и в сечении 5 достигнут 492 кг[см?. Вместе с вычисленной выше величиной 541 кг/см2 получаем, таким образом, два предельные значения, между которыми и будет находиться величина действительного напряжения до тех пор, пока при расчете можно пользоваться теорией прямой балки.
Если плечо вилки рассматривать, как кривую балку, то, принимая точку при-р
ложення силы -= в центре тяжести сечения I, получим для сечения >'5 снаружи напряжения на растяжение 370 кг,!см* и внутри на сжатие —440 лгг/с.и9.
Открытая головка шатуна на конце кривошипа фиг. 1262. Толщина s стального литого вкладыша, включая заливку белым металлом (385):
s = 0,09rf4“9 .ил< = 0,09' 140 4-9 = 21,6 мм.
Принимаем наружный диаметр —185 мм‘, толщина слоя белого металла (387):
я, = 0,025 d 4- 2,5 = 0,025 140 4- 2,4 = 6 мм
и в ласточкиных хвостах S мм.
158
Соединительные болты: 2 штуки с мелкой резьбой; нагрузка — колеблющаяся от нуля др наибольшей величины; материал — литая сталь {К, = 4500 кг/см13,8 = 2О®/о). При /г, = 600 кг/см3, необходимое поперечное сечение в резьбе будет
2ke 2 - 600 ’ ’
выбираем трубную резьбу I8/*" с внутренним диаметром 49 мм и его поперечным 20 600
сечением 18,86 см3. Напряжение <зг = п ло ис = 546 кг!см3. Болты отстоят друг от 2 * J>OjOu
друга на 220 мм и захватывают вкладыши.
Толщина скобы в сечении 111. Нагрузка, колеблющаяся от нуля до наибольшей величины, согласно фиг, 1256 производит изгиб; kb = 600 кг/см?, следовательно,
11 Ьо \ /22 18,5\
Р 1 2 4 ) 20600 U 4 ) 1ПО_ ,
W 2 kb = 2 600. “109,5 СМ'
Высота прямоугольного сечения при ширине £=150 мм.
6 • 109,5 _ „
—— = 6,62 см.
1о
Принимаем в середине 72,5 мм, при радиусе закругления скобы в 165 мм.
Поверочный расчет по формуле (46), при учете кривизны:
о п лл p(l М 20600/22 18,5\ с_ сЛп
Р = 0; J =—-—---------—J ~65 600 кгсм;
F= 15 6,62 = 99,3 см3; г = 9,25 + 3,31 = 12,56 см; ех = е2 = 3,31 см.
z-^8|i _1_ 3 Р V_l 3 ( h VI-12 [ ^~20\ г ) *" 112\ г )
, 3 / 6,62 \з i 3 / 6,62 V)
~ 12 Р^гоцг.бб) _'"112\12,56/J 1
Сжимающее напряжение на внутренней кромке скобы:
Aft • г _£i_ = 0 + 65600/12,56
Z г—eY 99,3
3 31
12,56 — 3,31 = 833 кг'см*-
на внешней кромке скобы:
1_Мь-г _ 0+ 65 600/12,56
99,3
h =
15 • 6,623
377,9 см*.
01 ~ F
. -65600-12,56
K 377,9
Растягивающее напряжение
°2
Z r-be, '
3,31 12,56-J-3,31 имеют приблизительно одинаковую форму и
F 1 65 600 • 12,56 ' 377,9 Сечения IV и IVa (фиг. 1262) испытывают под действием колеблющейся от нуля до наибольшей величины нагрузки напряжения .на изгиб, растяжение и Сдвиг; при учете углубления для гайки болта площадь второго сечения F= 101,6 см3; Я1 = 3,41 см — расстояние внутреннего волокна до центра тяжести: а2 = 4,20— то же, для внешнего волокна; момент инерции р
J =4Q5 см*. Плечо с, на которое действует сила достигает 5,4 см. Составляющая
508 кг!см*.
159
— sin а, перпендикулярная к сечению, имеет величину 4600 кг. Отсюда наибольшее напряжение на сжатие внутренних волокон:
, Р с • ах , Р sin а 20600 5,4 . о , 4600
' + ~ *" 2 '~F~~ 2-405 •’ 3,41 '
= —468-|-45= —423 кг I см2.
Наибольшее напряжение на растяжение внешних волокон:
. Р с-а» . Р sina 20600-5,4 _ 4600 __ . ,
-5- • ~Г + 1-----F~ = ~~2~405 ' 4'2 + Же =.576 + 45 = 621 “г,С“
Напряжения эти допустимы.
О конструкции’шатуна и о характере необходимой обработки всего шатуна дает представление фиг. 1264. По сравнению с конструкцией а (фиг. 1261)”как кузнечная обработка, при которой вильчатый конец должен оставаться массивным, так н механическая обработка здесь значительно сложнее и дороже. Обработка производится обточкой неразрезанной еще открытой головки стержня и вилки до сечения аа (ср. фиг. 1216); плоские поверхности строгаются, фрезеруются или выдалбливаются; отверстия в головке высверливаются. Все это сопряжено с многократной перестановкой на станках и с передачей с одного станка на другой, как это более подробно указано в ниже помещенной сводке. По сравнению с конструкцией, показанной на фиг. 1261, более простым являетсд лишь высверливание круглых отверстий для вкладышей в открытой головке и отверстия для пальца ползуна. В конце обработки головка разрезается.
Конструкция а (фиг. 1261) Конструкция b (фиг. 1264)
1. Обточка всего шатуна 2. Строгание или фрезерование головок при одной перестановке на станке 3. Надсверливание вырезов.... 4: Выдалбливание вырезов .... 5. Сверление отверстий для уста-новительных болтов 1. Обточка стержня до сечения аа 2. Строгание или фрезерование боковых поверхностей головок при одной перестановке на станке и двукратной установке инструмента вследствие различной ширины головки 3. Выдалбливание вилки 4. Долбежка или фрезеровка кривой поверхности головкн вилки 5. Сверление отверстия для пальца .... 6. Сверление отверстий для болтов . . . 7. Разрезание головки
Прокладки открытой головки (фиг. 1262) предназначаются для предотвращения захвата вкладышей трением пальца и одновременно, в связи со скосом торцев вкладышей, для образования масляной канавки, почти по всей длине пальца, так как прокладки прилегают к пальцу только по краям, в середине же не доходят до него. На развернутом виде трущихся поверхностей (фиг. 1262, слева внизу), видно, что масляные канавки на них расположены так, чтобы масло вращением пальца, по направлению стрелки все время подводилось к середине вкладыша. Соединительные болты пригнаны с обеих сторон плоскости разреза; удерживаются штифтами, расположенными в правильно закругленном переходе к головке болта и предохраняются от ослабления контргайками, которые помещаются со стороны /пержня, чтобы не увеличивать бесполезно длину шатуна. К пальцу кривошипа масло подводится помощью центробежной силы (фиг. 1298); к пальцу ползуна — .'помощью слизывателя.
160
Пример 2. Фиг. 1225 показывает стальной прессованный шатун автомобильного двигателя с диаметром цилиндра D= 105 мм;ходом поршня 130\ил< при 1200 об/мин. Для уменьшения сил инерции шатун сделан очень легким. Бронзовый вкладыш поршневого пальца — цельный и применительно к конструкции коленчатого вала сдвинут в сторону относительно вкладыша кривошипной шейки. Последний вкладыш залит белым металлом. Близко расположенные соединительные болты головки шатуна захватывают вкладыши, предохраняя, таким образом, последние от вращения валом. Для разгрузки болтов плоскости разреза вкладыша и головки шатуна сдви-нуты друг относительно друга. Для смазки служит масляная ванна, в которую погружается кривошипный конец шатуна и из которой разбрызгиваемое по всему корпусу двигателя масло поступает к поршню и к пальцу. На верхнем конце шатуна *масло улавливается двумя широкими вырезами S и поступает в смазывающие канавки. К шейкам коленчатого вала масло помощью колец подводится из подшипников, подобно тому, как это показано на фиг. 1311. •
У рассматриваемого двигателя простого действия давление вспышки от поршневого пальца передается верхней половине вкладыша шейки коленчатого вала помощью подвергающегося продольному изгибу стержня шатуна. Нижияя крышка головки должна оказывать сопротивление только во время хода всасывания и когда развиваются силы инерции от ускорения, так что конструкция ее может быть сделана относительно легкой.
Давление иа поршень Р при вспышке горючей смеси, при р, = 25 ат, будет
P=~D*-Л = -£--10,59 25 = 2160 кг. 4 .4 -
Удельное давление на падац ползуна:
Р 2160 ’ о
', = Z7S = 5^2J“164K/C4<-
Удельное давление на шейку коленчатого вала:
Р 2160 ЧЛ , а • Р~ l-d 6,5 • 4,5 ~ 74 'К2,СМ- *
Запас прочности стержня шатуна при продольном изгибе. При компактной конструкции можно ожидать, что применима формула Тетмай'ера. Поперечное сечение шатуна посредине приблизительно, согласно фиг. 1205, будет:
/= 0,8 • 2,1 4-1 >8 (0,8 4- 0,2) = 3,48 см*.
Наименьший момент инерции:
, 2,1-0,83 . 0,8-1,83 , 4-0,2-0,93 п___ .
= - То------1- - г.»— +-----ю = 0,527 см'.
12
12
Радиус инерции
12
гЛ °3|287 = 0,389 см. г ОДо
Критическое напряжение при продольном изгибе (литая сталь):
= 3330 (1 — 0,00185 у) = 3350 (1 — 0,00185 = 2860 кг!см\
Напряжение на сжатие:
= y = -|^ = 621 кг/см*.
Запас прочности: ' ......
~ К* 2860 . с
®г — у- = = 4,6-кратная.
11 Р е т ш е р. Детали .машин, т. П, , 161
Величина, вычисленная по формуле Эйлера (16), также относительно невелика:
~ it9-0,527 • 2200000
” а • £2Р 319 -2160 — 5,5-кратная.
В действительности запас прочности при продольном изгибе больше оттого, что длинные вкладыши оказывают усиливающее действие. Шатун по концам до известной степени как бы защемлен, а не покоится на острых опорах, как это предполагает формула.
Напряжение в материале на изгиб под действием силы инер-» ции (фиг. 1205). Если сперва найти поперечное сечение в любых местах шатуна и нанести величины их перпендикулярно осн шатуна, то получим начерченную тонкой линией кривую 7.
Центробежное ускорение у пальца кривошипа:
bf = R- ш9 = 0,065 • 125,7 = 1027 ж/сл9.
При плотности 7 = 7,8 кг)дм3 введенная на стр. 133 величина будет:
1 х ' , Т 1027 - 7,8 , ,
^-ЮбО* L bp’^ g~ 1000-31-9,81 •*’/—°»0263-*-/,
что приводит к кривой //, начерченной толстой линией. Например, по чертежу, для утолщенного места стержня у кривошипной головки:
х = а' = 26,6 см\ /=3,92 см2, и отсюда
- q = 0,0263 • 26,6 • 3,92 = 2,74 кг!см.
Площадь, ограниченная найденной подобным образом кривой, если вычертить шатун в натуральную величину, т. е. при масштабе для абсцисс 1 см — 1 см и для ординат 1 см = 1 кг/см, будет равна 182,8 см2. Так как 1 сж9=1 см • = 1 кг> то
боковая нагрузка шатуна от центробежной силы Z = 182,8 кг. Если в первом приближении рассматривать ее как сосредоточенную силу, действующую в центре тяжести площади кривой, то расстояние ее от оси подшипника кривошипа, а = 2,71 см (фиг. 1205) позволит вычислить удельное давление В на палец кривошипа:
о Za 182,8-2,71 1с
в = -д--------ЭГ— = 16 кг-
а отсюда и напряжение на изгиб в стержне в месте утолщения головки для кривошипа:
е 17
а. = В • а' • 4 = 16 • 26,6 • = 145 кг\см2.
J о,и
При этом / момент инерции, отнесенный к нейтральной линии AW (фиг. 1205), составляет:
. 3,48-1,8 2,28-1 __ .
/-----^2 “~12 5,0 СМ ’
а расстояние наружных волокон от линии NN—имеет величину 0=1,7 см.
Точнее будет определение изгибающих моментов графическим путем по площади, ограниченной линией центробежных сил, как площади нагрузки. В этом случае наибольший момент Л4/ = 190 кгем будет приблизительно в середине шатуна. Вычисленный для этого наибольший момент инерции будет: /' = 4,13 см*, расстояние внешних волокон s' = 1,65 см, откуда напряжение:
J62
т. е. почти вдвое меньше, чем получается по приближенному расчету. Напряжение на изгиб вследствие особой формы шатуна, несмотря на большое число оборотов двигателя, не велико, так как силы инерции, действующие на среднюю часть стержня шатуна, отчасти уравновешиваются действием сил инерции крышки головки, расположенной с другой стороны шейки коленчатого вала.
Напряжения в болтах для крышки головки н в крышке от сил инерции. Ускорение сообщается следующим частям со следующими весами:
поршевь с пальцем ...................... Qk = 2,50 кг
верхняя часть шатуна.......................... 1,62 в
, половина вкладыша для шейки коленчатого вала............................ 0,28 .
В сумме... G = 4,40 кг
По скорости шейки коленчатого вала:
к «з ‘П я-0,13-1200 _
v = —— =-----------ёп----= 8,16 м сек1
60 60
наибольшее ускорение во внутренней мертвой точке, предполагая нормальный ' шатунный механизм, получим по формуле (292):
. *’/i . 8,16V, .0,065\ «пм в
R \ L ) ~0,065\ "I" 0,31 ) —1240 м‘сек
и давление от действия силы инерции
Ст 4 40
Л = = 1240 = 556 кг.
Под действием этой силы, которая может еще увеличиться <Тг сопротивления всасыванию н от трения поршня, в обоих болтах йри диаметре 7/10" получается довольно значительное напряжение
«,==----=-----------—-------= 457 кг/сМ*
2 • 2 • — • 0,879а
4 4
Если рассматривать крышку головки как прямую балку с длиною Z = 60 мм, находящуюся под равномерно распределенной нагрузкой Рь, то напряжение на изгиб в ней будет:
Р„ • I 565 • 6 6 ,,, ,
°*— 8 • W~ 8 * 5,2 • 0,65а 1140 Кг!СМ '
Одновременно в головке шатуна для поршневого пальца, которое находится под действием силы инерции всего поршня,
= у = .1240 = 316 кг
напряжение на изгиб будет:
,РЬ' -Г 316-3,4 8 • W 8
о о . л = 1200 кг[слР,
хотя при расчете взят неблагоприятный случай, когда шатун рассматривается как свободно о п и р а ю ща я с я'своими концами прямая балка.
163
Если же при расчете рассматривать шатун как балку, защемленную по концам, то получим:
„ Р/-Г _ 320-3,4 6 _
= 12 UZ 12 ’ 3,9-0,42 —
860 кг/см*.
Хотя три последние вычисленные напряжения и могут быть уменьшены жесткостью вкладышей и втулки, если таковые хорошо пригнаны, все же при этом мате-риал, из которого отпрессован шатун, должен обладать высоким сопротивлением разрыву.
В этом отношении следует заметить, что общество Даймлера в Ковентри, требует, чтобы шатуны для двигателей автобусов изготовлялись из углеродистой стали с сопротивлением разрыву .от 6200 до 7140 кг/см*, при пределе текучести 4340 — z950 KijcM,2, с удлинением от 20 до 25°/о на длине 50,8 мм и ударном сопротивлении от 8,3 до 9,7 кг/см*.
Пример 3. Требуется произвести поверочный расчет головки, показанной на фиг. 1214 слева, как рамы с жесткими углами (фиг. 1245), на силу, действующую по шатуну Р = 20800 кг, соответственно удельному давлению на палец кривошипа ру 80 кг/см2 и на палец ползуна ~ 215 кг/см?. Момент инерции в вершине скобы
8 • 73
Л = Лу-~229 см*.
1 Л!
Момент инерции /а в утолщенном месте стержня
т 8,63 члл л Ja = —= 144 см-,
то же для щек, пренебрегая утолщением для установительного болта, ' , 8 - 3,753 __ , .
J„ =----12— = 35,1 см •
Опорная поверхность клнна и стержень имеют одинаковую ширину величины Iяй 23,8 см\ сяа37 см.
По формуле (397) получим:
принимаем
£0= 12 см,
JIX Р / /2 ^О2\ 1 ____С Jji —|— 3Z • Jw_
1 8^ 3/ •/-с®/1/9Ч-2с//ЛЛ + Л)+3/а/>
20800 / 122\ 37-(2-144 — 229)4-3 - 23,8 - 35,1
₽ 8 ’ 3 / 37а-229-1444-2-37-23,8-35,1(2294-144)4-3-23,82-ЗбДа^
^=3160 кгсм и напряжение в вершине скобы
м , ^^-(2-23,8-12)-4733
% = 1 = -----------------ег = —--------™-------------3,5 = 1360 кг/см*.
Щека должна рассчитываться по моменту М2, так как у рассматриваемой головки, в виде исключения, J2 меньше, чем J, [ср. (398)].
.. мС27»—4) + 3Z-4 (2-229—144)4-3-23,8.35,1 оос_
М* M*(2/a — 4- 3/ • /„ 3160 (2 • 144 — 229) 4- 3 • 23,8 • 35,1 — 2865 CMKZ>
М,-е , Р 2865-1,88 . 20800 1со . _Л_ , _
"t" + 2F„ " -35JT- + 278.3,75= 153 + 347 = 500
пи
Напряжение в щеках—в месте, где проходит болт, служащий для подтягивания клина. При диаметре отверстия в 32 мм момент инерции будет:
// = 58~3,2^ • 5’-_ = 66,6 гл/*; площадь F' = (8 — 3,2) • 5,5 = 26,4 гл/9,
1 £ и отсюда напряжение
/ AVe' Р _3160 - 2.75 , 20800 1Qn , qQU ,
°— jj 66,6 + 2 • 26,4 ““ 130 + 395~525 K2iCM •
Вследствие двойной концентрации напряжений в перехвате выреза и в отверстии для установочного болта, напряжение это может получиться значительно выше,
•
J65
ГЛАВА ВОСЕМНАДЦАТАЯ
ОСИ И ВАЛЫ
I. ОБЩЕЕ ПОНЯТИЕ ОБ ОСЯХ И ВАЛАХ. ТИПЫ И МАТЕРИАЛЫ
Фиг. 1265. Ось железнодорожного вагона.
Различают прямые оси и валы, гибкие и коленчатые валы.
Прямые оси и валы служат опорами для качающихся или вращающихся частей машин. Оси исключительно или преимущественно работают на изгиб и бывают либо неподвижными, вокруг которых вращаются другие части машин, либо вращающимися в подшипниках. В этом случае детали, для которых они служат опорами, укрепляются на них на шпонках или другим способом.
Примеры. Фиг. 1285 изображает неподвижную ось барабана со связанной с ним передаточной шестерней, фиг. 1265 — вращающуюся ось железнодорожного вагона. Небольшим крутящим моментом, действующим на ось вследствие трения в шейках или цапфах, можно в сравнении с изгибающим моментом пренебречь.
Валы отличаются тем, что они передают не только крутящие, но также в большинстве случаев и изги-' бающие моменты. Они широк® применяются в приводах, в двигателях, рабочих машинах и станках всех рб-дов. На фиг. 1287 та же задача, что и на фиг. 1285, разрешена при помощи вала. Вертикальные оси и валы в турбинах и т. д., вследствие значительных продольных усилий, работают еще на растяжение, сжатие и продольный нзтиб.
Гибкие валы служат для приведения в действие переносных инструментов, приборов и небольших машин.
Коленчатые валы в соединении с кривошипной передачей служат для преобразования колебательных или вращательных двиАший в колебательные же или в поступательные. 'W
В качестве материала чаще всего применяете^ литая сталь; при высоких нагрузках— мартеновская, а также никелевая сталь; реже применяютсй чугун, стальное литье и дерево. Кованую сталь следует предпочитать всем Другим материалам, не только из-за большей крепости, но также из-за более твердой и гладкой поверхности, получающейся при правильной обработке (что имеет большое значение для сохранения подшипников), а также вследствие уменьшения трения в подшипниках. Поперечные сечения, главным образом, применяются в форме круга или кругового кольца (пустотелые оси и валы).
166
II. ПРЯМЫЕ ОСИ И ВАЛЫ
А. РАСЧЕТ ПРЯМЫХ ОСЕЙ И ВАЛОВ
Расчет на прочность производится по изгибающим и крутящим моментам и продольным усилиям, а в местах опор по удельному давлению и на нагревание. Во многих случаях имеет еще значение деформация под нагрузкой. Так, например, прогиб вала (фиг. 1266) может нарушить правильность зацепления конических
Фиг. 1266. Нарушение правильности за- Фиг. 1267. Мостовой кран с приводными валами различной цепления конических колес вследствие длины,
прогиба вала. '
зубчатых колес и привести к неспокойному ходу. У мостового крана (фиг. 1267) применение валов различной длины между мотором и колесами приводит к перекосам. Короткий вал имеет угол скручивания меньший, чем длинный, вследствие чего колесо, приводимое в действие от этого вала, несколько отстает.
1. Расчет прямых осей н валов на прочность
Для сплошного круглого поперечного сечения диаметра d момент сопротивления выражается формулой:
w=lid,~va=^;- <402>
а кольцевого поперечного сечения е наружным диаметром da и внутренним rf,:
(403)
32 da 10 da kb
При тонких стенках (трубчатые валы) это выражение путем подстановки толщины стенки s= ^a п и среднего диаметра стенок преобразуется в
м £
следующее: к d*+d? da^dt _ da-dt d* + d?
W~ 4 2da 2 2 “ 4 2da m
иди, если в последнем вырая^ии вместо da и dt вставить dm, то
?' \ W=^dm'.s, (404)
Получающаяся при употреблении этой формулы ошибка при малых толщинах стенок незначительна и составляет для:
- djda = 0,95 . 0,9 . 0,85 0,8
2,5 5,0 7,4 9,8’/0
167
Крутящий момент Md вызывает при сплошном круглом поперечном сечении напряжение:
= (405)
а в кольцевом поперечном сечении:
* г -
d т- — df da* — d(*
16 d~
(406)
и, следовательно, в обоих случаях необходимый момент сопротивления составляет:
2^ ’
если исходить из допускаемого напряжения на кручение. То обстоятельство, что ось» работающая на изгиб, должна согласно формулам (402) и (403) иметь больший диаметр, чем работающая на кручение (при численно одинаковых моментах), компенсируется отчасти тем, что допускаемое напряжение на кручение выбирается, примерно, равным 0,8 допускаемого напряжения на изгиб. При выборе допускаемых напряжений по табл. 2 (т. I, гл. 1, разд. II) из-за серьезных последствий от остающихся прогибов и других повреждений, напряжение следует брать умеренное, при этом необходимо также тщательно разбирать характер действия сил. Так, ось барабана тележки (пример 4, фиг. 1285), закрепленная в боковых стенках, подвергается переменной нагрузке от нуля до наибольшей величины и при допускаемом напряжении в 900 кг 1см2 должна иметь диаметр в 85 мм. Если же ее сделать вращающейся на цапфах в подшипниках (фиг. 1286;, то нагрузка будет колебаться от наибольшей положительной до наибольшей отрицательной величин, и при допускаемом напряжении в 500 кг/см2 потребуется диаметр оси в 120 мм. Для дубовых осей водяных колес с переменной нагрузкой от наибольшей положительной до наибольшей отрицательной можно принять kb = 60 кг!см*.
В случае, когда крутящий момент не изменяется, как например, у равномерно нагруженных валов водяных турбин, можно принимать зна.чёния -для kd, близкие к значениям для постоянной нагрузки. Дубовые валы водяных колес выдерживают Лй = 50—60кг/слс*. Чугунных валов следует избегать, в особенности при переменном действии сил в обоих направлениях. Удары надо учитывать путем уменьшения допускаемых напряжений. , - -;
Если в каком-нибудь месте наряду с крутящим моментом Д, одновременно действует изгибающий момент Мь, то в основу расчета принимается приведенный момент, согласно формуле (43):
1 о________________
М=у • Гда+(«о/ид = - г,1
при условии, что вал имеет круглое, или кольцевое поперечное сечение. k
Введенный Бахом поправочный коэфициент я0 = ч jk учитывает частое различие в характере нагрузки и в величине допускаемых напряжений. Так, например, бывает, что крутящий момент вала почти не изменяется, следовательно, может быть принят большим примерно 900 кг/см*, в то время как напряжение на изгиб изменяется от наибольшей положительной до наибольшей отрицательной величин и kt может составить только 500 кг/см*. В этом случае а0 = ~ 0»43.
lfo • УиО
Для kt следует брать значения из табл. 2 (т. I, гл. 1, разд. 2), так как формула исходят из наибольшего удлинения и дает соответствующие ему нормальные напря-
168
жения. Коэфициент безопасности, как это изложено в т. I, гл. 1, в конце разд. IX, следует определять по временному сопротивлению излому:
® = £»ли£.
Если, наоборот, требуется определить коэфициент безопасности в смысле гаран-
тии против превышения предела текучести и связ нного с этим появления остающихся
деформаций, то расчет производится по наибольшему касательному напряжению. Моменты следует брать по формуле (45):
соответствующее же касательное напряжение определяется из
_ 16
d nd8 ’
а коэфициент безопасности 1 "т 2 °* = = —,
Где о, обозначает предел текучести материала. Пустотелые оси и валы выгодны
Фиг. 1268. Влияние высверливания
9 валах.
в отношении использования материала, так как согласно фиг. 1268, при всех отношениях dtlde моменты сопротивления уменьшаются в меньшей
мере, нежели веса. Практикуемое в судовых и тяжелых машинных валах высверливание до dt = Q,$da уменьшает момент сопротивления лишь на 2,6°/0, а вес — на 16°/0. Сравнительно еще меньшими выбирают толщины стенок пустотелых осей для экипажей и лафетов, изготовляемых из-за особых предъявляемых к ним требовании с коническими стержнями, заплечиками и насадками.
Выточки, напротив, сильно понижают способность сопротивления, стачивание толщины до 8 У1/,, диаметра уменьшает момент сопротивления почти вдвое. Выточки с острыми углами1 со.здают концентрацию напряжений и делают оси и валы чрезвычайно чувствительными к ударам [111, 7 и 8]. Точно так же и канавки для шпонок
уменьшают момент' сопротивления; поэтому во многих случа$ус места, где какие-либо части должньибыть заклинены, делаются толще на глубину канавки, что одновременно облегчает надевание частей и закладку шпонок.
Если валам приводов приходится передавать известную мощность W в лошадиных сил х при угловой скорости о>, или при числе оборотов в минуту л, то крутящий момент Мл определяется из равенства:
75
где
м ЗЭ.7500 , A7_ N
а к П П
(407)
_ rd8
Если приравнять это -jg- • kd, то
’ f 365000 V .
— = 71,51/"— ‘ п у П kd
(408)
169
При'определенном допускаемом напряжении диаметр вала зависит от отношения N
—; иначе говоря, одним и тем же валом путем повышения окружной скорости можно передать большую, увеличивающуюся с числом оборотов мощность. Например, вал из литой стали d = 60 мм, при АЛ = 500 кг!см'* 1 и п = 40 об/мин, может передать;
itd8 ka х • б8 500 .Л
N~“ИГ * 71620 ‘П~Тб- ’ 7Г620 * 40~12 л' с>
а при л = 3000 передаваемая мощность равна 900 л. с. Большие числа оборотов приводят к малым весам как валов, так и всех остальных частей привода, а, следовательно, к низкой стоимости всей установки. Дальнейшие успехи машиностроения в значительной степени зависят от увеличения числа оборотов. Конечно, мы свяэань известными пределами в отдельных видах приводимых в движение машин. Так, Берлин-Ангальтское машиностроительное акционерное общество в Дессау рекомендует придавать валам главной трансмиссии, служащей для приведения в движение быстроходных рабочих машин (например, станков в деревообделочных мастерских или в прядильнях), примерно 250"об/мин, самое большее 400 об/мин, а там, где приводимые в движение машины не требуют особо большого числа оборотов, — от 100 до 150 об/мин. Цри этом следует стремиться к числам оборотов, установленным DIN 112 (табл. 124а), которые должны по возможности точно Получаться под нагрузкой.
I
Таблица 124а1
ЧиСла оборотов трансмиссионных валов по DIN 122
25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 360, 400,
450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600.
Формула (408) применяется также и для расчета нормальных приводных валов. При этом допускаемое напряжение ka выбирают низким по следующим причинам: во-первых, из-за существования изгибающих моментов, вызываемых как собственным весом ваза с сидящими на нем шкивами и муфтами, так и натяжениями ремней, и, во-вторых, ввиду наличия шпоночных канавок.
Ниже приветены формулы для приводных палов в зависимости от принимаемых теперь напряжений:
из мягкой литой стали '
э Г~м
£„ = 200 кг/см*, d=12t/ (409)
у п
из стали
з /
kd = 300 кг/см*, d = 10,61/ (410)
Бах для обыкновенного прокатного железа рекомендует принимать
3 *
£„ = 120 кг1см9 и d=14,4|/ —• (411)
Для формулы (409), исходя из нормальных диаметров валов (DIN 114)9 между 25 и 200 жл, имеем следующий ряд чисел:
1 У вас для нормальных чисел 'оборотов трансмиссий имеется ОСТ 1656.
1 Для диаметров валов трансмиссии у вас имеется ОСТ 1654.
170
Таблица 125
N Зависимость между диаметром d, отношением —- и крутящим моментом Md в формуле (409)
£ а. 11 Ц 11 25 " 0,0090 614 1 30 0,0156 1060 35 0,0247 1680 40 0,0369 2510 45 0,0527 3580 50 0,0723 4910 55 0,0961 6530 60 мм 0,125 ^8480 кгем
£ а1* X II II II 70 0,198 13470 80 0,296 20100 90 0,422 28600 100 0,578 39 300 ПО 0,769 52300 125' 1,130 76700 140 1,59 107800 160 2,37 160800 180 - 3,375 229000 200 мм 4,63 314200 кгем
Распределение подшипников по длине вала необходимо согласовывать с нагрузкой и напряжениями, которые могут меняться вследствие возможной перестановки и замены станков. В сквозных валах (фиг. 1269) средним пролетам следует придавать большие длины 1И нежели конечным lt, так
как в средних частях валы можно рассматривать как закрепление с двух концов, тогда как в концевых закрепленным можно считать лишь один конец, другой же — как свободно лежащий. Если предположить, что нагрузка от насаженных на вал ременных шкивов, натяжений ремней и т. д. равномерно распределилась по q кг на каждый равной 4,5-кратному собственному весу в
Т Ъ 1 к
Фиг. 1269. Вал на нескольких опорах.
сантиметр длины и при этом принять ее
к»/9 |ла, то при поперечном сечении
и весе единицы объема Т1 = 7,8 кг/дм3 получим:
л е f , 7 дк л 7>8
—4,5-/-/-1000 —4,5 • 4 • 1 • 10(Ю—0,035 4
Применяя основную формулу для изгиба ТИ4 = W • kit получаем для обоих случаев:
= =0,035.
II
Л2“ =°«035-4- * 12 =~32~ ' k>
d • kj 0,0233
При kt, = 350 кг1см3 для переменной нагрузки при мягкой литой стали имеем /7«100/rf; 1Ц~ 125 /7. (412)
Различным диаметрам соответствуют следующие значения:
d = ' 3 4 5 6 7 8 9 10 12,5 см
h = 170 200 220 240 260 280 300 320 350 .
hl - 210 250’: *• 280 300 330 350 370 400 440 .
Приведенные размеры являются только ориентировочными значениями, которые можно и должно изменять, смотря по обстоятельствам, в зависимости от положения
171
приводимых в движение машин, расположения потолочных балок, столбов и консолей, распределения и величины нагрузки. Зубчатые передачи и муфгы, а также части, воспринимающие или передающие большие, мощности, следует по возможности располагать вблизи подшипников, избегая длинных свешивающихся концов, которые, как свободные балки, работают в неблагоприятных условиях. Независимо от различия между средними и конечными пролетами Берлин-Ангальтское машиностроительное акционерное общество дает следующие значения для среднего расстояния между подшипниками:
Диаметр вала 30 40 50 60 70 80 90 100 ПО мм
Расстояние между подшипниками 1,70 1,80 1,90 2,00 2,10 2,20 2,30 2,40 2,50 м.
Эти значения можно увеличивать, но не более, чем на 5О°/о, если все ременные шкивы сидят непосредственно у подшипников.
Главные трансмиссионные валы больших установок требуют специального расчета по предварительно определенным изгибающим и крутящим моментам.
2. Расчет прямых осей и валов на деформацию
Пример влияния прогиба был приведен для валов конической зубчатой передачи (фиг. 1266). Однако принимать во внимание следует не только прогиб, но также и наклон упругой линии. Так, в рассматриваемом случае, если бы конические колеса были расположены вблизи одного из подшипников, помочь нельзя было бы ничем, так как хотя колеса оставались бы почти на одинаковой высоте, но ось одного из них, вследствие ббльшего наклона упругой линии, перекосилась бы и зубцы стали бы заедать. Значительный наклон упругой линии вызывает в длинных подшипниках неравномерное распределение опорного давления и смятие кромок; как следствие этого происходятнагрев и усиленный износ. Так, например, цапфа в горизонтальном вкладыше, длиной 500 мм при наклоне tg 7 ~ Т =’ отстает с одной стороны на 0,5 мм. Если эта деформация остается в течение долгого времени постоянной, то, следовательно, и ось будет нагружена всегда в одном направлении и с одинаковой силой, в этом случае недостаток может быть устранен путем соответствующего наклона вкладыша подшипника или пришабринания и пригонки цапфы к подшипнику. Напротив, в случае переменных деформаций, как это в большинстве случаев имеет место у двигателей и рабочих машин, помочь делу можно только усилением вала, приближением подшипников, а иногда путем применения подвижных подшипников.
Пределом угла наклона упругой линии в местах опор считают значение, приведенное выше:
1 ‘Т“ 1000 ’
еёли только особые соображения не требуют принятия еще более низкого значения. Последнее необходимо, например, для длительной правильной работы конических колес. Для цилиндрической оси длиной /, нагруженной сосредоточенной силой Р, приложенной посредине, имеем: х
7 = ^_.р./2.^; (413)
в случае равномерно распределенной нагрузки q кг]см длины:
= <414)
Если ось имеет уступы или если действует несколько больших сосредоточенных сил, то для точного определения можно применить правило Мора (см. расчет статически неопределимых валов).
Если принять предельное значение для у, то этим самым величина прогиба при данной нагрузке и форме вала уже определена., Действительно из формулы для
172
стрелы прогиба цилиндрической оси, нагруженной посредине силой Р
5 —_L р. р. 5
48 J
после деления на уравнение (413) следует
1 = 1/
7 3Z’
1
а по введении предельного значения 7 = 'iqqq
3000 1'
Стрела прогиба, следовательно, не должна превышать ^qqq длины. Подобным же образом для равномерно нагруженной оси:
° — 384 ’ 4'1 ’ 7’
8 5 .
7 — 16
Или
8=зЖл
Следует указать на то, что оси и валы одинакового вида и с одинаковой нагрузкой испытывают примерно одинаковые деформации независимо от того, сделаны ли они из мягких или твердых сортов с.али, так как коэфициенты удлинения их а различаются незначительно и, следовательно, замена оси из мягкой литой стали, обнаружившей слишком большую деформацию, подобной же осью из более твердой стали не приводит к нужному результату, несмотря ва ббльшую прочность последней.
Большое внимание следует обратить та$же и на скручивание, возникающее при работе на кручение. Всякое изменение в нагрузке, например, вследствие включения или выключения машины, влияет на величину закручивания, и вся трансмиссия и все приводимые ею в движение машины испытывают при этом толчок тем более чувствительный, чем длиннее и слабее трансмиссия и чем больше мощность включаемой или выключаемой машины.
Точно так же на величину закручивания влияет изменение числа оборотов, которое возникает как от изменения величины нагрузки двигателя, так и от скольжения ремня. л
Для трансмиссионных валов' при нормальной нагрузке считают допустимым угол закручивания 0,25° на 1 пог, м\ тогда угол закручивания массивного вала диаметра d и длины Z, согласно табл. 9, порядковый № 1, в радианах равен:
<j, = —. . р-/~ю^р-/.
1 тс а* а4
п Ф 0,25 « ' а
При предельном значении y = * 780~ и ПРИ коэфициенте сдвига р для
мягкой литой стали равен Qonnnn см^!кг> полагая Мл равным 71-620 —> получим: ooU UUU ft
di= 10^<P‘Z
10-71620.18 000 19800 М
830000 • 0,25 • к п 1Убии п
173
ИЛИ
rf=ll,9
12
(415)
14
Так как коэфициент сдвига 0 у разных сортов твердой стали qqq см'21 кг, приблизительно одинаков, то все стальные валы, независимо от твердости стали, должны при заданном угле закручивания иметь одинаковый диаметр.
' Сравнение результатов, получаемых по вышеприведенной формуле, с результатами формул (409) и (410) показывает фиг. 1270* изображающая зависимость
диаметра от отношения —. Согласно фиг. 12Z0, кривая для диаметров валов, полученная по формуле (415), исходящей из деформаций, при малых значениях — до точек А и В, лежит над кривыми, полученными по формулам (409) и (410), служащими для расчета на прочность. Таким образом, закручивание имеет чение при низких значениях —, а именно — при п
кой литой стали, пока — меньше 1 (точка А), п N
твердой — пока — меньше 4,43 (точка В), т. е. отношения, не имеющие места у обыкновенных быстроходных трансмиссионных валов. Большинство специаль-
4 Л 77
ных фирм применяет только формулу d= 12 1/ —
If Tv
Применение ее облегчается нижеприводимой табл. 126.
При данной мощности и данном числе оборотов опре-N
деляют только отношение — и выбирают диаметр вала, соответствующий ближайшему большему значению. Числа соответствуют нормальным трансмиссионным валам, согласно DIN 114 диаметром от 25 до 200 мм.
d ВЬм
Фиг. 1270. Сравнение формул 409, 410 и 415 для. расчета приводных валов.
зна-
мяг-
Для
Таблица 126
Л V N
Зависимость между значением — и диаметром d на основании формулы (415)4=12 у —
а. а 1 В fl 0,0019 25 0,0039 30 0,0072 35 0,0123 40 0,0198 45 0,0301 50 0,0441 55 0,0525 60 0,1158 70 мм
II II Ч|е 4 0,1975 80 0,3164 90 0,4822 100 0,7061 110 1,1774 125 1,8526 140 3,1605 160 5,0625 180 7,716 200 мм
При применении неправильных формул, ошибка становится значительной. Так, например, формула, для расчета на прочность в случае мягкой литой стали, если W 400
— = 7по=4, приводит к диаметру в 19,1 см, а формула для расчета на скручива-
174
вне—к диаметру в 17 см. Прочности таких валов, имеющие моменты сопротивле-1 42
ния 685 и 482 см9, находятся в отношении -у—
Валы в станках, в особенности шпиндели передних бабок, должны выбираться возможно большего диаметра во избежание значительных вибраций, которые при изменениях давления резания служат причиной нечистой и неточной обработки.
3. Влияние собственных колебаний
У валов, подверженных усилиям, которые действуют периодически, собственные колебания вследствие резонанса усиливаются настолько, что наступают значительные расстройства в движении машин, недопустимое повышение напряжений и даже поломки. Колебания могут происходить как от изгибающих, так и от крутящих моментов. Первые вызывают часто весьма чувствительные сотрясения фундамента или пола, задевание якоря динамо о корпус при малом зазоре между ротором и статором, или нагревание подшипников вследствие давления на края, вызываемого слишком большим прогибом. Колебания, вызываемые крутящими моментами, в большинстве случаев внешне мало заметны, однако приводили к внезапной поломке многих судовых валов. Расчет подобных валов сводится к определению периода собственных колебаний, зависящего от расположения на валу масс, чтобы избежать совпадения этою периода колебаний с периодом колебаний передаваемых усилий или с кратным ему. У валов, у которых отдельные массы, как например дискина валу паровой турбины, сидят плотно одна к другой, нужно знать основной период собственных колебаний, создаваемых упругим изгибом; у валов с п массами, расположенными на довольно больших расстояниях друг от друга, возникает п—1 различных периодов колебаний, вследствие упругого кручения отдельных частей вала, расположенных между отдельными массами. Практически допустимо переходить за „критические скорости", так как при переходе через них амплитуды колебаний уменьшаются, и машина вновь начинает работать спокойно. В случае, если число оборотов соответствует или близко подходит к критическому числу оборотов, то помочь может или изменение величины масс, или их перераспределение. Литература: [XVIII, 1—10].
j
Б. КОНСТРУКЦИЯ ОСЕЙ И ВАЛОВ
Различают валы гладкие, фасонные и п у стотел ы е. Для большинства трансмиссионных установок и передач с умеренной нагрузкой достаточны гладкие, цилиндрические валы, доставляемые в готовом виде, в крайнем случае снабженные канавками для шпонок, применяемые вообще без какой-либо последующей обработки, Вообще в машиностроении стремятся, поскольку это возможно, обходиться с обыкновенными гладкими валами. По DIN 114 диаметры растут между 25 и 60 мм на каждые 5 мм, между 60 И ПО мм — на 10 мм, между ПО и 140 мм — на 15 мм, а от 140 мм до диаметров в 500 мм — на каждые 20 мм*.
Длины валов, достигающие нормально до 8 м, следует выбирать, насколько это допускают условия перевозки и сборки, возможно большими, чтобы сэкономить на муфтах. DIN 6 рекомендует придерживаться длин не более 7 м.
В длинных трансмиссионных валах мощность, передаваемая ими, по большей части уменьшается к одному из концов Аала; в целях уменьшения веса вала и стоимости подшипников, муфт и прочих частей рекомендуется, по мере уменьшения мощности, соответственно уменьшать i диаметры отдельных частей вала. Если, например, из 40 л. с. на первом участке отдается 15, на среднем —10 и иа конечном участке— 15 л. с. при 150 об/мин, то первый участок следует рассчитывать иа 40 л. с.', так как — — -^=0,267, то, согласно табл. 126, его диаметр б/, = 90 мм.
ft lot)
„ г, г- ^ 25
Второй участок—на 2$ л. с.; для него — = = 0,167, и л2 = 80 мм\ и третий — на
. N 15 _, , -п
15 л. с.; в этом случае — =-г=х = 0,1 и а3 = 70 мм.
Почти такие же градации устанавливает и ОСТ 1654.
175
Соединение отдельных кусков вала осуществляется переходными муфтами, имеющими иа одной стороне отверстие для более тонкого, а на другой — для более толстого вала. Желательно конец толстого вала сточить до диаметра тонк >го, чтобы можно было применить обыкновенную муфту, со сквозным отверстием одного диаметра. Однако, чтобы уменьшить сортамент полшипгиков и прочих частей следует даже при большой установке ограничиваться лишь небольшим числом диаметров вала. Вследствие получающего в последнее время все большее применение группового привода, при котором машины объединяются в неб >льшие группы, приводимые в движение электромоторами, стандартизация диаметров вала приобретает большое значение. Имеются установки с валами только одного и того же диаметра, так что все подшипники, шкивы, муфты и т. д. имеют одинаковые отвер-
стия и могут заменять друг друга.
У валов значительного веса, например у главных приводных валов больших установок, имеет смысл производить расчет*на основании действующих на них
моментов и конструировать фасонные валы, которым для экономии материала целесообразно придавать приблизительно форму тела равного сопротивления (фиг. 1281). При этом следует устраивать между отдельными поперечными сечениями постепенные переходы при помощи закруглений или конической формы; больших
и острых уступов и канавок следует избегать, ибо, как выше было указано, они значительно понижают прочность, особенно в случае твердого материала. В местах, где должны быть шпонки, обычно утолщают поперечное сечение на глубину канавки не только для устранения вызываемого ею ослабления, но также и в целях более легкого затягивания и закладывания шпонки.
Фасонные валы для машин
Сиотема отверстия
Фиг. 1271—1274. Конструкция концов вала при обеих системах допусков.
всех родов применяются, кроме того, тогда, когда нужны уступы, заплечики или приходится применять разные посадки.
Все места посадок дол-
жны иметь нормальные диаметры согласно DIN З1, чтобы можно было применять нормальные измерительные инструменты, соответствующие выбранным посадкам. Если на одном и том же валу должны быть установлены детали,
соединение которых с вадом производится различными посадками, то необходимо тщательно следить за тем, чтобы эти детали можно было надевать без повреждения
поверхностей соединения с другимидегалями. Если, например, конец вала (фиг. 1271), допуски для которого установлены' по системе вала, должен у а иметь ходовую посадку для опоры во втулке подшипника, а у b глухую посадку (например для нас!дки цельного зубчатого колбЪа), то вал должен быть сделан с уступами. Ибо место а на валу с одинаковым по всей длине диаметром при надевании зубчатого колеса легко было бы повредить, не говоря уже о том, что втулка зубчатого колеса должна была бы скользить по валу на очень большой длине. Если для места а достаточен диаметр в 60 мм, то для места b надо по меньшей мере взять следую-
щий нормальный диаметр, следовательно 62 мм,
В случае, когда обработка ведется с допусками по системе отверстия, той получает хотя и тот же номинальный диаметр, но в действительности диаметр будет больше вследствие разницы в допусках для обоих родов посадки. Согласно фиг. 273 размеры отклонений у ходовой посадки составляют от — 0,03 до — 0,06 мм, у глухой же,—от-|-0,02 до-j-0,04 мм, так что место а имеет в среднем диаметр 59,955, место b — 60,03 мм. Следовательно, здесь достаточна уже небольшая разница в диа-
* Соответствует ОСТ 34.
176
метре, которая выгодна еще и тем, что она облегчает надевание зубчатого колеса вследствие лучшего направления для втулки.
Если зубчатое колесо расположено снаружи (фиг. 1272 и 1274), а подшипник расположен внутри, то можно применить систему вала (фиг. 1272) и, наоборот, в случае применения системы отверстия (фиг. 1274) необходим уступ.
Пустотелые валы с тонкими стенками, иначе трубчатые валы, вследствие их малого веса и относительно большого момента сопротивления, особенно пригодны для передач с большими расстояниями между отдельными опорами. Иногда пустотелые валы применяются в тех случаях, когда оии получают усилия от проходящего сквозь иих сплошного вала или, наоборот, передают их ему. Оба вала могут быть соединены муфтой; выключением муфты один из них, например, пустотелый вал, может быть остановлен. У водяных турбин пустотелые валы из чугуна или стального литья встречаются в качестве валов рабочих колес, в то время как соответствующие пяты поддерживаются при помощи неподвижных расположенных'в них стояков (фиг. 1587). Вертикальные турбины 'Эшера, Висса и К0 на Ниагарском водопаде имеют пустотелые валы исключительных размеров, которые при 250 об/мин передают 5500 л. с. Вал e д
длиной в 35 м состоит из трех труб из железных '____
листов — с диаметром в 1 м и толщиной-стенки в 10 мм, • 1 i -В
между которыми включены короткие куски массивных валов диаметром в 280 мм, служащие для направле-
Фиг. 1275.
ния в подшипниках.
От передвижений в продольном направлении оси и валы предохраняют при помощи заплечиков или надеваемых на вал установочных колец. При этом для сохранения возможности удлинения при колебаниях температуры, валы"должны быть закреплены только в одном месте, например, на приводимом в движение конце или непосредственно возле частей, весьма чувствительных к сдвигам, как то у конических колес или фрикционных муфт. В остальных подшипниках они, напротив, должны иметь возможность скользить в продольном направлении. Если
не принять во внимание возможность удлинения, то возникают весьма значительные продольные усилия. Если принять, что стальной вал (фиг. 1275) при известной температуре лежит на обоих вкладышах у а и А, то При дальнейшем нагревании
хотя на бы 10’ он удлинится на e~gQyQ
его длины, и, если он не выгнется или если
подшипники не подадутся, то, согласно формуле (13), вал подвергнется сжимающему в 2 100 000 „
напряжению Д° аа~у = g qq =262 кг)см2, что, например, при диаметре в 100 мм или поперечном сеченин 78,5 см2, вызовет давление свыше 20000кг. У очень длинных валов следует устраивать компенсационные муфты илн другие соответствующие приспособления.
Фог. 1275. Цельное ycw-
Фиг. 1277 Разъемное уста-
новочное кольцо.
новочное кольцо.
Фиг. 1278. Установочное кольцо с втулкой.
Заплечики, составляющие одно целое с валом, применяются повсюду в тех случаях, где очи не составляют помехи для надевания цельных шкивов или иных частей и где они не представляют больших конструктивных затруднений, как например, во многих тяжелых ступенчатых осях и валах. Они, однако, дороги, если приходится стачивать большое количество материала, или если их делать путем
12 Ретшер. Детали машин, г. п« 177
наваривания колец или высаживанием. На гладкие валы заплечики надеваются в нагретом состоянии, в случае же наличия продольных усилий средней величины лучше заменять их установочными кольцами. Фиг. 1276 показывает цельное установочное кольцо, фиг. 1277, — разъемное; оба закрепляются на валах винтами с потайными головками и закаленными концами. У подшипников с масляной камерой, где большие диаметры обыкновенных колец часто очень неуднобы, применяют установочные кольца с втулками (фиг. 1278), которые устанавливают так, чтобы они упирались во вкладыш торцевой поверхностью втулки с меньшей площадью.
Смазывание трущихся поверхностей установочных колец может быть удовлетворительно обеспечено из соседних подшипников. Следует озаботиться улавливанием отбрасываемого масла. Так, например, для обратного отвода обильно расходуемого при кольцевой смазке масла служит находящийся в масляной камере отбрасывающий край установочного кольца с втулкой (фиг. 1278).
У всех осей и валов в целях их выверки должна быть по крайней мере одна более или менее длинная цилиндрическая поверхность, которая позволила бы поставить уровень; в виде исключения для этой цели могут служить более длинные цапфы или одинаковых диаметров заплечики.
В. ИЗГОТОВЛЕНИЕ И ОБРАБОТКА ОСЕЙ И ВАЛОВ л
Тяжелые оси и валы* предварительно отковываются, а затем подвергаются обработке на токарных или шлифовальных станках до придания им точного размера. Ходовые трансмиссионные валы после прокатки тщательно выпрямляют, точно обтачивают, полируют или шлифуют; некоторые фирмы еще уплотняют и сглаживают поверхность валов путем протягивания или холодной прокатки под сильным давлением. Эти тянутые и „наклепанные** валы_обнаруживают большие отклонения в отношении диаметра и часто находятся под действием значительных внутренних напряжений, которые при прострагивании шпоночных канавок легко искривляют валы [XVIII, 11]. Лучше всего в)все избегать повреждений их поверхности, а втулки шкивов или колес закреплять при помощи фрикционных шпонок или зажимных соединений. Впрочем, и прочие валы искривляются часто после прострагивания канавок. Если этого желают избежать, то рекомендуется делать канавки до того, как будет снята последняя стружка, или до шлифовки.
Г. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА
Приведенный выше расчет осей и валов исходит из изгибаюпХего и крутя щего моментов Мь и Md. а также из приведенного момента М{. Определение их может производиться аналитически иди графически. В простых случаях предпочтителен первый способ; в сложных случаях
второй способ нагляднее. Проведение этого способа в дальнейшем на простых задачах имеет целью пояснить его применение и наглядно изобразить действующие моменты. Следует вообще заметить, что в случаях, когда действуют сосредоточенные силы, наибольшие моменты лежат под точками приложения сил.
Фиг. 1279. К примеру I. так что достаточно рассмотреть только соответствующие поперечные сечения.
Пример 1. Ось на двух опорах А и В (фиг. 1279), работающая на изгиб под действием расположенных’ в одной плоскости сосредоточенных сил Р1г
При а н а л ит и ч е с ко м расчете определяем сначала опорные реакции А и В из уравнения моментов относительно обеих опор:
Л./=Р1.^ + Ра.^4----
Л = .
d Р| ' । Рг * °я । , ,
178
Отсюда получаем изгибающие 'моменты, действующие в точках приложения отдельных сил, например, под
Mi = А • alf под Р9:
M2 = A-a2 — Pi(a2 — a1).
Пример 2. Произведем графический расчет для числовых значений, указанных на фиг. 1280. При построении многоугольника сил а внешние силы Pt и Р9 проведем в известном порядке, например, начиная слева, одну за другой в каком-нибудь масштабе. Выбрав любое полюсное расстояние Н, проведем полюсные лучи. Отрезки линий,параллельных полюсным лучам,заключенные между соответствующими силами, образуют веревочный многоугольник AiCiDiBiAv Стороны веревочного многоугольника должны пересекаться на линиях тех сил, которые в силовом многоугольнике замыкаются параллельными полюсными лучами. Линия в многоугольнике сил, параллельная замыкающей линии АГВГ отсечет на линии сил опорные реакции
Фиг. 1280. К примеру 2. Масштаб длин 1 см = 30 см; масштаб сил 1 см = 600 кг.
А и В. Порядок расположения сил на балке Pv Р2, В, А должен быть таким же и в многоугольнике сил; отсюда В = 625 кг и Д = 875 кг. Изгибающие моменты будут измеряться произведениями из ординат веревочного многоугольника („площади моментов") на полюсное расстояние, причем один из отрезков измеряется в' масштабе сил, а другой—в масштабе длин. Так как на фиг. 1280 1 см соответствует 30 см и 600 кг, то масштаб длин т{ = 30 см/см и масштаб сил /пл = 600 кг/см, следовательно, момент, действующий в Ct точке приложения силы Pit равен:
. МЬ1 = С\С2 -Н-гщ- т*= 1,46 • 1,67 • 30 • 600 = 43 800 кгсм.
Н • /п, mk = тп = 1,67 • 30 • 600= 30000 кгсм[см называется масштабом моментов и служит для непосредственного определения моментов по ординатам площади моментов.
Равномерное распределение нагрузки на большем протяжении, как это бывает в местах расположения подшипников или втулок, понижает напряжение, что можно учесть округлением площади моментов внутри соответственного предела по параболе, как это показано на эскизе f (фиг. 1280).
12*
79
Форма Оси равного сопротивления легко получается из площади моментов. Для любого сечения внутри отрезка АС, на расстоянии х от левой опоры, момент Af = А • х. Если, следовательно, напряжение на изгиб во всех поперечных сечениях должно быть одинаковым, т. е.:
kb = = const,
то
10
где г обозначает радиус поперечного сечения в рассматриваемом месте.
Путем преобразования получаем:
г9 = 1,25-—£—• х = С- х, (416)
уравнение кубической параболы, вершина которой лежит при х = 0, под А. Это имеет место для всех отрезков оси, на которых площадь моментов ограничена прямой линией. Таким образом, форма равного сопротивления для отрезков вала DB и CD определяется кубическими параболами, ординаты которых для ясности нанесены на фиг. 1280 в двойном масштабе, и вершины которых лежат под и Е„ точки пересечения QDj и AXBV Для вычерчивания очертания оси необходимо только рассчитать диаметры для С и D. Если затем разделить оси парабол между С или D и их вершинами на пять или десять равных частей, то дальнейшие точки очертания оси легко “ ' " “
ПО
х = 0,1 d'= 0,46d
0.2
0,59d
0,3 0,4
0,67d 0,74d
X v
0,5 0,6
0,73d 0,84d
0,7
0,89d
0.8
0,93d
0,9 0,97a
1.0
Id
При допускаемом напряжении для мягкой литой стали в. сл^м- переменной нагрузки Ль = 400 кг/см* диаметр оси в точке С получим ш^ормулы: '***•
Гс=!^ = ^ = ^ = 109^
ИГ с 32 k 400 w. .
dc = 10,4 см;
в точке Di
гиг _ _ 31 250 _7Q.T rju3
"400----CM ’
dD = 9,3 см.
Для того чтобы вычертить форму равного сопротивления между левой опорой и силой делят отрезок Д3С8 на пять равных частей Д3, 1, 2, 3, 4, С8, откладывают в С3 rfc=10,4 см и находят соответствующие точкам 1 — 4 диаметры:
dj = 0,59 dc = 6,14 см, соотв. х = 0,2 • Л3С9
d2 = 0,74 d( = ,70 „ „ х = 0,4 АйСа
d3 = 0,84 dc = 8,74 „ „ х = 0,6 /3С3
dt = 0,93 dc= 9,67 . . х = 0,8 ИаС3
Цапфа опоры А. Опорная реакция Д=875 кг. При удельном давлении р=2.Ькг1см? проекция поверхности цапфы составит:
, , . А 875 \
fi — ii’di — — — "гу — 35 см
180
Фиг. 1281. Чертеж оси, рассчитанной в примере 2.
и по формуле (329), которая здесь применима, так как расчет на прочность, как я расчет на смятие производится по одной и той же силе, получаем отношение:
А = = 4W =]79,
rfi у Ьр |/ 5 • 25
Путем перемножения обоих равенств получаем 7^ = 35 • 1,79 = 62,65 см9, ^ = 7,9 см\
. Л 35 ЛА
‘^ = Т,=ТУ=*‘\СЯ-
Цапфа опоры В. Опорная реакция В = 625 кг.
> /а = /а-^ = ^ = 62255=25
4 = 1,79; & = 25 • 1,79 = 44,75 см?, 1а = 6,7 см,
Л *
. 25 о _
— 3,7 см.
о,/
При конструктивном оформлении рассчитанной оси для упрощения обработки па токарном станке параболические очертания заменяют касательными коническими поверхностями, а места, где должны быть насажены колеса, делают цилиндрическими и утолщенными; для установки уровня часть CD также делают цилиндрической. При небольшой разнице, получаемой при расчете обеих цапф, рекомендуется придавать им одинаковые размеры, d = 45, Z = 80 хи, для того чтобы можно было применять одинаковые подшипники (фиг. 1281).
Пример 3. В этом примере (фиг. 1282—1284) приведен расчет вала при действии крутящих моментов и сил, приложенных в различных плоскостях. Вал контрпривода получает движение от ремня, идущего вверх под углом 30°, и передает мощность дальшелри помощи зубчатого колеса D при давлении на зубцы P^lUOi». Расположенм?ЧЦ)азмеры отдельных частей показаны в двух проекциях на фиг. 1282,.
Для получения давления на зубцы Рг = 1140 кг, если пренебречь потерями на трение д подшипниках, трфуется окружное усилие, подлежащее передаче ремнем:
£/=^=21^11 = 365 ^
Можно принять, что равнодействующая обоих натяжений ремня Ра равна утроенному значению окружного усилия, т. "е. округленно Р9=1100 кг, н что она приложена В-центре ременного шкива.
а) Для аналитического расчета моментов определяют сначала опорные реакции в А и В, затем величину моментов в А и D. Для этой цели разлагают силу Ра на горизонтальную слагающую Ра • sin 30° =1100 • 0,500 = 550 кг и на вертикальную слагающую Ра • cos30°= 1100 • 0,866 = 953 кг и выясняют их действие отдельно.
Опорная реакция А: под действием силы Pt пблучаем слагающую
Л, = 1140-^=197 кг. ‘ 145
Под действием силы Р8 • cos 30°
Л', = 953 4?5 = 1С85 кг.
2 145
Под действием, силы Ра • sin 30е
Л"а = 550-1^ = 626 кг, л 1 Л г» 9
181
отсюда
А = У(А\ — -I-(Л%)« = /(1085 — 197)24-626а = 1090 кг.
Опорная реакция В: под действием силы Р,:
120
Д1 = 1140-^ = 943 кг;
1 - 145
Под действием силы Ря cos 30°
20
,5 г = 953 ~ = 132 кг;
140
Фиг. 1282. К примеру 3. Масштаб
длин 1 см = 30 см; масштаб сил 1 см = 300 кг.
Под действием силы Р2 • sin 30°
20
^2 = 550-^ = 76 кг,
140
отсюда
В = V(B, 4- В'2)2 4- (В"а)2 = /(943 4-132)2 4-76’2 = 1080 кг.
Определение приведенного момента в А:
MiA — Р.2 • Да = 1100 • 20 = 22 000 кгсм,
MiA = Pt . = Ц40 • 16 = 18 240 к:см,
1«!
+ ^+(«0^=22j^ +
+ j |/ 22 0003 4- (0,47 • 18 240)3 = 23100 кгсм.
При этом «0 = т4Чг для мягкой литой стали принято равным = 0.47, 1,3 1,3-650
ибо напряжение на изгиб изменяется (в обе стороны), а напряжение на кручение остается постоянным, так_ что для kt можно взять среднее значение, для случаев действия постоянной нагрузки и нагрузки, изменяющейся от нуля до максимума, т. е. 650 кг/см*.
Фиг. 1293. Схема действия сил в примере 3,
Приведенный момент в £):
MiD = В • b1 = 1080 • 25 = 27 000 кгсм, MiD =18 240 кг см;
„ । 2 /-------------- 27000
= 3-Ч + 3-1/ AV + (a0AV) = —з-
27 0003 + (0,47 • 18 240)3 « 27 900 кгсм.
tau
Фиг. 1281. Вал примера 3. М. 1:30.
При этих значениях получаются следующие главные размеры вала (фиг. 1284’ Поп ер ей ное сечение Л:й4 = 400 кг.см2.
Лл3_ ЛУ_ 23100
10 kh 400
= 57,8
гл8;
4^ = 8 33 см, принимаем й?^ = 85 мм.
Отдельные напряжения на изгиб и кручение тогда составят:
Р, • 20 _ 22000 _ U/ 60,3
365 кг [см2,
16 Р, •/?, 1140-16
ж dAa 120,6
= 151 кг[слр.
183
Длина подшипника принята 1= 90 мм.
Удельное ^авл^ние на опорной поверхности: А „о , »
р = 7-2- = Г8?5=14,3 «/«я.
Поперечное сечение Г:
w=^=^=69-8 d°=v>см-
Учитывая канавки для шпонок зубчатого колеса, принято: = 105 мм.
Цапфы В', длина / = 90 мм пусть будет та же, что и у А
При р = 20 кг/см*
. _ В _Ю80_с ~
Лв Р'1 20,9 6 СМ'
и напряжение на изгиб:
32'В ' Т 32-1080.4,5 „ ч
’»=----нл— =------«ч---= 230 кг см >
ь • *тг • а* тс • 63
Вал в месте установки ременного шкива С при длине втулки /=250 мм должен Р2 • / 1100 -25 „. .
иметь момент сопротивления и<= = 2 400 = 34,4 см3, и соответственно
диаметр 7,1 см, из-за канавки для шпонки диаметр должен быть усилен до 75 мм. Средняя часть вала AD выполнена цилиндрической с диаметром в 95 мм.
б) Графическое решение задачи нагляднее (фиг. 1282). Оно позволяет без всяких трудностей получать приведенные моменты для всех поперечных сечений. Давление на зуб Pt дает площадь моментов в виде треугольника AiF1B1 с ординатой под D.
D P = •А = Ц40.120^25 = 23600 кгсм^
11 / 145
Силе Р2 соответствует треугольник С}Е2Ви наибольшая ордината которого изображает момент Р2°2 — 1Ю0 • 20 = 22 000 кгсм.
Графически обе площади можно определить способом, приведенным в I т. на фиг. 30 путем применения вспомогательных диаграмм а и Ь.~ Крутящий момент МЛ = Р^Х = 1140 • 16=18240 кгсм в пределах между ременным шкивом и зубчатым коаесом остается постоянным; плошадь крутйших моментов поэтому ограничена KxLit параллельной А^В^ Постепенное увеличение моментов на опорах соответственно длине втулок изображено на диаграмме наклонными линиями Ц1Х и K\GV Графически' соответствующую крутящему моменту ординату Л1О4=у£| определяют на основании того условия, что
Откладывают Рг и Н в масштабе длин на сторонах любого угла (на боковом чертеже с он для простоты выбран прямым), и Рх в одном направлении с // в масштабе сил. Линия, проведенная через конечную точку Рг параллельно к линии, замыкающей /?, и Н, отсекает на другой стороне угла yD
Для определения приведенных моментов целесообразно сложить сначала изгибающие моменты по правилу паралзелограма, например на чертеже d, действующие в точке Nt моменты Л/6(=АГ1О1 и Mt2 = Nt0., сложены в Ati = NlO9. Если перенесем их на главный чертеж, то получим кривую которая на участках и
Fj?, образована прямыми линиями, а между £2 и F3 будет криволинейной. Следует обратить внимание на то, что плоскости, в которых действуют моменты, различны, как это следует из параллелограмм моментов; полученною кривую, следовательно, надо рассматривать как пространственную площадь моментов, приведенную враще
184
нием в плоскость чертежа. Наконец, при помощи вспомогательного построения находим приведенные моменты:
= у Мъ + + (a0/Md)2.
На сечению
сторонах прямого угла откладываются соответствующие одному и тому же .......- вала величины 7И& и an/Hd = 0,47 Afd. Линия, соединяющая конечные точки, представляет значение корня. Две трети этой длины, сложенные с одной третью ТИ4, дают соответствующие ординаты многоугольника G‘C'K'E'L'F!J'B'G', служащего для вычисления диаметров вала. Поскольку многоугольник ограничен прямыми линиями, а именно между G'C и Г В', то форма равного сопротиьления вала опять-таки будет состоять из кубических парабол.
Пример 4. Различные конструктивные
формы оси барабана тележки электрического крана грузоподъемностью Q = 20000 кг (фиг. 146—148).
Натяжение каната, приложенное к окружности барабана и направленное вертикально вниз, при учете к. п. д. передачи к крюку т)г = = 0,96 составляет:
р___ Q __ 20000 _
Р~ 2^270^6“ 10400
а собственный вес барабана, включая навитый канат, примерно 5С0 кг. Обе силы действуют в одинаковом направлении и могут быть поэтому с достаточной точностью сложены в одну силу Рк = 10900 кг, приложенную посредине длины барабана. Давление на зуб в высшей точке зубчатого колеса Р„ согласно произведенному в гл. 25, с учетом потерь, в барабане и зубчатой передаче, расчету подъемного механизма тележки, равно 4200 кг, вес зубчатого колеса Ое = 500 кг. Собственным весом вала пренебрегаем. Материал— мягкая литая сталь.
Конструкция I (фиг. 1285). Ось закреплена в станине тележки. Барабан вращается на двух втулках Си D вокруг цилиндрической оси, удерживаемой у А и В в раме
тележки, при помощи планок, препятствую- фИГг 1285. Расчет и конструкция оси барабана щих вращению. для тележки, изображенной иа фиг. 146 —148.
Зубчатое колесо заклинено на втулке Ось сделана неподвижной. М. 1:20.
барабана, так что крутящий момент пере-
дается непосредственно на барабан, ось же не подвержена действию крутящего момента и работает лишь на изгиб, производимый давлениями втулок в С и D,
причем нагрузка изменяется от нуля до некоторого максимума.
Для вычисления изгибающих моментов сперва определяют опорные реакции в точках А и В. От Рв и собственного веса С, зубчатого колеса получаются верти-
кальные слагающие
. 67 11,5 _ 10900 • 67 .500 • 11,5 _о.п
А Р»' + 118 + 118 — 6240 кг’
_ B, = Pt-\-Ga — 4 = 109004-500 — 6240 = 5160 кг,
а от давления на зуб Р, — горизонтальные:
. Р.-11.5 4200-11,5
Л*= П8~ =--------П8-----= 410 K*r Bli=P, — Ah = 37QQ кг.
185
После Сложения сил по правилу параллелограма имеем: А = + = /6240’4-410’= 6250 кг,
В = = /5160’ + 3790’ = 6400 кг.
Наибольший изгибающий момент получается в подшипнике D, именно М 1>в = = В • 8,5 = 6400 • 8,5 = 54 400 кгсм, который при kb = 900 кг/см2 дает момент сопротивления:
МЬп 54 400
»!'=т=тоо-=йе"'*-
откуда диаметр оси d = 85 мм. Удельное дав.^Оге' на поверхность рамы тележки шириной в 40 мм составит р = -г—. = z-y-j = 188 кг) см2, что вполне допустимо.
£4 * С 0,0 • тг
Для сравнения со следующими конструкциями в нижней части (фиг. 1285) изображены соответствующие площади моментов и распределение сил, действующихнаось.
Конструкция II (фиг. 1286). Она отличается от конструкции I тем, что барабан закреплен на оси, которая вращается в подшипниках А и В, привинченных к раме тележки, и работает на изгиб в противоположных направлениях. В С и D действуют такие же силы, как и в случае I; опорные реакции при той же длине втулок /=130 мм, что и в фиг. 1285, составят:
у А в вертикальном направлении:
_ Р, 71,5 О.-16 _ 10900 - 71,5 500_- 16 _
Л,— 127 + 127 127 + 127
в горизонтальном направлении:
Ла = ^Ш^ = ^Т57'~ = 530 кг’ Л = 6210 К2>
у В в вертикальном направлении:
Bv = P,-}-Gs — Av = 109004-500 — 6190 = 5210 кг-
в горизонтальном направлении:
ВА = Р, — ЛА = 4200 —530 = 3670 кг, В = 6370 кг.
Наибольший момент и в данном случае получится в точке D, но он на 52% больше, чем в конструкции 1.
MiD = 6370 • 13 = 82 800 кгсм.
Вследствие периодического изменения направления сил напряжение должно быть принято меньшим, поэтому ось получается значительно толще и тяжелее, и вся конструкция, вследствие добавления подшипников, доройсе. При kb = 500 кг 1см2 _ 82800_ jegg смз и соответстВуЮщИй диаметр —119 мм.
Если то же допускаемое напряжение принять и для цапф, то при длине / = = 130 мм, диаметр d получим из соотношения:
W=TS = n = "2705бб3'=82>8 d~95 ММ'
Удельное давление в левом подшипнике составит:
В 6370 е А ', = Г7=адПз = 51’6
Конструкция III (фиг. 1287). Вместо оси применен вал,на котором отдельно закреплены барабан и зубчатое колесо при помощи призматических шпонок, так что вал должен передавать и крутящий момент. При этом напряжение на кручение изменяется от нуля до максимума, а напряжение на изгиб от максимальной поло
186
жительной величины до максимальной отрицательной. Опорные реакции в А и В имеют ту же величину, что и в конструкции II; распределение приложенных к валу сил напротив, как это показывают схема и площади моментов, совсем иное. При радиусе начальной окружности зубчатого колеса # = 680 мм, крутящий момент составляет:
Md = Pt-R = 4200 • 68 = 285 600 кгсм.
Если принять, что крутящий момент на протяжении каждой втулки изменяется пропорционально длине и что он передается барабану поровну в D и С, то мы
Фиг. 1286. Расчет и конструкция вращающейся оси барабана для тележки, изображенной на фиг. 146-148.
Фиг, 1287. Расчет и конструкция вала тележки, изображенной на фнг. 146—148.
получим обозначенную через Afd площадь моментов в виде многоугольника с острой вершиной на стыке между барабаном и зубчатым колесом. Площадь моментов, полученных путем сложения горизонтальных и вертикальных изгибающих моментов, в один результирующий изгибающий момент и площадь моментов, полученных путем сложения последних с. крутящими моментами в один приведенный момент Af„ kb 500. n &
причем принято а0 = = ,, о, л = 0,48, указывают на более неблагоприятные уело-
1,0 1,0 • oUU
вия нагрузки, чем в первых конструкциях. Наибольший приведенный момент получается в поперечном сечении D в левой втулке барабана и достигает 174 400 кгсм, так М 174 400
что при А, = 500 кг/см* W'=-r^ = —— = 349 см9, и диаметр вала равен 153 мм. Ovv
(Кстати упомянем, что наибольший диаметр вала получится даже 172 мм, если, как это во многих случаях практикуется, в формуле приведенного момента пренебречь
187
поправочным коэфициентом Баха, т. е. принйть а0 = 1). Таким образом вал выходит в 2,9 раза тяжелее, чем в конструкции I и, вследствие более сложной формы, значительно дороже.
Весьма опасными являются крутые переходы в местах примыкания цапф, вследствие значительной концентрации напряжений. Можно рекомендовать либо сделауь у левой цшфы постепенный переход посредством закругления, как показано на фиг. 1287, либо вставить цапфу в нагретом состоянии; последняя конструкция часто приценяется у цапф валков, у которых место перехода с одного диаметра на другой находится в подобных же условиях. Сравнение конструкций 1 — III, дающих решение одной и той же аадачи посредством применения неподвижной оси, вращающейся оси и вала, позволяет ясно видеть, каких значительных упрощений и экономии можно достичь правильным конструированием.
III. ГИБКИЕ ВАЛЫ
Гибкие валы, применяемые для приведения в движение переносных инструментов или целых рабочих станков, можно разделить на две группы, проволочных и шарнирных в а л о в,-причем последние называются также сочлененными валами. Валы первой группы в простейшем случае, например валы для приведения в движение легких аппаратов, со-
стоят из гибкой проволоки; валы, служащие для передачи больших мощностей, дела-
Фиг, 1288. Гибкий вал из проволоки круглого сечеиия.
Фиг. 1289. Гибкий вал из проволоки с плоским профилем.
ются из проволоки, навитой по спирали в один или несколько
лежащих друг на друге слоев. При обыкновенной проволоке, помимо напряжений на кручение, возникающих от передаваемого крутящего момента, вследствие искривления возникают также и напряжения на изгиб, сильно сокращающие передаваемый момент, так как они скоро вызывают перебои в вращении проволоки.
Спиральные проволоки составного гибкого вала от крутящего момента, передаваемого ими, работают и на изгиб и на кручение, даже если ось вала и остается прямой. Также и здесь кривизна вала повышает напряжения и уменьшает способность передачи. Лучше, если проволочные витки плотно прилегают друг к другу; тогда нагрузка в направлении свивки, сжимающая витки, может быть значительно повышена. Подобное же влияние оказывает навивка друг на друга многих слоев (фиг. 1288). Наружные слои, состоящие в большинстве случаев из проволоки большего диаметра, имеют прежде всего целью воспринять крутящий момент; внутренние же слои помогают им1 при искривлении вала, который благодаря этому вращается спокойнее и не так бьет.
Во время работы отдельные слои трутся друг о друга и изнашиваются тем сильнее, чем меньше площадь соприкосновения. Проволоки круглого поперечного сечения поэтому менее благоприятны, чем проволоки с удлиненным поперечным сечением (фиг. 1289).
Особо тщательной конструкции требуют концы или головки вала. Проволоки там большей частью спаивают друг с другом и покрывают колпачками или втулками, служащими для соединения с приводимым в движение, или же с ведущим валом при помощи конических или длинных цилиндрическйх направляющих с призматическими шпонками. Для предохранения от износа наружных витков валы одевают кожаными трубками, или заставляют их работать в гибких трубах. Целесообразные размеры гибких валов дает взятая из справочника „НйНе" табл. 127.
Выгоды проволочных валов заключаются в их большой гибкости. Наименьший допускаемый радиус кривизны равен шести- или семикратной толщине. Недостатком является высокая цена и чувствительность к перегрузке или ударной иагрхзке.
В тех случаях, когда не требуется очень большой гибкости, гибкие валы могут.
188
Таблица 127
Диаметры гибких валов
N 200 ЛК 400 800 мы 1250 мм 20С0 м м N Л 200 ® мм 400 мм 800 мм 1250 мм 2000 мм
!/оо Л. С.. . . . 9 8 6 6 5 1 Л. С. . • • 40 35 30 25 15
15 12,5 10 10 8 2 ... 50 45 35 30 20
25 25 15 15 10 3 ... 68 55 45 35 30
*/а » . . . . 30 30 20 20 12,5 4 „ . . — 60 45 40 35
быть заменены шарнирными валами. Так, для приведения в движение салазокS (фиг. 1290) на столе Т фрезерного станка достаточен шарнирный вал G, состоящий 4 из шаровых шарниров Ki и Кч, втулки Н и
Фиг. 1291.Шарнирный вал Клнн-гельгеффера, Гревенбройх.
Фиг. 1292. Сочлененвый вал.
Р и Н соединены друг с другом при помощи шпонки и паза, так что получается раздвижной вал. Стол Т может быть переставляем как по высоте, так и в сторону; W—неподвижно расположенный приводной вал. Для достижения равномерного и спокойного хода важно, чтобы концы вала хорошо направлялись в длинных подшипниках и были параллельны друг другу. Шарниры бывают самых разнообразных конструкций; конструкция Клингельгеффера в Гревенбройхе (фиг. 1291) состоит из двух шаровых цапф Z, удерживаемых при помощи гаек М в муфтах L/; передача силы производится маленькими шариками, лежащими по 6 шт. в дорожках между Z и U.
В качестве гибких валов больших диаметров применяются последовательные ряды универсальных или шаровых шарниров (фиг. 1292), называемых сочлененными валами; последние выполняются различных форм. Здесь также надо иметь в виду, что равномерная передача движения возможна лишь тогда, когда концы вала расположены параллельно друг другу, и что неравномерность хода, приводящая к толчкам и дрожанию во время работы резца, растет по мере увеличения полного отклонения. Особенно вредны острые перегибы на валу; для устранения их сочлененные валы также заключают в оболочки, способные сопротивляться перегибам, или в гибкие трубы. И^рос, конечно, довольно велик.
189
IV. КРИВОШИПЫ И КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ
А. КРИВОШИПЫ
Кривошипы — это соединенные с валами или составляющие с ними одно целое рычаги, которые в кривошипной передаче служат для преобразования поступательного движения поршня двигателя во вращательное, у рабочих же машин и станков, наоборот, для преобразования вращательного движения в прямолинейное или колебательное. Различают: 1) концевые кривошипы, сидящие на конце вала (фиг. 1293), 2) контр кривошипы, соединенные с пальцем концевого
Фиг. 1293. Концевой кривошип.
Фиг. 1294. Контркрнвошип.
кривошипа (фиг. 1294) и 3) колена, сделанные посредине вала (фиг. 1308). Если радиус кривошипа по отношению к диаметру вала очень мал, то кривошипы переходят в эксцентрики.
1. Концевые кривошипы
Кривошип состоит из пальца, плеча (тела) и втулки. На палец кривошипа, имеющий в большинстве случаев цилиндрическую форму, реже шарообразную, надевается шатун. Для пальца требуется материал более высокого качества, чем для других частей кривошипа, кроме того, он должен подвергаться термической обра
Фиг. 1295. Концевой кривошип американского газового двигателя. М 1:50.
Фиг. 1296. Кривошип приближенно равного сопротивления.
ботке и шлифовке, поэтому он обычно изготовляется отдельно, и уже впоследствии соединяется с плечом кривошипа способами, показанными иа фиг. 1140—1144 и 1293, и подробнее описанными в гл. 15, разд. V. Особое внимание следует обратить на то, чтобы ось пальца проходила точно параллельно оси вала; косо сидящие цилиндрические пальцы вообще не могут безукоризненно работать. Чаще всего пальцы впрессовываются или применяется горячая посадка. Некоторые конструктора утолщают палец в месте посадки и достигают таким путем хорошего закругления трущейся поверхности (сравни с пальцем кривошипа коленчатой оси,фиг. 1321). Закрепление при помощи шпонок или болтов при тщательной конической пригонке конца пальца употребляется в тех случаях, когда конструкция головки шатуна или ожидаемый износ требуют легкого освобождения или смены пальца. Эти конструкции
190
не только значительно дороже, но требуют также большей строительной длины и, следовательно, более тяжелых втулок для пальцев кривошипа. Также нелегко сохранить вполне точное расстояние середины пальца от плоскости плеча. Применение на концевых пальцах неподвижных или же отъемных заплечиков зависит от кон
струкции и величины отверстия в головке шатуна, которую иногда приходится проводить через заплечики.
Если плечо кривошипа по сравнению с диаметром вала очень мало, то приходится изготовлять палец из одного целого с плечом или даже с валом (фиг. 1295). Выбор материала для всего изделия в таких случаях *определяется требованиями,
предъявляемыми к пальцу.
Расчет размеров пальцев изложен в гл. 15 разд. IV, А.
Кривошипы для передачи больших усилий выковываются по большей части из литой стали. Теоретически более совершенной форме приблизительно равного сопротивления (фиг. 1296), следует безусловно предпочесть простую форму фиг. 1298, не только
ради простоты изготовления путем Сотки. Даже если часть CD плеча кривошипа (фиг. 1296) обрабатывается путем вращения вокруг оси АВ, то обточка втулки пальца кривошипа требует перестановки последнего на станке, а заштрихованные в боковом виде чертежа части
отковки, но также и вследствие простоты обра-
Фиг. 1298. Ковцевой кривошип водопроводного насоса, изображенного на черт. 1. М. 1:15.
Фиг. 1297. Кривошипный диск.
вызывают потребность в значительной дополнительной ручной работе. Дешевле выходит отливка плеч кривошипа из стали или при малых усилиях из чугуна, причем обработке часто подвергают только втулку и место вставки пальца кривошипа.
Соединение кривошипов с валами при больших усилиях целесообразно производить надеванием в горячем состоянии или впрессовыванием (фиг. 1298). Этим путем достигается лучшая центрировка, чем при заклинивании, что весьма важно для правильности работы пальца кривошипа. При больших и переменных усилиях в плече кривошипа следует применять по меньшей мере две пары тангенциальных шпонок (фиг. 1293). Все упомянутые способы соединения требуют солидных втулок; следует выбирать диаметр D равным примерно 1,8 — 2-кратному диаметру отверстия £У, длину L = 0,8,.. ..1D', во всяком случае больше 0.7D'. Величина натяга для горячей посадки как и для концевых пальцев должна составлять при литой стали
или вязком стальном литье , при чугуне . Средства для обеспечения правильного положения плеч по длине вала при надевании — те же, что н для пальца кривошипа. ,
В целях уменьшения размеров шеек вала и подшипников расстояние а (фиг. 1293) следует делать возможно малым. Если это позволяет шатуи, вычертить который следует в самом невыгодном положении, на втулке следует делать выступ Ь, около которого тело шатуна, в зависимости от величины машины, должно проходить на расстоянии от 5 до 10 мм.
Для уравновешивания вращающихся масс шатунного механизма у быстроходных машин служат противовесы, сделанные за одно целое с плечами кривошипов
191
(фиг. 1324) или насаженные отдельно (фиг. 1323). Удобно помещать и приливать их к кривошипным дискам (фиг. 1297), обработка которых легка и проста.
Фиг. 1293 изображает полностью обработанный железный кривошип для водопроводного насоса (черт. I). Главные размеры кривошипа опре.-елены рассчитанным на стр. 69 пальцем кривошипа диаметром 140 мм и длиной 180 мм, шейки и пальца вала диаметром 250 мм и длиной в 360 мм, расстоянием между срединами обоих а = 435 мм (см. стр. 72) и ход)м поршня машины 800 мм. Конструкция подшипника (фиг. 1583) определяет далее расстояние от края маслоотражателя до упорной плоскости подшипника вала, вследствие чего для толщины плеча остается 150 мм, что достаточно для горячей посадки пальца. Для того чтобы получить достаточную длину и для посадки конца вала, втулка выпущена над поверхностью плеча на b = 25 мм. В боковом виде выбран возможно более простой контур с диаметрами, равными примерно двойному диаметру отверстия. Между втулкой и валом ставится предохранительная шпилька А (фиг. 1298); положение пальца кривошипа представляется достаточно обеспеченным, благодаря горячей посадке. ,В рассматриваемом случае
Фиг. 1299. Рукоятка для одного рабочего. М. 1: (0.
Фог. 1300. Рукоятка для двух рабочих. М. 1:10.
воспринимаются только слабые крутящие моменты, возникающие от трения во вкладыше подшипника шатуна. Если требуется передавать большие крутящие моменты, образуемые, например, контркривошипами, то применяют предохранительные шпильки TajpKe и на пальце кривошипа, либо прогоняют штифт или клин поперек пальца (фиг. 1294). Для того , чтобы закрытую головку шатуна (фиг. 1257) можно было внять в сторону, палец кривонТипа снабжен отъемной концевой шайбой, несущей на себе трубку центробежной масленки.
Фиг. 12J9 изображает рукоятку строительной лебедки для одного, а фиг. 1300 — для двух рабочих. На фиг. 12J9 стержень рукоятки приклепан к плечу кривошипа; на фиг. 1300 рукоятка выгнута из одного куска литой стали. Чтобы было удобно держать рукоятку, на стержень надевают газовую или деревянную трубку. Усилие рабочего, который должен стоя:ь таким образом, чтобы в наивысшем положении рукоятки он толкал ее от себя, может быть принято в 20 кг, а для продолжительной работы в 15 кг, окружная скорость — в 0,8 м!сек. Важно придерживаться высоты расположения вала над полом от I до 1,1 м. При помощи четырехгранной головки плечо рукоятки захватывает вал, который делают диаметром в 30 и 40 мм, если рукоятка сидит непосредственно у подшипника; если же, напротив, для смены или выключения передачи он делается передвижным, и благодаря этому силы действуют на большем плече, то вал надо усилить до 35 и 45 мм. Съемные рукоятки пригоняются к четырехгранной головке с посадкой скольжения 3-го класса точности. Стержни рукояток недостаточно прочны, чтобы противодействовать центробежной силе, которая при больших окружных скоростях, возникающих при неосторожном спускании груза, стремится согнуть их. Они легко становятся опасными для окружающих; Помочь этому можно, применяя безопасные рукоятки с защелками, останавливающимисяся при спуске.
192
2. Расчет концевых кривошипов
Расчет плеч кривошипов на прочность приводит большей частью к малым напряжениям. Он дает, однако, хороший пример расчета на сложное сопротивление и поэтому будет проведен для фиг. 1301 и 1302, для поперечных сечений /, И и III как в мертвом положении, так и после поворота на 90°, причем в основу положены усилия, возникающие в машине, изображенной на черт. I.
Пример 5. В мертвой точке действует сумма давлений в паровом и водяном цилиндрах, составляющая на стороне высокого; давления P0 — Pd J-Pp = 16 900-|--1-3700 = 20600 кг-, для второго положения примем наибольшее давление пара в цилиндре низкого давления Pd — 17 400 кг, так как конструкция парового насоса позво-
ляет использовать машину в качестве двигателя. Силы, приложенные к пальцу кривошипа в разных положениях, определены точнее на фиг. 1112 и 1113.
А. Мертвое положение кривошипа (фиг. 1301). Поперечное сечение / под действием силы Рп ''Подвергается напряжениям на сжатие и изгиб:
Фиг. 1301. К расчету кривошипа водопроводной машины, приведенной па черт. 1. Мертвое положение. М. 1:20.
Ро 20600 „
= Л =25Й5 =М кг1см -
Р{,-е 6 ’20600- 16,5 осо , 9
”• = ~W~ =----25-15’ = 363
Наибольшее напряжение на растяжение будет на стороне, обращенной к подшипнику, — ad = 308 кг/см2, наибольшее напряжение на сжатие на противоположной стороне =
= 418 кг/СЛр.
Расчет большего поперечного сечения // становится излишним, так как, вследствие совершенно акого же действия сил, как и в сечении I, в нем должны возникать меньшие напряжения.
Поперечное с е ч е'н и е III. Если принять, что сжимающее усилие внутренней поверхности втулки передается непосредственно на вал, то можно считать, что поперечное сечение III подвергается только действию изгибающего момента. Кроме того, возникает еще вопрос, получатся ли при этом максимально возможные напряжения на изгиб, ибо более или менее тесная связь между валом и втулкой кривошипа препятствует свободной деформации втулки.
Расстояние центра тяжести:
_5,1 -2,5- 1,25 11,6 • 15 -10-1-1,5 -1,5 -18,25 _
А’-' '5,1.2,54-11,6.15-1-1,5.1,5 ~^рсм.
Момент инерции:
J = 2 Г4-5,1 • 2,5 - 8,252 -I- 153 4-11,6-15 - 0,52+
у* 11 &
-г 1,51‘91,59 + 1,5 • 1,5 • 8,752] =8720 см2-.
1 I
Напряжение на изгиб:
Р0’/’Х 20600’16’9,5 ___ , ,
— =------“Я7ОО-----= 360
Вследствие случайного равенства расстояний центра тяжести х от обеих торцевых поверхностей, напряжение на изгиб имеет на передней н задней сторонах одно п то же значение.
13 Геттер. Детали мпшйп, S..JI, 193
К этому присоединяются еще напряжения, возникающие прй горячей посадке, которые уже при относительном натяге только близки к пределу теку чести мягкой литой стали.
Если через q обозначим давление от горячей посадки втулки кривошипа в KtlcM*,at и «а—коэфициенты удлинения материала вала и кривошипа в сиР/кг;
z
df—внутренний и </„ — наружный диаметр втулки в см, --величину относительного
натяга, то
п_г_ ______________d?-d?_____________
4 df ’ o,7 . a. (rf?-rf?) + aa(l,3 + Wd*} •
<417)
Это выражение упрощается в том случае, когда вал и кривошип делают из материалов с одинаковым коэфициентом удлинения, следовательно, когда a9==^.
Фнг. 1302. К расчету кривошипа водопроводного H.icoca, изображенного на черт. 1. Среднее положение.
z d* — d? а = — • —------—
* df
(418)
На внутренней поверхности отверстия-втулки образуется наибольшее касательное натяжение, действующее на растяжение:
0 = л . 1-3<Л + О,7^
4 d* — d/ ’
(419)
z сительном натяге -т-
d.
1
1000 и °*
а на поверхности вала — на сжатие, равное = = 0,79 -<7. Эти формулы нетрудно вывести из формул (491) — (493) для напряжений в цилиндрах, усиленных при помощи стяжных колец.
Применяя выведенные формулц, к рассматриваемому примеру, будем иметь ври отно*
= “2== 2100000 С^1кг''
z d?—d? 1
q~ df' 2^ df ~ 10U0
2 100 000 (4 8! — 24,82)
2 • 482
= 770 кг1см\
l,3<V + 0W 77n 1,3-48-2+ 0,7-24,8* ,
~--------------770 ----48--24.S3-------1560
= 0,79 • q = 0,79 • 770 = 609 кг!см?.
Учитывая упомянутую выше ненадежность определения действительны» напряжений, получающихся от изгиба, мы их с напряжениями, возникшими при горячей посадке, не суммировали.
Б. Среднее положение кривошипа (фиг. 1202). Приложенная к пальцу Р кривошипа наклонная сила разлагается на перпендикулярную к радиусу кри-
вошипа касательную силу Pd и на радиальную, направленную наружу, силу
Р •Х'гЬ'^Р • 2?- = —?,
где 7? — радиус кривошипа и L—длина шатуна. Они вызывают следующие напряжения:
191
В поперечном сечении Z В KtjCM* В поперечном сс-енил 11 в кг ем*
а) Касательная сида 17*00 кг*. -вдоль ркпк сторон — напряжение ш зьгяб , -g 6*17400-9 СТ ' = • — в — — 103 146
посредине длинных сторон — на-' пряжение иа «ручеане * b/iL- 15 • 253 _ Q . Рл е _ 9-17400- 16,5 4 2 b1^ 2-15S-25 = 230 179
посредине длинных сторон — на-пряжение на срез ....... а: 3 Р* 3-17400 \5 2 bht 2-15-25“ 70 - 55
Ъ) Радиальная сила —— = 3480 «г: ждояъллинных сторон—напряжение >иа изгиб ...... .... .равномерно распределенное по всему и<>11е|*ечпому сечению — напряжение на .растяжение ,,_^'Pd-e 6-3480- 16,5 Ъ-hfb» 25- 153 348) 5 = £ = д'] ’ 15-25 ' = 61 43 7.2 1
имеем параболы с наибольшими значениями в се-Если в отдельных точках контура все нормальные напряжения в одно все касательные напряжения
Отдельные значения напряжений невелики и безусловно допустимы. Чтобы дать наглядную картину наибольших возникающих напряжений в поперечном сечении II, обращенной к пальцу кривошипа, нанесены напряжения у длинной стороны на фиг. 1303. Из диаграмм для отдельных напряжений имеем для а/ два накрест расположенных треугольника, в то время как и ае одинаковы для всех вол >кон (первое вдо 1Ь дчинпой стороны, а второе — по всему сечению); для напряжений и т, 1 редине стороны, сечения сложить равнодействующее о и в одно равнодействующее т, и затем сложить эти результирующие напряжения по формуле (41) 1 . 2 . / .-----j—
= у 0~ з Г cH-j-4 цхо-гг ,
too гоо ЛЮ
Ф1Т. 1303. Распределение напряжений в поперечном сечении II, показанном иа фиг. 1332.
то получим две перекрещивающиеся линии напряжений в/ и а”, а в их вершине в точке X наибольшее напряжение в 342 кг/слР. Так как нормальные и касательные напряжения и меняются только по величине, то «о . следует принять равным 1.
Пример б. Определить напряжения в ручном кривошипе (фиг. 1299) при давлении на рукоятке Р = 20 кг (такие усилия развивает один рабочий). Исследован будет только важный для приведения вала в движение случай, когда Р действует перпендикулярно к плечу кривошипа, а именно посредине стержня рукоятки длиной в 300 мм\ влиянием поперечных сил при этом пренебрегаем.
Напряжение стержня рукоятки в месте закрепления:
а
32 Р-а^
32 -20-15 к • 1,7а
= 623 кг/см?.
Напряжения на изгиб в поперечном сечении П-.
13*
6-Р-а
6•20 • 3'
2 • 5,5а
105
= 63,5 кг/сл-,
Hi кручение
9 P-c 9 20-16 ' , ,
2 * b • Л- “ 2 ’ 22 • 5,5 — 6о’г:’ Лг/СИ *
Напряжения в материале вала ника, имеющего ширину 50 мм: на изгиб
• 32-Р-е
диаметром 30 мм, в среднем сечении подшип-
32.20-’22 1ДГ , , -----— = 166 кг [см?
на кручение
16-P-R
16-20-35 15О . п
- х.3з = 152 Мем*
1 о _ ‘ __
• 166 + а/1662-h 4 (1,15 • 132)а =- 286' кг\см?,
*5 о
приведенное напряжение О о
Л. „
причем я0= 1 * при изменяющейся нагрузке от нуля до максимума принимается 1,0 Kg
600 1 к
PaBHbIMTJT406=1’15-
Спрашивается, когда центробежная maZ согнет рукоятку? Вызываемые силой Z напряжения не должны достигать предела текучести, который можно принять kfi= 1600 кг!см?. Опасными сечениями являются: место закрепления стержня рукоятки и поперечное сечение плеча — I. Для получения в первом сечении напряжения на изгиб 1600 кг]см^, необходимо, чтобы:
Z'^-=1600
s
или
„ к,- 1,73-1600 _
Z=- 32-15 ^5|'5л"
а в поперечном сечении плеча — 7:
7, k^Wr __4j_2L16PP_267 кг Z =—с ~ 6-16 -2Ь7 К!'
Следовательно, решающим является сопротивление стержня рукоятки, который согнется раньше плеча. Если Z определить по весу самого стержня рукоятки и весу трубки О.,, то получим величину предельной угловой скорости ®.
* - 7 о
0*=4--1’7а-32’ТЖ-=°^^
г 7 Я
O! = i(4’-3’)-30.^=l,3«,
Z
1 Ci
^о>а/?<51,5,
откуда
<о2
Число оборотов, при котором
ш
п — -
51,5 -9,81 „ о
= 'I' 07 ~п .Г-- = 773; ш = 2/,8.
1,87 • 0,3о
рукоятка согнется, составит
30 27,8 • 30 осс
-- — - ----= 265 в минуту.
1%
3. Смазка пальца кривошипа
Легкость обслуживания во время хода
Фиг. 1304—1305. Образование вредных маслимых мешков в пальце кривошипа.
Смазка пальца кривошипа производится при умеренных скоростях из головки шатуна, при помощи слизывателя или масленок особых конструкций, а при больших скоростях — согласно фиг. 1298 при помощи трубки, подводящей масло к оси кривошипа. Масло, вводимое туда из неподвижной масленки, гонится центробежной силой по -Трубке г дальше к пальцу, машины и возможность наружного наблюдения являются большими преимуществами этой конструкции. Для осуществления немедленной смазки пальца при пуске машины весьма важно, чтобы нигде не имелось масляных мешков, как на фиг. 1304 у а, илилри радиальном сверлении в пальце, направленном не наружу, а в сторону вала (фиг. 1305), так как при этом до начала смазывания раньше всего будут наполняться масляные мешки.
Вследствие тока воздуха, образуемого втулкой кривошипа, вращающейся у самого подшипника вала, масло из последнего высасывается и отбрасывается плечом кривошипа. Поэтому рекомендуется устраивать препятствующее разбрызгиванию кольцо с маслоуловителем, как это было указано при изложении конструкции кривошипа (фиг. 1298). Его следует устраивать в тех случаях, когда, как это необходимо у подшипников с кольцевой смазкой, масло требуется отводить обратно в масляное пространство, где во избежание прекращения смазки, количество масла должно быть постоянным.
4. Контркрнвошипы
Контркривошипы (фиг. 1294), применяемые часто для приведения в действие распределительных устройств, ничем существенным не отличаются от концевых кривошипов. В тех случаях, когда они сделаны за одно целое с главным кривошипом, необходимо применять шатуны с открытыми головками. Если же они сделаны отъемными для того, чтобы головку шатуна можно- было снять в сторону, то необходимо надежное соединение их с пальцем кривошипа для достаточного сопротивления возникающим изгибающим и крутящим моментам.
Б. ВАЛЫ С КОНЦЕВЫМИ КРИВОШИПАМИ
или якорей дипамомашин, определению которого посвящены
Фиг 1305. Кривая давления, изгибающие, крутящие и приведенные моменты во время рабочего хода четырехтактного двигателя внутреннего сгорания.
Такие валы могут быть соединены с одним или двумя кривошипами. Наряду с влиянием сидящих на валах ременных или канатных шкивов, маховых колес выводы и примеры на стр. 178, имеет место влияние сил, действующих вдоль шатуна. Собственный вес вала имеет, по большей части, незначительное влияние, и его обычно можно не принимать во внимание.
Относительно сил, действующих вдоль шатуна, следует заметить
следующее. В мертвых точках они вызывают на валу напряжения на изгиб и срез, во всех’остальных положениях— на изгиб, кручение и срез; однако, напряжениями, вызываемыми срезывающими усилиями, можно в большинстве случаев пренебречь. Вообще трудно сказать, при каком положении возникают наибольшие напряжения. На фиг. 1306 нанесены в полярных координатах величины изгибающих, крутящих и приведенных
197
-моментов для разных положений кривошипа. Наибольшее значение соо’гетствует положению к шношана примерно плд углом 20'. Если наполнение исииляет jj%« iOnC, как это инеег место у многих паровых машин, именно в цилиндрах низкого давления, то мож<о ограничиться исследованием вала при среднем голошении кпивошипа, кладя при этом в основание расчета полную сиду давления на поршень. В тех случаях, когда рагзчие машины соединены с двигателями посредством поошневых шгогоз, наябольш ie игглбающие момен ы воз гикают в мертвых точках вследствие суммировшия сил, действующих на поршни.
Дш пред зрительного определения размеров подшипника коренного вала часто принимают силу поршня, действующую на изгиб на плече Н (фиг. 1293). Эти.м самым учитывгетсг одновременное возникновение изгибающих и нрутящих моментов при среднем пот ужении. Н—расстояние от средины пальца кривошипа до средины подшипника нала и может быть п »и нормальных условиях принято равным от 1*3 до 1,4 р ииуса кривошипа /?, если плечо кривошипа прил тает непосредственно к подшглннсу. При этом решающим для размер >в пальца служит удельное давление в подш.гннике, при определении которого, помимо усилий по шатуну, следует прини г ять в расчет еще и вес самаго вала, равно как и сидящих на нем частей, в особенности махового колеса, а также и натяжения ремней и канатов.
В. КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ
Коленчатые валы применяют в трех и многоцилипдровых двигателях, а также в дву цилиндровых в тех случаях, когда концевые кривошипы требуют больших размеров подшипника пни получают слишком большие гпгрузки. Колено вала состоит на шейки, заменяющей палец кривошипа, и боковых щек. Сравнение кинценого кривошипа и колена для одной и той же силы в 10000 кг при приблизительно одинаковых напряжениях дают фиг. 1307 и 1308. В то время kik колено требует двух под НИИ1ИКОВ диаметром 135 мм, при концевом кривошипе нужен только один, но уже диаметром в 200 мм.
©
Фиг. 1307—13С8. Сравнение концевого кривошипа и колена для нагрузки в 10С00 кг, М. 1:2.
Следует обратить внимание на то, что коленчатые валы, имеющие много опор, являются статически неопределимыми и что они весьма чувствительны к изменениям положения своих опор. Если, напри лер, у двухцилиндровой машины с концевыми кривошипами одна половина машины и прилегающий подшипник осядут, что имеет место в рудни шых установках, то косое положение вала может быть легко выправлено прл помощи самоустанавливающихся подшипников или путем соответствующей п,>иго 1ки всадышей. Коленчатый же вал в четырех подшипниках получит в таком случае большое добавочное напряжете. Во многих случаях вследствие подобных оеданий происходят поломки кривошипов. Помочь этому трудно. В Америке на этом основании у двухцилиндровых газовых двигателей даже больших размеров примен нот конц вые кривошипы (фиг. 1295), несмотря на значительно больший вес валов и • необходимость более тяжелых рам. Во всяком случае, простота изготовл ния концевых кривошипов и вдвое меньшее число подшипников частично покрывают больший расход на материал для рамы и вала.
(93
I. Конструкция коленчатых валив
Легкие коленчатые валы гнут из круглой стали (фиг. 1309), обрабатывая только трущиеся поверхности. Этот способ изготовления дешев и применим примерно до диаметра в 100 мм. При больших размерах плечам кривошипов обыкновенно придают сечение прямоугольника; согласно фиг. 1308, их ставят под прямым углом к оси вала и располагают подшипники вплотную к колену, чтобы получить наименьшие расстояния между подшипниками, а также наименьшие диаметры шеек криво* шипев. В этих случаях требуется уже полная обработка вала. Шейкам вала, а в большинстве случаев также и шейкам кривошипов придают для упрощения изготовления как вала, так и подшипников, одинаковый диаметр D, причем, конечно, в выборе диаметра исходят из наиболее напряженной части. Различие нагрузок, приходящихся на отдельные шейки, можно учитывать, изменяя длины вкладышей. Правильное распределение подшипников, выбор ддины шеек и т. д. позволяют при этом достичь одинаково хорошего использования материала..
Фиг. 1309. Гнутый вал. М. 1:10.
Фиг. 1310. Неправильное колено.
Важно, чтобы плечи кривошипов были шире диаметров шеек; шейки, следовательно, следует делать с заплечиками 5 (фиг. 1208). В противоположность этому, конструкция фиг. 1310 неправильна, так как передача усилий и напряжений распространяется на половину окружности шейки — и притом в таком месте, где согласно расчету возникают наибольшие напряжения, которые вследствие концентрации напряжений часто еще значительно возрастают.
Фиг. 1311. Коленчатый вал насоса с коротким ходом поршня (Ридлер-Штумпф).
Толщину плеч s (фиг. 1203) обычно принимают равной от 0,6 до 0,7 D. Вверху и внизу плечи кривошипов ограничивают либо плоскостями, обрабатываемыми строганием, долблением или фрезерованием, либо эакрумяют их по дугам ab и cd окружностей, прозеденных из центров соответствующих шеек, и обрабатывают путем обточки одновременно с шейками. Округление, согласно фиг. 1308b, требует вторичной перестановки вала по оси С. Срезы у А, которые могли бы быть желательными в целях уменьшения веса вала или из-за формы корпусов подшипников или рамы,
199
не должны быть слишком оольшими, так как они вызывают ослабление связи между шейками и плечами кривошипов.
Заплечики (фиг. 1311) дают лучшие переходы от шеек и частей вала к плечам; они уменьшают высасывание и разбрызгивание масла из подшипников, что часто происходит, когда пдечи кривошипов проходят непосредственно у самих подшипников. Заплечики облегчают, даже если они низки, обработку переходных поверхностей, которая должна производиться значительно тщательнее, чем у плеч кривошипов, например при помощи шлифовкич или полировки.
При малых радиусах кривошипов и больших диаметрах шеек с успехом можно применять кривошипные диски (фиг. 1311). Если пространство между двумя соседними коленами недостаточно для подшипника, как, например, у вала четырехцилиндрового паровоза (фиг. 1320 и 1321), то обе шейки соединяют непосредственно косым отрезком вала, обработка которого, однако, весьма затруднительна.
Фиг. 1312. Составной коренной вал судового двигателя.
У очень тяжелых валов сложность и дороговизна обработки и трудность удовлетворительной отковки всех частей приводят к тому, что валы составляют из отдельно заготовленных и окончательно обработанных шеек кривошипов, плеч и прямых частей вала, которые затем соединяются в один готовый вал насаживанием в нагретом состоянии (фиг. 1312 и 1324) (составные валы). Этим создается возможность изготовлять отдельные части из различных материалов, например шейки и валы — из прокованной стали, плечи кривошипов — из более дешевого стального литья. В местах горячей посадки делают тот же диаметр, что и у шеек; применяют, однако, и утолщения (фиг. 1321), необходимые для возможности закругления трущихся поверхностей шеек. Толщину плеча кривошипа $ или, что тоже, длину вставляемой 1312) принимают, по большей части равной 0,6—0,7 D, диаметр бокового контура плеча D'= 1,8,..., 2D. Если оба отверстия в плече — для вала и цапфы колена — приблизятся друг к другу до расстояния 2^0,45 — 0,50D, то в перегородке вследствие суммирования напряжений от горячей посадки возникают недопустимые усилия, приводящие к расшатыванию посадки. Чтобы избежать этого, шейку кривошипа и плечи делают из одного куска, который насаживают на прямые отрезки вала. Для обеспечения правильности положения
в него части цапфы (фиг.
плеч кривошипов на валу в отношении передаваемых крутящих моментов ставят штифты даже и в том случае, когда z больше вышеуказанного предельного значения, причем лучше всего устанавливать их сбоку от оси симметрии, чтобы ограничить влияние концентрации напряжений.
Для экономии в весе и для исследования металла тяжелые валы высверливают примерно на 0,4D. По высверленной части или с помощью зеркала, вводимого в отверстие, можно обнаружить пустоты или иные пороки вала; над вырезанной частью могут быть проделаны испытания материала. .
У двухцилиндровых паровых машин двойного действия ^двухцилиндровых же рабочих машин для пуска в ход, а также для более равномерного распределения крутящих сил, кривошипы устанавливаются под углом в 90°, у трехцилиндровых машин — под углами в 120°. У валов четырехтактных газовых двигателей углы между кривошипами равны 0 или 180°. У машин с уравновешиванием масс по способу Шлика углы кривошипов зависят от величины и распределения масс.
290
Для смазывания шеек кривошипов в коленчатых валах часто используют также центробежную силу, заставляя маслсг капать в желобки, вытачиваемые в плечах кривошипов или дисках, или в специально привинченные отбрасывающие кольца, которые, например, на фиг. 1311 устроены для крайних шеек кривошипов, у дисков 1 и 4. Для смазки средней шейки служит выточенный в третьем кривошипном диске желобок N и отверстие В. Для того чтобы последнее примыкало к окружности собственно масляного желобка ЛАП сперва просверливают со стороны диска 4 широкое отверстие CD и в дне его отверстие В. Затем крепко и плотно ввинчивают пробку S и, наконец, вытачивают в кривошипном диске 3 желобок N и масляный желобок причем часть пробки 5 вырезают.
© '
2. Материалы для коленчатых валов
При выборе материалов для кривошипов и коленчатых валов больше значения следует придавать лучшей вязкости и меньше значения слишком высокому временному сопротивлению материала, ибо в последнем случае одновременно возрастают хрупкость и чувствительность к ударам, избежать которых в работе не всегда удается. Так, например, Германский Ллойд [VI, 5] для судовых коренных валов, а также для уйорных, промежуточных и гребных валов требует сопротивления от 4000 до 4700 кг1см2 при удлинении по меньшей мере в 2О°/о, получаемсйм на измеряемой длине в 200 мм. Образец, подвергающийся испытанию на загиб при круглом поперечном сечеиии и “диаметре d—ЗОмм, или при квадратном поперечном сечении, со стороной квадрата такого же размера, и при радиусе загиба, равном полуторной толщине испытываемого образца, должен выдержать загиб на. 90° без разрыва. Временное сопротивление разрыву может составлять до 5000 кг/см2, если образец при испытании на загиб может быть загнут на 180°.
Для валов быстроходных пароходов, броненосцев и т. д. применяется никелевая сталь с времепныц сопротивлением 6500 кг [см2 и по меньшей мере при 20% удлинения (см. табл. 26).
Ввиду последствий от поломок вала, заключающихся по большей части в разру-
шении других частей, а также вследствие затруднительности смены вала или части
вала, требующей часто длительного времени, при расчете, несмотря на применение
хорошего материала, допускаются умеренные напряжения, близкие к нижним значе-
ниям табл. 2 (в т. I). Надо тщательно устанавливать, имеет ли место переменная нагрузка от нуля до максимума или меняющаяся в обе стороны с переменой знака. Так, например, валы насосов двойного действия напряжены попеременно в обе
стороны и особенно неблагоприятно в мертвых точках вследствие внезапных изме-
нений давления и ударов. Напротив, в двигателях двойного действия с малыми наполнениями нагрузка преимущественно изменяется только от нуля до максимума, так как, хотя силы в обеих мертвых точках направлены и в противоположные стороны, по вал уже повертывается на 180°, так что напряжения на растяжение и сжатие возникают вновь в одних и тех же волокнах.
3. Расчет коленчатых валов
> Фиг. 1314. К приближенному расчету коленчатого вала При расчете одноколен- со многими опорами.
чатых валов на двух подшипни-
ках в основу кладут формулы для прямой балки на двух опорах, пренебрегая, следовательно, коленом, что является еще одним доводом в пользу указанного выше применения умеренных значений допускаемых напряжений. Более подробное исследование такого вала приведено в примере 8. При проектировке коленчатых валов
201
со многими опорами приходится сначала принять размер диаметра яа-гла1» ня» произвести самые грубые приблизительные расчеты. Для этого представляют себе вал разрезанным, согласно фиг. 1314, иа отдельные ста тически определимые отрезки между каждыми двумя подшипниками. Выбирают на-глаз наиболее неблагоприятно нагруженный отрезок и рассчитывают его на изгиб от действия внешних сил и па одновременно действующий крутящий момент, возникающий от других кривошипов. В иных случаях диаметр шейки может дать расчет на наивысшую передаваемую мощность Л' в лошадиных силах, при умеренных напряжениях на кручение,. примерно по фор-
3 7/V
муле (4С9), 1/ —, предусматривающей &d = 209 кг{см2.
Для коренных валов почтовых пароходов допускают Arf = 259'—280' кг) см-, для таковых же у товарных пароходов — 260— 320 кг!см?. Более точный статически неопределимый проверочный расчет производится по эскизам, выполненным в масштабе по размерам, взятым на-глаз или на основании предварительных приближенных расчетов.
Германский Ллойд [XVIII, 12] для коренных валов паровых машип-компаунд с несвешивающимся кривошипом предписывает диаметр вада:
P R n D‘ 02О)
(причем брать следует большее значение),
где р —абсолютное давление в котле в кг! см2,
R —радиус кривошипа в см,
D}— диаметр цилиндра высокого давления]
J D — „ „ низкого „ । в ел.
Aj и п — число цилиндров высокого и низкого давления,
Ci и С —постоянные числа, имеющие следующие значения:
у машин-компаунд с двумя цилиндрами и двумя кривошипами вод углом 90°: V
Cl = 115, если < 3,478 С = 400, если > 3,478, (421а)
у машин-компаунд с тремя цилиндрами и тремя кривошипами под углами 121F: 9/Р 9 Ла
Ci = 10о, если ",-<4,285 С450, если у, > 4,285, (421b)
у машин тройного расширения с тремя различными цилиндрами и тремя кривошипами под.углами 120°;
Гр ГР
Ci = 96, если yr-j < 6,604 С — 634, если у— > 6,604, (422а)
у машин четверного расширения с четырьмя различными цилиндрами в четырьмя кривошипами под углом 90th.
пз гр
С, = 82, если ~< 9,171 С= 752, если £-> 9,171. (422b)
У хорошо уравновешенных машин по соглашению с управлением" Германского Ллойда можно уменьшить полученные по этим формулам диаметры максимум на 4%.
Рассчитанные таким образом валы можно высверлить до 0,4<£ дальнейшее высверливание, ввиду вызываемого им ослабления, должно быть компенсировано соответствующим увеличением наружного диаметра.
Коренные подшипники должны быть придвинуты по возможности ближе к щекам кривошипов.
202
Коренные валы двигателей внутреннего сгорания постоянного давлении рассчитываются по формуле:
d^f/^-Л, (423)
где D—диаметр цилиндра в см,
Л—'постоянное число, которое для двухтактных двигателей простого действия, в зависимости от числа цилиндров, хода пЬршня Н в см и расстояния I от середины до середины подшипников в см, следует выбрать по следующему ряду чисел. При этом наибольшую длину коренного подшипника принимают равной только l,2d.
’Гисло цилиндров 1, 2 и 3 4 5 и б в
A 0,09/74-0,035/. 0,10/74-0,035/. 0,11/74-0,035£ 0,13/7-|-0.035JL
Для четырехтактных двигателей при определении 4 следует брать только половину числа цилиндров; для двигателей двойного действия число цилиндром-следует удваивать.
У двигателей с поршнями, двигающимися в противоположных направлениях (моторы ГОикерса), коэфициент при Н следует удвоить; при последовательном расположении цилиндров (тандем-машины) каждый цилиндр считают в отдельности. В качестве расстояния между подшипниками L служит расстояние между крайними кривошипами одной группы кривошипов, измеренное' от середины до середины подшипников. О размерах промежуточных и винтовых валов см. [XVIII, 12].
4. Изготовление и обработка коленчатых валов
Изготовление гнутых валов по фиг. 1309 производится путем отковки или под прессом ^изготовление в штампах), при этом следует помнить, что в местах искривлений поперечные сечения сильно изменяются. Если желают, чтобы готовый вал повсюду имел круглое поперечное сучение, то необходимо, чтобы откован-
Фис. 1315. К пэготовлеиию ко* всшчлых -вадов.
Фнг. 1316—1317. Изготовление коленчатых валов.
вый прямой вал на'местах искривлений имел утолщения (фиг. 1315), которые при изгибе выравниваются. Для изготовления вала по форме, изображенной на фиг. 4303, сперва отковывают болванку с поперечным сечением, соответствующим боковой грани кривошипа. Путем осаживания и вытягивания частей, которые должны образовать прямые концы вала, получают отковку, показанную на фиг. 1316, из которой при помощи высверливания и выдалбливания части abed получается коленчатый вал. Если несколько колен должны быть расположены под углом друг к другу, то их сначала отковывают в одной плоскости (фиг. 131"), а затем уже смещают друг относительно друга путем перекручивания вала. Для уничтожения возникших напряжений готовый вал нагревают до темнокрасного каления « дают ему медленно остыть.
Обработка цилиндрических поверхностей, а часто также и боковых поверхностей плеч кривошипов, равно кар и вдоль очертаний ab и cd (фиг. 1316) производится Обточкой на токарных станках при установках: по оси вала и оси шеек.
203
Например, фиг. 1317а показывает установку на станке коленчатого вала вместе с насаженными на обоих концах контркривошипами для обточки шейки кривошипа. Плоскости щек кривошипа ас и bd (фиг. 1308) обрабатываются на строгальном или фрезерном станке. При снятии последней стружки целесообразно обработку начинать с шейки кривошипа и затем переходить к местам, лежащим в опорах, так как иначе легко получить искажения.
Специальные станки позволяют производить обработку шеек кривошипа, не прибегая к перестановке вала, благодаря тому, что инструмент, закрепленный в специальном супорте, устанавливается на оси шейки кривошипа и вращается вокруг нее.
Недостатком откованных и обработанных, согласно фиг. 1316, колен является то, что в месте х материал изнутри отковываемой болванки, которая почти бсегда вследствие ликвации (зейгерования) обнаруживает более высокое содержание фосфора и серы, а поэтому п большую хрупкость и чуг. гтвителыюсть
Фиг. 1317а. Обработка колен.
Фиг. 1318. Коленчатая ось паро Фиг. 1319. Выемка
воза. Фрсмоиа.
к ударам, переходит на подвергаемую большим напряжениям поверхность плеча кривошипа. К этому присоединяется еще и то, что волокна материала сохраняют положение, которое они занимали в болванке, следовательно, проходят перпендикулярно к поверхности, а не следуют изгибу колена и потому плохо прокованы. Эти обстоятельства уменьшают сопротивляемость в этом листе, чем и объясняются часто наблюдаемые здесь поломки. К тому же еще вал в этом месте, вследствие смены напряжений, работает в неблагоприятных условиях, так например, в случае, изображенном на фиг. 1328, у вала насоса, приводимого в движение от ременного
шкива, окружное усилие на шкиве создает на правом плече вала крутящий момент, в отношении же примыкающей щеки кривошипа, напротив, изгибающий, т. е. моменты, которые на месте присоединения плеча вследствие замены касательных напряжений нормальными, должны переходить один в другой. Чем круче и чем менее равномерен переход, тем вероятнее образование местных повышений напряжений, могущих привести к поломкам.
У кривошипных дисков французских четырехцилин-
f7JS
Фиг. 1320. Ось паровоза австрийских железных дорог. М. 1:20.
дровых курьерских локомотивов (фиг. 1318) пбеле относительно кратковременной работы обнаружены были трещины у а и Ь, следовательно, близко к оси первоначальной поковки, что вызвало необходимость смены осей. Хороший совет дал Ф рем он: он предложил сделать вырез (фиг. 1319), благодаря которому плохой материал удаляется и одновременно достигается упругое восприятие ударов, а также и лучшая передача усилий лишь только через хорошо прокованный материал. У некоторых коленчатых осей австрийских железных дорог (фиг. 1320) [XVIII, 13] также появились трещины
и щели, которые могут быть отнесены только к неоднородности материала н несовершенству процессов отковки. Витковицкое горно-металлургическое общество делает, поэтому, оси из трех частей, согласно фиг. 1321, так что отдельные части можно хорошо проковать, причем места для горячей посадки получаются длинными. ,Особое внимание уделено тщательному закруглению шеек. Если оси составить
173В-
Фиг. 1321. Ось паровоза конструкции горно металлургического общества в Виткокицах,М. 1 20.
из целого ряда отдельных кусков, — конструкция, часто применяемая в Англии,— то получилось бы девять частей, с малыми длинами посадок, не более 118 мм
в щеках кривошипов, а также малая доступность головок шатуна.
У таких составных валов выполнение отдельных частей не представляет особых
затруднений; при этом, однако, У одноколенчатого вала щеки колена, обработанные полностью, за исключением лишь грубо просверленных отверстий для шейки кривошипа, надеваются иа готовые части вала и зажимаются в точно пригннаных и тщательно выправленных подшипниках А, В и С (фиг. 1322), в правильном по отношению друг к другу положении, для того чтобы место посадки шейки кривошипа можно было окончательно рассверлить длинной, идущей насквозь оправкой 5. Для того чтобы облегчить вставку шейки, изготовленной с необходимой для посадки
необходимо тщательно следить за сборкой частей.
Фиг. 1322. Сборка колена.
расточкой в нагретые плечи, ре-
комендуется одному месту посадки придавать на 1 мм больший диаметр, чем другому. Если вал имеет несколько колен, то после первого составляются части второго, обрабатываются и т. д. [XVIII, 14].
Фиг. 1323 и 1324 представляют два вала газовых двигателей ходом поршня 1100 мм (Машиностроительного акционерного общества в Зигене); в одном случае вал откован из одного целого, в другом он состоит из отдельных частей, насаженных в горячем состоянии. Каждый подшипник смазывается через три масляные канавки, сделанные на валу с округленными краями глубиной в 2 мм и шириной в 16 мм-, шейки кривошипов смазываются при помощи центробежной смазки. Для отвода масла служат кольца, препятствующие разбрызгиванию. Вал и шейки
кривошипов просверлены, маховые колеса закреплены при помощи тангенциальных шпонок, расположенных под углами в 120'. Для уравновешивания щек кривошипов
Фиг. (323. Вал большого газового двигателя конструкции Машиностроительного акционерного общества в Зигене. М. 1: 45.
Фнг. 1324. Составной вал большого газового двигателя конструкции Машиностроительного акционерного общества в Зигене. М. 1:45.
и части шатуна служат в конструкции, показанной на фиг. 1323, особые, привинченные к плечам и закрепленные шпонками противовесы, а на фиг. 1324 — плечи вместе с противовесами отлиты из стали.
Г. ПРИМЕРЫ
Пример 7. Коренной вал машины, изображенной на черт. I. Материал — литая ст1яь. Вес сидящего на оси вала маховика G, = 49Х) кг, собственный вес вала, включая конические колеса, 1400 кг. Вес кривошипов — по 375 кг каждый. Расстояние между срединами подшипников кривошипов 2500 мм. Кривошип цилиндра низкого давления опережает кривошип цилиндра высокого давления на 90°. Действие срезывающих усилий не принимается в расчет.
По .расчету, приведенному в гл. 15, разд. IV, А, 4, диаметр шейки коренного нала был определен в 250 мм и длина ее 360 мм.
Для приблизительного расчета принимаем, как указано выше в разд. Б этой главы, 1,3 R и kb — 600 кг! см* (где kb соответственно нагрузке, изменяющейся от нуля до м жеимума, и с учетом возможных ударов выбрано умеренной величины), при неблагоприятном предположении, что наибольшее давление пара действует еще и при среднем положении кривошипа, получим следующее выражение:
„^*1, „Л-1.3.g _ И400 • 1 3^0 _ 1503
d = 24,9 см.
391
Размерами шейки коренного вала в значительной мере определены также и прочие размеры вала (фиг. 132-5). Свободная часть сделана цилиндрической и на 20 мм толще; в месте, где сидит маховик, вал усилен до 310 мм из-за тангенциальных шпонок, имеющих толщину 20 мм и ширину 65 мм. Все сидящие на валу части должны быть разъемными. При этом конические колеса для распределительных валов должны сидегь в выточках.
Эксцентрик для приведения в движение насоса, питающего котел, сидит на призматической шпонке F. В правом подшипнике вал имеет боковое направление; ввиду возможных удлинений вследствие нагревания, левая шейка с обеих сторон имеет зазор в 0,5 мм.
Поверочный расчет коренного вала иа прочность
А. Аналитический расчет, а) Кривошип цилиндра высокого давлений паровой машины в задней мертвой точке (фиг. 1325). К пальцу кривошипа цилиндра высокого давления приложена сила Ро = 20600 кг; сила, действующая на поршень при среднем положении кривошипа цилиндра низкого давления как это вндно из фиг. 143—145, определяется разностью между давлением в паровом цилиндре 3§50 кг и в водяном цилиндре 3703 кг, следовательно, Р, = 150 кг. В вертикальном направлении действуют веса маховика и коренного вала. Последним можно пренебречь. Так как наибольшие моменты и напряжения должны быть под точками приложения сил, то при проверочном расчете вала следует ограничиться расчетом поперечного сечения /// — посредине подшипника на стороне цилиндра высокого давлениями поперечного сечения 7/ — в средней плоскости махового колеса. —
Поперечное сечение ///. Напряжение на изгиб от суммы давлений в паровом и водяном цилиндрах Ро:
32°ff.<i 32-20 600.43,5 _ол , ,
------i534 K!ICM-
Поперечное сечеиие //. Напряжение на изгиб от силы Р^
, 32Р0-а>Ц2 32 • 206U0 • 43.5
----ЯПТ—----------2P31S---=1И
Напряжение на изгиб от веса махового колеса:
„ 32-G,-l 32-4900.250 .
- < = -------------------------- 105 кг1см*
Напряжение на изгиб от Рр п/_______________ 32 • Р, • а • I
ь п • d3 • 2/
32- 150 - 43,5 , , о
2л-313 1,1 кг/слг-.
Напряжение на кручение от момента Pt • R: 16-Р.-Р 16-150.40 1Л . „
31а--= 1,0 кг/слР.
*dn
Эти отдельные напряжения настолько низки, что даже напряжение, обрйзук)-щееся от совместного действия всех усилий, несомненно ниже, чем то, которое приходится на поперечное сечение ///.
Ь) Поверочный расчет вала машины, работающей как двигатель. Наиболее неблагоприятная нагрузка имеет место при положении кривошипа цилиндра высокого давления в мертвой точке (фиг. 1327) от действия силы Р/ = 14400 кг, в то время как кривошип цилиндра низкого давления расположен вертикально вверх и воспринимает давление поршня Р/ = 12000 кг. На палец кривошипа цилиндра низкого давления в горизонтальном направлении действует поэтому такое же давление,
2СТ
в вертикальном же другое давление, а именно -^- = 2400 кг, усиливающее дсй-ствие собственного веса махового колеса и вала. Наконец, eajf испытывает действие натяжения каната или ремня. Предположим, что диаметр, на котором приложено окружное усилие канатов пли ремня, £> = 4000 мм, т. е. тот же, что и диаметр
тов
Фиг. 1325—1327. Коренной вал машины, изображенной на черт. 1.
Фиг. 1325. Коренной вал. Фиг. 1326. Схема нагрузки и площади моментов, когда машина приводит в действие насос. Фиг. 1327. Схема нагрузки и плошади моментов при использовании машины в качестве двигателя.
маховика машины; тогда среднее окружное усилие U для передачи эффективной мощности Ne = N/ • т) = 313 • 0,86 — 270 э. л. с. будет равно:
75 /V, v
_ 75 • /V, _ 75 • 270
— ® • D^~ 5,24 • 2
=1930 кг.
Учитывая предварительное натяжение, под которым находятся ремень или канаты, давление на вал обычно принимают равным 3 67 ~ 5800 кг. В зависимости
от местных условий, при которых машина работает, направление этой силы будет различным.
Для расчета примем самый неблагоприятный случай, а именно, что сила 3U направлена горизонтально, но противоположно Ph' и Рп', так как в этом случае напряжения, вызываемые этими тремя силами, складываются. (Отсюда получается другая схема, чем при расчете шейки коренного вала.)
Поперечное сечение III посредине подшипника на стороне цилиндра высокого давления. Напряжение на изгиб от Р/ • а:
32- Р„' а 32-14 400.43,5 , й
= „.Л =--------------------= 410 *г/™а-
• <*ш it • 258
Поперечное сечение // по средней плоскости маховика, а) В горизонтальной плоскости напряжение на изгиб от Ph'.
, 22. 32U44OO.4^_1W
__-_h__~
xdsT-2l
2тг-313
°ь
напряжение
на изгиб от Рп':
32 • Р„' • а-1
32.12 000-43,5 й0 , ----2тс,318---= 89 кг/см2;
напряжение
°» К • d’b • 21
на изгиб от натяжения каната:
32-3-U-l 32.5800-250 „
= 124 кг/^з.
Вместе
и они составляют
4тг • ЗР
О4 = а/ 4- а/ 4- а/" = 107 4- 89 4-124 = 320 кг) см2.
Ь) В вертикальной плоскости напряжение на изгиб от веса махового колеса G, о j7 = 105 кг/см2
(см. выше); напряжение на изгиб от Рп':
4- о»" = 18 кг/см2. D
В сумме они дают
Oj2 = 0^ + °ь = 105-f- 18 = 123 кг/см?.
Наконец, действует еще напряжение на кручение:
16 -P„'R_ 16-12000.40 „
т«'—" -.//з — 5Г.318 — 82 Л'г/гл*,.
* -dII
Эти отдельные напряжения значительно ниже, чем в обоих других поперечных сечениях, так что определение полного напряжения излишне;
Поперечное сечение I посредине подшипника на стороне цилиндра низкого давления.
Напряжение на из^иб от Рп' • а.-.
- , 32 Р„’-а 32- 1204)-43,5 ,
’* = =------1725^ = 341
Напряжение на изгиб от -g- • а:
a4" = -i- = 68 кг/см2.
х, О
к • 253
11 [ е тш ер, Детали машин, т. II.
209
Напряжение на кручение от Ря' • R:
1G-P./-P 16-1200-40 к • я • 253
156 кг1см\
После сложения получаем:
о* = V«)3 + = И34Р-|- 68* = 348 кг/см2,
а если аа поправочный коэфициент Баха принять «0=1, ибо наиболее важные напряжения о/ и -л имеют один и тот же’характер и только а/ меняет зна'к, то полное напряжение составит:
0< = 1. 2 1/ at2 4- 4 о0* -* = 4 ’ 348 + 4 \[348'4-4.1». 156» =427 /^см\
О о у о о у
Наибольшее напряжение на срез:
тшаж = -1 yf 02 4- 4 т» = 2 \f3482 + 4 •156* = 233
В. При графическом решении задачи (фиг. 1326 и 1327). влияние собственного веса вала было учтено для того, чтобы наглядно показать, что. по сравнению с другими силами, оно весьма незначительно и может быть отброшено. Если представить себе, что вес, расположенной между двумя подшипниками части вала, равный 1220 кг, равномерно распределен, то между подшипниками получим обыкновенную параболу.' Вес частей, лежащих вне средин подшипников, т. е. обоих пальцев по 90 кг, и кривошипов—по 375 кг, рассматриваются как сосредоточенные силы.
Вычерчивание остальных площадей моментов, по которым, при аа= 1 определены были площади приведенных моментов, не представляет каких-либо особенностей.
Сравнение площадей моментов для машины, работающей как насос и как двигатель, ясно показывает, что вал в первом случае получает большие напряжения в подшипниках, нежели в другом случае, вследствие суммирования в мертвых точках давлений поршней. Наибольший по своей числовой величине момент, хотя и получается в сечении II машины, работающей как двигатель, по, воспринимаемый большим поперечным сечением, вызывает поэтому меньшие напряжения.
Пример 8. Расчет ко щнчатого вала горизонтального насоса двойного действия (фиг. 1328—1330). Диаметр поршня d==90 мм, под, поршня s=180,_ мм, число оборотов п=150 в минуту. Высота всасывания составляет А, = 6 м, высога нагнетания ftd--159.«. Насос приводится в действие при помощи ремня с натяжением в горизонтальном направлении; ременный шкив одновременно служит и маховиком и имеет диаметр D=1000 мм и вес Q = 800 кг.
Наибольшее давление на поршень составляет:
р_____itd2 _я • 92
—~4 10-- 4
6 + 150 _ ю —
992 ~ 1000 кг,
Производимая при одном обороте работа Pi - 2s воспринимается действующим на маховом колесе окружным усилием U на пути it-D, так что теоретически: ‘
P1’2s = U-t-D.
При к. п. д. т; = 0,85 имеем:
. Р,-2 s 2 18
U=—4s— = 1000 • —- --- = 13о кг.
я • D - т; я • 100 • 0,8о
Если принять давление на вал P.t равным 2,5-кратному окружному усилию, то
Р2 = 2,5 £7 ~ 350 кг.
210
& Мертвое положение. Так как в обеих мертвых точках сила Р( меняет свое наир :вление, то для расчета принимается наименее благонрия!ное действие сил, т. е. то, при котором действие натяжения ремня и давления в насосе склады* ваются (фиг. 1329).
Горизонтальные слагающие реакций
опор в подшипниках:
л prb> I р3-^_ 1000-15 , 350 * 15
I Т" I 30 30 Ь7& 2’
= Р, — Р8 — = 1000 — 350 — 675 = — 25 кг.
11*
2Г
В вертикальном направлении вес маховика, равный Q = 800 кг. обусловливает силу:
. Q.^2 800-15
=------ли—= — 400 кг,
действующую вниз, и силу:
Bi = Q — Д = 800 4- 400 = 1200 кг, действующую вверх.
Если, не учитывая колена, рассматривать вал как прямую бздку на двух опорах, то площадями моментов для частей вала и для шейки кривошипа от сил Pt и Р2 явится четырехугольник A1HiBiGl в плоскости кривошипа, а от веса маховика Q — треугольник AtBsGt в перпендикулярной к ней плоскости. Линия A^gBsGj представляет площадь результирующих изгибающих моментов.
Плечо кривошипа CD во всех поперечных сечениях испытывает постоянное напряжение от:
а) крутящего момента:
Л, • а2*= 400 • 9,4 = 3760 кгем;
Ь) изгибающего момента:
Аа • а2 — 675 • 9,4 = 6345 кгем;
кроме того, Л, вызывает изгибающий момент: 7
с) А, -у, который для вала, гдеу = 0, равен нулю, а у шейки кривошипа, где у = г, достигает значения А, • г = 400 • 9 = 3600 кгем.
Плечо кривошипа EF подвержено действию:
а) крутящего момента:
Ая • а3 — 400 • 20,6 — 8240 кгем;
Ь) изгибающего момента:
Aw • а3 — Pi • Cj = 675 • 20,6 —1000 • 5,6 = 8305 кгем,
с) подобно плечу CD действию изгибающего момента Ав-у, наибольшее значение которого у шейки кривошипа:
Д, • г = 400 • 9 = 3600 кгем,-
у плеч кривошипа изгибающие моменты показаны площадями, заштрихованными горизонтальными линиями, крутящие моменты — косой штриховкой; вследствие того, что плечи имеют прямоугольное сечение, оба момента не могут быть заменены одним приведенным моментом.
В. В среднем положении, как показывает фиг. 1330, все части вала испытывают большие напряжения, нежели в мертвой точке.
В горизонтальной плоскости образуемые силами Рг и Р2 моменты, хотя и остаются неизменными, зато действие веса маховика Q усиливается действием р
радиальной, направленной вверх слагающей. Вместо треугольника A^B^G^ на фиг. 1329 имеем четырехугольники А^'Н^В^О^. К этому присоединяются еще крутящие моменты Pj • г= 1000 • 9 = 9000 кгем для части вала FG, соответствующая площадь NORSTU, и Аи' • г=675 • 9=6705 кг/елг для шейки кривошипа, площадь JKLM, При сложении изгибающих и крутящих'моментов следует принять
_Чгъ _ 400 “° 1,3-1,3-6С0 —0,51 ’
так как изгиб производится попеременно в обе стороны, ибо давление на поршень в мертвых точках внезапно изменяет свое направление. Напряжение же на кручение меняется от нуля до максимума, так как передаваемый ременным шкивом крутящий
212
момент, хотя и различен по величине в разных положениях кривошипа, но имеет всегда одно и то же направление. Получающаяся линия приведенных моментов А^'Н^В^и показывает, что поперечное сечение В испытывает наибольшее напряжение от момента М( = 13600 кгсм, равное: '
W ’
32 • 13 600
л • 78
— 404 кг /см2.
Наибольшее опорное давление имеет место в подшипнике В н именно тогда, когда Pt направлено одинаково с давлением, вызываемым ремнем, следовательно, когда кривошип находится внизу.* Тогда давление в горизонтальном направлении составит:
А.а14-Рв(/-!-^) _ ЮОО * 15 + 350 * 45 _1П9, l‘w 1 on ivzo «г,
которое, будучи сложено с вертикальным давлением,
в , = Q^-W-fP^)*^ = 800-45-200*45 I 30 *
Д2ет:
Вп,ах = Ж/)2-т')2 = /Г0258+11003 = 1500 кг, что при длине подшипника /а=14 см приводит к допускаемому еще удельному давлению
В 1500
Р = = — -- = 15,3 кг!см2.
d-l2 7-14
На шейке кривошипа длиной I, = 64 мм удельное давление составляет небольшую величину:
Р, 1000 о о ₽“i“z1 = 7“6;4 =22’3
В среднем положении плечи кривошипа испытывают несколько большее напря-
Р
жсние па изгиб вследствие присоединения еще силы -g-; на плечо CD действуют: а) крутящий момент:
Л,/ • а.2 = Aw • а.2 = 675 • 9,4 — 6345 кгсм,
Ь) изгибающий момент:
/Q-Ь., Р, Ь,\ /800*15 . 1000 15\ о. .7ПП
• y) • в>“(—30~ + -5“ • Зо) ’
с) изгибающий момент Л/ • у, который принимает наибольшее значение у шейки кривошипа, именно
Л,/ • г — Лк • г — 675 • 9 = 6075 кгсм.
На плечо EF действуют:
а) крутящий момент:
Л/ * аа — Р1с1 = 675 • 20,6 — 1000^5,6 = 8305 кгслГ,
Ь) изгибающий момент:
А'-йа —-y-G
pi А \ Pi 5 ’ I Г8 5
800*15 ,1000 15\ ___ 1000 _ . _._п
” 30----‘--5— ’ 39) 20’6---5— ’ 5,6 = 9180 кгсм,
с) изгибающий момент Pt(r—у)— AJ-у, составляющий у шейки нала,где у = О, Р, • r= 1 О ). 9 = 9000 /сесм, а у шейки кривошипа, где у = г, Аш' • г — 675 • 9 = ='6075 кг/см.
Наибольшие напряжения получаются в плече ЕР; вдоль середин длинных сторон
имеем:
9 Мп 9 8305
= ”2Г • ft = Т ‘ 4 J”^8= 203
на длинных сторонах:
,_6М/ _ 6-9180 _ “ h • b* ~ 8 4,8” “
299 кг/слР;
у шейки вала от выведенного в п. с) момента на коротких сторонах:
„ 6М„" 6-9000,-- . _
°» ~~b-h* 4,8-8” 176 1(21 CAi'
У обоих краев кривошипе «/ и о/ суммируются и дают наивысшее напряжение на изгиб, равное ot = 475 кг/см'1. Сложение напряжений от изгиба с напряжениями от кручения следует производить способом,описанным на стр. 195. Получению напряжений, вполне соответствующих расчетам, препятствует наличие прямых частей «ала и шейки кривошипа; однако все же расчет указывает на то, что опасное сечение находится у F, в месте перехода плеча кривошипа к прямой части вала.
V. РАСЧЕТ СТАТИЧЕСКИ НЕОПРЕДЕЛИМЫХ ОСЕЙ И ВАЛОВ
Описываемый в дальнейшем способ предполагает,что формам размеры рассчитываемых частей даны, следовательно, производится только проверочный расчет. При проектировании новых валов следует, исходя из обычно заданных конструкцией машины расстояний между подшипниками, принять диаметр вала наглаз, или определить его сначала приближенным способом, а затем произвести проверочный расчет на основе сделанного в масштабе эскиза и, если нужно, внести изменения.
А. РАСЧЕТ ПРЯМЫХ ОСЕЙ И ВАЛОВ
Если представить себе, что у вала, лежащего в трех подшипниках и нагруженного любыми силами (фиг. 1331), отнята средняя опора, то в этом месте получается прогиб i (фиг. 1332), не допустить который и имеет своим назначением третий подшипник. Реакция опоры в этом подшипнике С должна быть такой величины, чтобы этот прогиб исчез, и вал в этом месте вновь был бы поднят на свою прежнюю высоту (фиг. 1333).
Чтобы определить С, выясним сперва действие, оказываемое на ее месте единицей силы Ро~ 1 кг (фиг. 1314). Образующийся в любом месте на расстоянии х от подшипника А прогиб определяется по формуле (32):
. / М-’ х • dx
—
If х
Сделанное при выводе его предположение, что коэфициент удлинения а неизменен, вер to дтя большинства валов. Исключение составляют только коленчатые валы с чугунными кривошипными дисками или плечами. Следует также заметить, что формула (32), выведенная применительно к балке, закрепленной на одном конце (фиг. 41), может быть применена и для валов, лежащих на двух опорах, так как эти валы можно рассматривать как состоящие из двух балок, закрепленных на одно л конце и имеющих стык в вершине упругой линии.
Вы >ажепие для 3 лепо истолковать с помощью диаграммы моментов А'В'С' (фиг. 1335). Если разделить представленные ординатами изгибающие моменты иа соответствующие моменты инерции и нанести полученные значения, то получим вычер-
1Н
ченную внизу диаграмму для Тогда заштрихованный элемент площади диаграммы
X
М. . „
на расстоянии х от левой опоры дгет величину ^ -ах, а статический момент этого элемента относительно левЬй опоры даст значение ~~ • х • dx. Чтобы определить
, . СМХ • х - dx х л
* — " 1 —-—:----, надо сумму статических моментов, элементов площадей, по-
тт Мх
множить на а. Для этого делят площадь диаграммы на некоторое число не-
больших площадей, представляют себе эти площади как силы, приложенные в их центрах тяжести, и строят соответствующие многоугольник сил и веревочный многоугольник с любым полюсным расстоянием (способ Мора, при кото-
7^
Т?.|гл»*х
ООО-
$.пойнт
по — -fr -Mfr
фиг. ца?
фиг. »зза
КП.
ЯлыцаВь интимное
кяиосм
фиг. >341
фм. 1312
фш. 1313
Фиг. 1331 — 1333. Простейший случай статически неопределим.го вала.
0.4 V
Диазр.&
/оругаямнияизгиба •инфмзнтн. лишь.
Ф У.Л04
У,-М0
Фиг. 1331—1336. Схема нагрузки, пло- Фиг. 1337—1341 Пример 9. Определение статически веопрс-
AL делимой опорной реакции С. Масштаб длин 1s 20*
щаДн моментов и диаграммы — .
Мх
ром диаграмма ~ рассматривается как кривая нагрузки на балку АВ, см. при-мер 9). Веревочный многоугольник дает картину возникающих прогибов; кривая, огибающая его, будет упругой линией или кривой изгиба. Как масштабы длин и сил, так и полюсные расстояния можно выбирать произвольно, так как они не
215
нужны для определения опорных давлений, а должны быть учтены только при вычислении действительного размера прогиба. Их следует выбирать такими, чтобы получались ясные и наглядные изображения, в особенности чтобы получались достаточно большие ординаты линий прогиба.
Пример 9. Исследуем ось (фиг. 1337). Если вместо подшипника С ввести силу Ро=1 кг (фиг. 1338), то соответствующую площадь моментов А', В', С' (фиг. 1340) получим, либо отложив
„ Pn-a-b 1 - 80 - £0
^0шах - t jgQ 40
под точкой приложения Ро и соединив конечную точку С' с А' и В', либо графическим способом, показанном на фиг. 30 (принято Н = Ьсмп 1 кг = 2,5 см). Многоугольник (фиг. 1341), ограниченный линией А''С''В", представляет собою диаграмму М
для Для частей оси, обладающих одинаковым моментом инерции /, например для
цапф А, В и шейки С, диаметром 75 мм, достаточно отложить на вертикали под Ро зпа-Ms
чение и конечную точку С" соединить с А" и В". Эти прямые ограничивают площадь
М
-f- для всех сечений, имеющих одинаковый момент инерции J, ибо Мх от С' по напра-J X
влению к А' и В уменьшается по закону прямой линии до нуля. Подобным же образом определяют отдельные точки границы диаграммы —f- для конических частей оси. Опре-^Х
Л4{
деляют —— для известных диаметров, например для d — 92,5 мм посредине кони-** X
ческих площадей, откладывают это значение под Ро и проводят линии, соединяющие венечную точку с А" и В", до пересечения с ординатами, соответствующими рассматриваемому диаметру, как это показано в правой половине фиг. 1341. В рассмат-Л1 •
риваемом примере достаточно определить - ^та* для пяти рядом расположенных диаметров.
Диаметр в см ° max ,л , В К X
7,5 = 0,258
8,5
9,25 Йт = 0’ш
10,0 40 Аг=°-0815
и.о 7^ = 0,0556
„ Л1Х
Контур площади приводит к разделению ее на отдельные части от 1 до 14 со следующими площадями: /, = 0,029; /2 = 0,189;/3 = 0 306; /4 = 0,348; /Б = 0,263; /6 = 0,410;/т = 0,745;/8 = 0,745; /9 = 0,678; </10= 0,396; /„=0,278; /12=0,161; /13=0,107; /1* = 0,029 см2.
В вычерченном ниже многоугольнике сил (фиг. 1342) с полюсным расстоянием Н=Ъ см данные площади заменены равнозначущими силами, последовательно отложенными одна за другой. Наконец, линии (веревочного многоугольника), параллельные полюсным лучам, пересекаясь с линиями центров тяжести отдельных площадей от
215
/1 До Лобразуют веревочный многоугольник (фиг. 1343), касательный к искомой линии изгиба.
Согласно закону М а к с в е л л а о взаимности деформаций, линия прогиба для нагрузки, находящейся в точке С, является одновременно инфлюэнтной линией для опорного давления С. Она позволяет проследить влияние каких-либо нагрузок на величину С. В применении к фиг. 1344 и 1345 закон гласит: если приложенная в точке С сила Ро=1 (фиг. 1344) вызывает в точке D прогиб yD, то при перемещении силы Ро в точку D (фиг. 1345), хотя и получается иная упругая линия, но в точке С она показывает прогиб yD. (Доказательства см. [1, 2], 3-е издание, стр. 182.) Если вместо Ро = 1 в точке D действует любая сила в Рх кг, то она вызывает в С соответствующий ее величине прогиб, определяемый произведением Pt • yD. По кривой изгиба примера 9 (фиг. 1343) влияние силы приложенной к оси (фиг. 1337), может быть выражено через Р^уц а влияние Р2 через P%-yv Сумма обоих этих влияний уничтожается благодаря введению среднего подшипника и поэтому должна равняться влиянию опорного давления С. Это приводит к
С-у^Р^у, -^Р2-у, или вообще
Фиг. 1344—1345. К объяснению закона Максвелла.
откуда опорная реакция
С =
(424)
Если сила приложена за дпорами А и В (фиг. 1344), то следует брать вертикальное расстояние уп между продолженной замыкающей линией и касательной п линии изгиба в точке В и вставлять его в формулу (424) с отрицательным знаком.
Величины yt, у2, ус, уп называются коэ ф и цие нт а м и влияния (инфлу-энтными множителями). Для примера 9 (фиг. 1337) получаются следующие значения:
уг = 1,04; у2 — 0,89; уе = 1,38 см, и поэтому
с= =.2500._1.04 +1800 - 0,89 = 3050
Л 1,38
Если С известно, то А и В получаются из уравнений моментов:
А • 160 — 2500 - ПО-]-3050 • 80 —1800 • 40 = 0;
А = 644 кг.
В • 160— 1800- 120 + 6050- 80 —2500 - 50 = 0-
В = 606 кг.
Если бы опорная реакция С среднего подшипника, как это во многих случаях практикуется, была вычислена на основании того допущения, что вал в С разрезан и отдельные реакции давления обеих частей сложены, то получили бы:
2500 • 50
80
1800 • 40
80
= 2463 кг,
на 19°/о меньше.
Для валов, расположенных более чем на трех подшипниках, определяют указанным способом линию влияния для каждой статически неопределимой величины. Эти линии дают тогда необходимые для расчета уравнения. Фиг. 1346 показывает вал на четырех опорах. Если представить себе, что опоры С и Р отняты, то можно вычертить линии влияния / и II для двух случаев, когда сила, равная единице, приложена либо в С, либо в Р.
217
Из I следует:
Vi25j
из II:
(423)
где У и у" обозначают ординаты линий влияния, лежащие пол точками' приложения сил. Оба равенства позволяют определить С и D и этим самым произвести даль* нейший расчет вала.
Б. ДЕФОРМАЦИЯ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ
При исследовании коленчатых валов необходимо учесть влияние плеч криво* шипов на деформации. Всевозможные случаи нагрузки можно при ноыощи соответствующих разложений свес।и к двум основным, а именно:
1) когда силы действуют в плоскости колена (плоскости, проходящей через ось шейки колена и ось вала);
2) когда силы направлены перпендикулярно к плоскости колена.
1. Силы действуют в плоскости колена
Приложенная к шейке вала сила Ра (фиг. 1348) вызывает в опорах реакции Ао
Фиг. 1347—1350. Первый основной случай.
Нагрузка коленчатого вала в плоскоеги колена.
Фиг. 1346. К расчету валов
и В9 и заставляет ось принять обозначенную схематически форму A^CDEFS^с сохранением прямых углов в С, D, Е и F. Это очертание образуется вследствие двух родов деформаций от прогибов, испытываемых шейкой кривошипа и прямыми частями вала, и ог искривлений плеч кривошипа. Рассмотрим сперва последние и примем при этом, что шейка колена и прямые части вала абсолютно жестки: тогда во всех шхеречных сечениях одного и того же плеча действует одинаковый изгибающий момент, например на поперечное сечение левого плеча действует момент А/Ы = ЛО а'. Если плечи имеют обычную прямоугольную форму, то во всех поперечных сечениях момент инерции одинаков и они искривляются по дуге окружности радиуса:
с центральным углом Р' = —> как это видно из фиг. 1348. Вследствие этого точка Д, перемещается вверх на величину
8 = р'.а'=:а./?.ф.а'. (428)
А
Это соотношение позволяет выразить влияние плеч кривошипа при помощи
243
эквивалентных величин в диаграмме у*. в самом деле, сравнение формулы (428) с общей формулой (32):
показывает полное совпадение их строения. Вместо х к /т имеем постоянные величины а' и J,, вследствие чего можно написать:
о =а
У*Mxdxw. здесь представляет величину площади диаграммы моментов, например у левого плеч! кривошипа — произведение действующего на него момента /ИМ = ЛО • а' на длину плеча кривошипа/? (см. перспективный эскиз коленчатого вала (фиг. 1349); на эскизе лло.цади моментов нанесены вдоль обоих плеч криьошипа). Их величины, делен-
, Ж,. • R
ные на момент инерции сечения соответствующего плеча д, т. е. величины —, экви-
А
. . Ж. о
валентны некоторым частям площади диаграммы Влияние плеч можно учесть, если
Я
к распределенной нагрузке, изображаемой площадью диаграммы -у2, добавить сосре-
M,.,R M.J?
доточенные силы - ' - и —приложив их в местах расположения плеч кривошипа А А
(фиг. 1350),
Пр рчие деформации — прогибы шеек кривошипа и прямых частей вала, если считать плечи кривошипа жесткими, получаются такими же по величине, как и у прямого вала, который образовался бы в случае передвижения шейки кривошипа до совпадения ее оси с осью вала, так как моменты и напряжения в обоих случаях получатся одинаковыми, если пренебречь незначительным вл. янием распора плеч. Прогиб может быть определен при помоши диаграммы
X на фиг. 1359, заштрихованной вертикальными линиями; он увеличивает смещение опорной точки Zo на S' (фиг. 1348), вследствие чего линии изгиба A0CDEFB0 получает форму, изображенную толстой линией. Исследование и особенности диагргм-
М
1|ы (фиг. 1350) показывают, что пер-
**X
вый основной случай может быть приведен к прямому валу, у которого влияние
Мч • R М, • R
плеч заменено величинами—-—и —. Ввиду малой податливости углов колена, А А
усиливаемых еще прочим примыкающим материалом, рассмотренные выше деформации выходят несколько преувеличенными. Расчет в этом отношении исправляют тем, что длину плеч и шейки кривошипа, а также прямых частей вала берут не полной их величиной (см< Е. Мейер [XVIII, 15]). Однако, так как эта поправка имеет лишь незначительное влияние на величину опорных реакций, то в дальнейших выкладках она опущена. Все же, конечно, может оказаться целесообразным вводить ее при определении действительных деформаций (раздел В).
Пфлейдерер, укатывая на то, что плечи кривошипа являются очень упругими частями, представляет себе каждый из них замененным упругим отрезком вала меньшего диаметра и длины Л/(фиг. 1351), а ось шейки кривошипа — передвинутой до оси вала. РазАтеры выточек должны быть выбраны такими, чтобы прогиб был таким же
Фиг. 1351—1352. За vena плеч кривошипа пыточ-кой (II ф л е й де р е р).
219
самым, каким он получился бы вследствие искривления плеч кривошипа. Левой
;М_ Л4И ..,
выточке на диаграмме —=*- должна соответствовать заштрихованная площадь • Д/, X JX
поэтому часть прогиба 8Ы, вызываемая этой выточкой, должна соответствовать статическому моменту названной площади по отношению к /1():
= °-
а'.
Так как, с другой стороны, как выше было выведено:
Фиг. 1353—1358. Пример 10. Масштаб длин 1: 20.
== « • R • • « й
А то
-ф • Д/ —(429)
Выражение правой части не зависит отД/; если его сделать бесконечно малым, то получим сквозной вал, без колена. Соответствующая диаграм-ма -у-5-изображается треуголь-ником с эквивалентными вели-
п чинами R в точках соот-
ветствующих плечам колена.
Пример 10. Для изображенного на фиг. 1353 коленчатого вала требуется определить величину С.
Изгибающий момент в сечении С, при нагрузке Ро = 1 кг составит:
1 • 80 • 80
---Гб0~'= 40 кгсм-
М
Диаграмма -^(фиг. 1356) Jx
представляет треугольник, так как прямые части вала и шейка кривошипа имеют одина-
ковые диаметры; следователь-
но, имеют и равные моменты инерции. Ес ординаты под Ро-
/^тах ------19— ~ 0,199 кг 'см
Эквивалентная величина для правого плеча кривошипа:
rA А
R Во-Ь' = 20-0,5-32 12 = 3 о72 кг,'см1.
c d* 10 -5s
12
220
Эквивалентная величина для левого плеча кривошипа:
„ Мн R16)- 12 ’20.0,5.48.12 лcnQ „ , ,
Л• 74 =---------. 10.5,-------------------= 4,608 И,'«<
м
Величина отдельных площадей диаграммы (фиг. 1356):
^Х
fl = 0.498; А =л = 1,493; /8 = f6 = 2,4Й8; /4 = 4 = 3,483 кг(см\
Теперь мы можем построить многоугольник сил (фиг. 1357) и веревочный многоугольник (фиг. 1358); из последнего получаем инфлюэнтные множители для точек приложения Ри Р2 и С:
Л = 1,14; у.2 =1,25; Jc = l,47 п поэтому:
%-Р-У 2500.1,14 + 1800.1,25
С --------=--------—=+=----------— = 3470 кг.
Ус 1,47
А = 434 кг; 5 = 396 кг.
Фиг. 1359—1360. Второй основной случай. Нагрузка коленчатого .Р вала перпендикулярна к плоскости колена.
2. Силы действуют перпендикулярно к плоскости кривошипа
Согласно фиг. 1359 в плечах колена к напряжениям на изгиб здесь присоединяются напряжения на кручение, и эти последние, вследствие скручивания плеч, усиливают деформацию вала. Деформации, получаемые вследствие действия изгибающих моментов в шейке колена и в прямых частях вала, определяются по диаграмме =? известным уже способом; деформации от крутящих моментов, действующих па плечах колена, точно так же учитываются при помощи заменяющих величин.
Обозначим скручивание углом <?, последний образуется между осями конечных поперечных сечений плеч (фиг. 1360). Если » обозначает угол закручивания, отнесенный к единице длины, R— радиус кривошипа, то <? = & R, причем 0 для прямоугольного сечения определяется следующей формулой:
где Л4,(— крутящий момент, вызывающий напряжение в плече кривошипа, р — коэфициент сдвига,
с и d—боковые стороны прямоугольного поперечного сечения щек (см. табл. 9, порядковый № 5). *•
•Для того чтобы найти соотношение между деформациями и заменяющими величинами пользуемся величиной смещения 3,., опоры А, которое, согласно фиг. 1360, равно:'
о,. = в • а' = Я • R • а'.
Если снова представить себе вал с выточками согласно фиг. 1351, то
а • —,
-Л!- а‘ = & • R • а'
пли
М
а
(43Э)
21
Эквивалентная величина——рассматриваемая как сосредоточенная нагрузка, может быть включена в диаграмму •
Выше не были учтены показанные на фиг. 1361 малые и большей частью пренебрегаемые прогибы плеч кривошипа 83 и о4, вызываемые напряжением на изгиб, а также скручивание шейки кривошипа, смещающее ось прямой части вала еще на 8,. Так как bih деформации возникают только в колене, причем они сдвигают примыкающую часть вала только параллельно, то исследование следует проводить раздельно. На фиг. 1361 предположено, что вал удерживается и защемлен в подшипнике С. /40 вызывает наряду с уже рассмотренными напряжениями на кручение еще и изгибающие моменты, возрастающие к шейке кривошипа и достигающие там величины А^-1{. Если предположить во всех поперечных сечениях плеч один и тог
Фиг. 1361—1364. Влияние прогиба плеч кривошша и скручивания шейки кривошипа во втором основном случае.
, Л4, л , , • R
же момепт инерции то диаграммы- будут треугольниками со стороной —-р-~ (фиг. 1362) у шейки кривошипа.
Скручивание этой шейки учитывается при помощи заменяющей величины 1 /И
---&' • 4, причем 0' = 32?—при Md = A0-R, есть угол закручивания, отнесен-
ньй к единице длины, а /. —, длина шейки, измеренная между серединами плеч кривошипа. Конечные поперечные сечения шеьки скручены одно по отношению к другому на угол &'•/„, так что 8е = D' • lt • R.
Если снова положить:
а Л. АГ
то в качестве заменяющей величины имеем ^<.Д/=-А-.8'./,, (431)*
М
В ^okobom виде колена (фиг. 1364) оба треугольника диаграмм одинаковой ‘'х
величины покрывают друг друга. Если их величины, а также заменяющие величины о гложи, ь последовательно в многоугольнике сил, полюсное расстояние которого должно быть тем же, что’и у многоугольника сил основнсй диаграммы, то соот-ветстзующ й веревочный многоугольник (фиг. 1363) дает искомые перемещения 8Я, 8, и 8„ на .которые прямые части вала сдвинуты друг относительно друга. На фиг. 1363 f для ясности полюсное расстояние взято очень малым.
Пример 11. Как изменится Снесли рассмотренный в предыдущем примере ко.! ш-чагый вал будет повернут на 90° (фиг. 13С5—1370).
223
Диаграммы моментов и —~ остаются без изменений (фиг. 1357 и 1368), "а
Заменяющая величина’для левого плеча кривошипа:
?.Я Ь" + П 36 21°00ГО 05 13 8*+10’ 20-.
а 3,6 а Во D са ая К 3,0 850000 О*0 4а 5».10> М
= 4j270 к?! см?.
Заменяющая величина для правого плеча кривошипа:
Фиг. 1365—1370. Пример И. Масштаб длил 1:20.
Имея эти величины, можно уже вычертить основной многоугольник сил (фиг. 1369) и соответствующую ему линию влияния, показанную сплошной линией (фиг. 1370).
Определим влияние прогиба плеч кривошипа. Изгибающий момент у плеча кривошипа:
• R — 0,5• 20= 10 кгем.
Крайние ординаты диаграмм нагрузки плеч кривошипа будут:
b^r.
12 -В»-R _ 12 • 10 _ _ . я
d. сз — 5 . юз ~ °»О24 кг/с.и ,
223
а площади:
„ 0,024-20 ,
f — f =--------x----— 0,24 кг/cm2.
&
Влияние закручивания шейки кривошипа диаметром = 8 см, длиной /г = = 114-5 = 16 см'.
=32.JL
а 1 а
Bo-R , _Qn 2 100000 ° 850 U М
п Ч . 9П !
• 16 = 0,983 кг [см2.
f, 0,983 и f отложены последовательно на вспомогательном многоугольнике сил; полюсные лучи, равно как и веревочный многоугольник, вычерчены под боковым видом плеча кривошипа с тем же полюсным расстоянием, что и у основного многоугольника.
Продолжая полюсны?" лучи 2' и 3' до пересечения с осью вала, получаем отдельные значения для 68, 5, и 84.
Под левым плечом кривошипа инфлюэнтная линия спускается на величину (фиг. 1370), а. под правым плечом подымается на 8я4-84, так что со стороны правого плеча она должна сдвинуться на сумму 8' полученных выше прогибов, как это показано на фигуре пунктиром. Новая замыкающая линия приводит к инфлюэнтным множителям
^ = 1,15; _у2=1,23; уе = 1,48, которые дают:
Г £Ру _2500-1,15 4-1800-1,23
С —--------— i А q —• 3440 к 2,
Ус 1.48
Без учета прогиба плеч кривошипа и закручивания шейки кривошипа:
j/=l,13; у2'= 1,17; у/= 1,44;
и
„ 2500-1,13 4-1800.1,17 ,._п
С =-------- '------------= 3430 кг.
1,44
В данном случае, следовательно, влияние прогибов 63 и 64 плеч кривошипа и обозначенного через 8В закручивания шейки кривошипа очень мало.
3. Силы направлены под углом к плоскости кривошипа
Этот случай может быть сведен к двум вышеизложенным основным случаям, если разложить силы на слагающие, направленные в плоскости кривошипа и перпендикулярно к ней. Инфлюэнтные линии в обеих плоскостях дают слагающие опорных реакций, и, следовательно, остальные необходимые для расчета величины.
Иногда бывает, что все внешние силы,
хотя и направлены под углом к плоскости кривошипа, но параллельны друг к другу. Если пренебречь влиянием конечной длины шатунов, такой случай может иметь место, например, у вертикальных рабочих машин, у машин, непосредственно соединенных с динамо и пр. В этих случаях для приближенного решения достаточ-
Фиг. 1371. Влияние нагрузки, направленной под углом к плоскости кривошипа.
ны инфлюэнтные линии, построенные в соответственных плоскостях, так как давления в опорах также должны быть параллельны внешним силам. Линии влияния определяют следующим образом: пусть на фиг. 1371 кривошип стоит под углом <р к плоскости сил. Разложим внешнюю силу Р иа слагающие Р-сое? в плоскости кривошипа и P-sin? перпендикулярно к ней. Если P.cos<? вызывает в любом месте в плоскости кривошипа прогиб 8ь'то в перпенди-
кулярном направлении в рассмотрение принимается только часть З^соэ?, причем можно представить себе, что она вызвана силой, действующей в вертикальной
224
плоскости и равной Р • cos ср • cos ср = Р • cos2<p. В качестве заменяющей величины для одного из плеч кривошипа следует соответственно ввести
Р • Mk‘ cos2?
где Мк — полный изгибающий момент, полученный в месте При соотношениях, показанных на фиг. 1371, например шипа Мк = А а.'.
Слагающая Р-sin ср, перпендикулярная к плоскости
примыкания плеча.
для левого плеча криво-
кривошипа, по своему влиянию соответствует второму основному случаю. Возникающий направленный перпендикулярно к плоскости кривошипа прогиб 82 дает в вертикальном направлении величину о2 • sin у. Тогда угол закручивания плеча шипа можно определить
в любой точке
криво-из:
i> = 3,G р • sin ® • — - -- >
1 d ' сЛ • d3
а заменяющую величину для плеча кривошипа из
—- • 0 • 7? • sin <р, а
4. >ех кг I
Ь'ЬЫ—
фиг. 1373.
Фиг. и:
фиг., 1372
I />,-ги^кт
-----1-5 СМ
W7
а
Фиг. 1372—1375. Пример 12. Масштаб длин 1 : 20.
\CJJi „ <
1V
♦ ‘ г.9И < Мнфлюэнтпая линия для Q
Лалец кривошипа
Г $
и
в
причем для случая, приведенного на фиг. 1371, крутящий момент у левого кривошипа
Md = А • sin ® • а'.
При исследовании влияния прогиба плеч кривошипа и закручивания шейки кривошипа силой Р‘ sin® надо также учитывать только веэтикальную слагающую от 8'= 83 4-8В-ф о4, т. е. 8' • sin ср. •
Пример 12. Пусть вал примера 10 наклонен под углом 45° к плоскости (фиг. 1372—1375).
М
Диаграммы моментов и —А (фиг. 1373) те же, что и в примере 10.
а) Определить влияние Po-cos-p. Заменяющая величина для левого плеча кривошипа :
Р-Мк1 9 12- Р-Во- b" -cos2® 12 • 20 • 0,5 48 • 0.7072 о
--- ». c0s2 ? =------------------- =--------------------= 2,304 Кг!Ъм\
СИЛ
uk C‘d3 10 • 53
Заменяющая величина для правого плеча кривошипа:
Р - Mkr , 12 • 20 • 0,5 • 32 - 0,707а , „
• cos2 ср =-----------------=1,536 KzjcM^
10-58
б) Влияние P0-sin<p. Заменяющая величина для левого плеча кривошипа:
1 8 Z-2 ' (П
-£-.0,-/?.sin? = 3,6-
°-5 - 48 20 - 0'707’- %+Z 2'134
15 Ре г гм е р. Детали цашпн. т. П«
225
Заменяющая величина для правого плеча кривошипа:
Ь »r.R-sln?-3,6. = -0.5 - 32 : 20.0.707*- 5^=1.423
Для вычерчивания кривой изгиба имеем теперь заменяющие нагрузки совместно Д4
с площадью диаграммы —т- (фиг. 1374 и 1375). X
Определим деформацию колена от силы P-sin? вследствие прогиба.плеч кривой ina и скручивания шейки.
в) Влияние прогиба плеч кривошипа у конца его шейки:
Л4„ 12 • Во-Й-sin ? 12 • 0.5 20 • 0,707 , ,
-j-?- ==-----------==----—е—m--------=0,017 кгсм*.
У/ с1-сл 5-Ю3 ’ '
Величина площадей диаграмм нагрузки плеч кривошипа:
z=/,= 0.О17 20. =0>17 кг/£Л
г)-Влияние закручивания шейки кривошипа:
1 ъ, , р Во-Р , ' 2100000 0.5-90 Л_Л_
— • V • I = 32 • — • —2-rj- • sin ? • /, = 32 • Qrn .-7.--—5 - • 0,707 • 16 =
а * « ‘ ‘ 850010 т. • 8‘
= 0,695 кг!см*.
По этим данным вычерчен вспомогательный многоугольник сил и веревочный многоугольник под углом в 45° для определения про<иба S'-sin о в вертикальном направлении, устанавливающею величину смещения кривой изгиба.
Инфлюэнтные множители:
у. = 1,12; Л =1,21; у, = 1,46.
Поэтому;
c=E1P^ = 2JO2JJ2^O^,21_ = 34io
У о М6
В ниже приведенной таблице сопоставлены данные из примеров 10, И и 12 (под литерами с, d и е) с результатами расчета прямых осей одинакового диаметра (80 мм) и одинаковой длины. В случае, приведенном в таблице под литерой а), как эго часто практи <уется, предположено, что ось разрезана на две стати* ески определимые части путем сечения по средней опоре; при этом получились следующие даныые: z
опорные давления в левой половине оси:
А = 250^'-— = 937 кг; С{ = 2500 — 937 = 1563 кг;
oU
напряжение в поперечном сечении под Рр 937- 50 .
50,27~ = 932 KZ!CM t
опорные давления в правой половине оси: в=с __~_=9(ю кг-6U
напряжение в поперечном сечении под Р2: 909-40 _1Й , ,
^“-50.27—'716
С = С; 4- Cr = 1563 + 900 = 2463 кг.
2JS
Точный расчет подобной оси по способу, описанному и примененному в примере 9, привел к значениям, приведенным в т. блице под лит. Ь).
Сравнение результатов псказ вает, что расчет вала путем разложения на ста-
тически определимые части приводит к весьма значительным отклонениймропорнсе давление С на 24,7% меньше, — благо'аря этому получаются малые размеры подшипника и, как следствие, нагревание во время работы, напряжение на изгиб .в;точке С равно нулю, а у то 1ек при южения сил Р, и Р3 несоразмерно высоко. У коленчатого вала при применении одинакового ма штаба построения получились значительно большие инфлюэнтные множители; несмотря на это опорное давление С возросло незначительно, а именно, в случае с) на 6°/о
против случая Ь\ Напряжение на изгиб в подшипнике С зато возрастает значительно и достигает в случае с) F02 кг)см:\ Наряду с этими напряжениями на изгиб вколенчатом валу воз-
никают еще напряжения на кручение как в Фиг. 1376—1377. К приближенному расчету шейке кривошипа, так и в месте споры С, если вала на трех опорах,
образующийся иа кривошипе крутящий момент
должен быть передан через эти места. Благодаря этому полное напряжение в самом неблагоприятном положении возрастает даже до 91 0 кг!см'*.
* Ус А в £ Напряжение иа изгиб вяонеречнем сечении Няиряжемге на крученое Леявое ныкяже-м»» вма в подшипнике С
под под В ПОД-шип-иике С цапфы кривошипа мм в печи ШН1НШ» Ke С
а) Прямая ось дням. 80 мм, рассчитанная путем разложения на две статически определимые части 937 920 2463 932 716 0
Ь) Прямая ось дням. 80 мм, рассчитанная как сгитнческн неопределимая 1,065 534 496 3270 531 395 642
с) Коленчатый вал, нагруженный в плоскости кривошипа (фиг. 13531 1,47 434 396 3470 432 315 802
d) Коленчатый вал, нагруженный перпеидиьуллрно к плоскости кривошипа (фиг. 1265). 1,43 449 411 3440 447 327 778 82 353 970
е) Коленчатый вал, наг ужен ый под углом 45° к плоскости кривошипа (фиг. 1372) . . 1,46 464 426 3410 462 339 754 60 253 856
0 Прямая ось с дням. 80 мм. рассеченная н закрепленная в С (фиг. 1376 и 1?77) . . . 1 — — . — — 458 447 760 1 538' — . — —
Если представить себе, что прямая ось в поперечном сечении С ряэрезана и защемлена, то оба конца можно рассчитать по формулам табл. 5 (т. 1), порядковый № 6. При эточ в зависимости от того, взята ли в основу прав я или левая часть оси, в сечении С получаются два различных значения для изгибающих моментов или напряжений на итиб; однако среднее арифметическое обоих значений довольно бтазео к действительному значению, как это показывают данные под лит. f), а также следующий расчет.
Пример 13. Прямая ось с одинаковым по всей длине диаметром раз-
резана в С и защемлена (фиг. 1376 и 1377).
1 В среднем 61? л-г’гд'3.
15!
227
Момент под Pi
М, = Pl-b'.; <2 (3*. + 2<fl) - 2?Р0/50-3(^- (3.50 + 2 • 30) = 23070 кгсм tv £ • OU**
Pin = ^=23070_ = 458и/г.«С . 4” . ...
Момент защемления у Сг
КЛ РI * * ^1 /ОД Г \ 2500 * 30 * 50 .Л гл г ОЛ\ оо 1ЛЛ
7И0 — —- —L (2^i 4 aJ =--------2^8№-----(2 ’ 50 30) = 38 00 КгСЛ1'
Мп 38100 7СО , „
"ЙГ= - 758 кг'см '
’ ' QQ
32
Момент под Ра-
+ 2о-') =
1800 • 40 • 402 2 • 80s
22500
=х~8Г'
32
(3-40 4-2- 40) = 22 500 кгсм,
447 кг/см2.
. - Мт-
Ь.. w
Момент защемления у С:
М' - - * &Ьг 4- а2) = 180в<4я°; 40 (2-404- 40) --= 27000 кгсм,
2 - 80*„
, М„' 27000 rQ7 , „
о,. - , ' =-----= 537 кгсм2.
4... 8з
32
В. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫХ ДЕФОРМАЦИЙ ВАЛОВ
X
Линии изгиба могут быть также использованы для определения деформаций осей и валов. Если требуется получить прогиб при определенной нагрузке, то вычерчивают площадь моментов и линию изгиба для данных сил способом, изложенным выше, и находят величину прогибов путем определения масштаба ординат линии изгиба, как это показано в примере 14.
Если требуется получить прогиб от действия любых сил в определенной точке, то инфлюэнтпую линию для соответственной гочки можно использовать способом, указанным ниже.
Пример 14. Требуется определить прогиб оси примера 9, если средний подшипник будет удален.
Для решения можно использовать иифлюэнтную линию(фиг. 1343). Из масштаба длин 1 : 20 или 1 см = 20 = т, см, в котором вычерчена ось (фиг. 1337), а также произведено упомянутое вычисление, и из примененного в многоугольнике сил (фиг. 1339) масштаба сил 1 см = 0,4 = т2 кг вытекает масштаб моментов, которым следует измерять ординаты площади моментов (фиг. 1340):
1 см = Н • ni\ т9 = 5 • 20 • 0,4 = 40 кгсм.
Полученные моменты, разделенные на моменты инерции отдельных поперечных * М
сечений, отложены на диаграмме в масштабе 1 сл< = 0,1 —т3 кг/см9; таким образом 1 см2 площади обозначает: •
ш, • nij — 20 0,1 - 2 -- ni, кг! см2 ’ 5
228
Тот же масштаб применен для вычерчивания многоугольника сил (фиг. 1342). В выражении:
о = a
• X • dx
интеграл теперь изображается произведением ординаты у веревочного многоугольника (фиг. 1343) на соответствующее полюсное расстояние 77 = 5 см и на масштабы длин и сил т, и и4:
М
• х • dx —у Н т{- —у • 5 • 20 • 2 ~у 200..
Если еще умножить этот результат па а= см^/кг, то получим мас-
штаб, в котором ордината у дает прогиб:
____1, у . 200 =______-___
2103000 Л 10500 ’
Ординаты две линии изгиба, следовательно, увеличены в 10500 раз. По закону Максвелла, стр. 217, сила в 1 кг, приложенная вместо Pit вызвала бы под С прогиб, . 2500 соответствующий ординате Нагрузка Р1 = 2500 кг вызывает в —।— раз больший прогиб. Поэтому вызываемый силами Р! и Р.2 прогиб в точке С составит:
s = ToW(P1 • = Чо^б" (250° ’1>04 +18001 °'89) = 0)40 СА1'
Такой же веревочный многоугольник может служить также и для определе-
ния угла наклона упругой линии под к валу вне этой точки приложены еще другие силы, то линию изгиба следует вычерчивать особо, вводя все приложенные к валу силы и притом так, чтобы замыкающая линия была горизонтальна. Следующий пример объясняет пересчет графических значений с помощью масштабов.
Пример 15. Требуется определить наклон tg f оси ц пфы в подшипнике Л (фиг. 1337), если вал имеет опоры в точках Ан В, а в С нагружен силой Р' = 500 кг.
Угол ?, который касательная к линии изгиба в точке А и ,и соответствующая сторона веревочного многоугольника (фиг. 1343)
влиянием нагрузки точки С. Если
Фиг. 1378—1379. К расчету миогоопориыхета-тически неопределимых валов.
образует с горизонтальной замыкающей линией, дает наклон при нагрузке в 1 кг в точке С. При действии Р' кг наклон в Р' раз больше. (Как следует поступать, когда замыкающая линия не горизонтальна, показано на фиг. 1380.)
. Фиг. 1343 дает tg <р = 0,46 (значение, которое можно найти также и между верхним и горизонтальным полюсными лучами в миоугольнике сил, фиг. 1342). Так как ординаты (фиг. 1343) нанесены в 10 500-кратном размере, абсциссы же в >/20
действительного размера, то наклон определится из следующего: при Ро = 1 кг'.
. - °-46 •
g7° 20-10 5Q0*
при Р' = 500 кг\
= 0>46,500
tg 7 — 20 • 10 500
= 0,0011.
Следовательно, в круглых 'числах наклон составит: 1 : 900.
229'
Г. СПОСОБ РАСЧЕТА СТАТИЧЕСКИ НЕОПРЕДЕЛИМЫХ МНОГООПОРНЫХ ВАЛОВ
Применительно к примеру 13 средние пролеты многоопорных статически неопределимых налов можно в первом приближении рассчитать по формулам табл 5 (т. 1) порядковый № 7, рассматривая их как балки, защемленные нД обоих концах. Если расчет для крайних пролетов произвести так, как это объяснено в примере 13, то для средних подшипников получается по два момента защем >ения, которые в отдельности или в их среднем арифметическом лают первое приближенное значение для определения напряжений ва юв на изгиб в местах опоры.
Диллер предложил для быстрого приближенного расчета статически неопределимых валов [XVIII, 16} исходить из того основного положения, которое устанавливает действие каждой отдельной приложенной к валу силы, но определяет влияние ее не только на опоры того пролета, в котором сила действует, но и на соседние пролеты. Для этой цели он разлагает валы на части, состоять? из двух или трех пролетов, которые, следовательно, имеют одну или две степени статической неопределенности, и показывает, что ошибки, образующиеся вследствие
Фиг. 1380. Определение значений tgт 'и Фиг. 1381. Опре1еление графическим
6я', получающихся при действии внеш- путем знач вин tg '(п" и tg 8* ,исду-
них сил в л-ом пролете. чающихся от действия опорьою мо-
мента М.
пренебрежения остальными пролетами, весьма малы. Благодаря тому что действия отдельных сил складываются, можно рассчитывать валы с лю'ым количеством опор. Опорные реакции гладких валов с тремя и четырьмя опорами могут быть легко определены с помощью некоторых таблиц. Доказано, что для определения наибольших опорных давлений пролеты с коленами могут быть заменены б злее длинными, но гладкими отрезками валов, пролеты же с утолщениями эквивалентны более коротким гладким валам.
В случае многократной статической неопределенности применение изложенного на стр. 218 способа требует чрезвычайно тщательного вычерчивания ипфлюэнтных линий, ибо при расчете опорных давлений по формулам вида (425) и (426) в расчет принимаются разности инфлюэнтных множителей, т. е. малые величины, при которых малейшие ошибки чер ежа весьма чувствительно отражаются на расчете, приводя к большим отклонениям от действительных значений.
Надежнее, но несколько сложнее следующий способ. Из вала с любым количеством опор выделяют три соседних пролета (фиг_ 1378), обозначенные индексами т, п и о. Для левых опор этих пролетов опорными давлениями являются М, N и О', над опорами пусть действуют опорные моменты М„ и Мо, которые считают положительными, если они вызывают растягивающие усилия в нижних волокнах. Внешние нагрузки и их расстояния от опор обозначим через Р, а и b с соответствующими индексами пролета, например Р„, ат и />„, Р, 2, а,а, Ь„<, и т. д. Опорные моменты могут быть теперь определены на основании условия, что .углы,
230
образуемые упругой линией под точками опоры с горизонталью, должны быть равны между собою. Если угол над левой опорой каждого поля обозначим через 7, а над правой опорой — через 3 с соответствующими индексами (фиг. 1379), то должно например tg8„ =— tg?,; о„=— Тп. Величину их определяют с помощью упругий линии двух роюв, из которых одна (фиг. 1380) отвечает действию внешних сил, а другая фиг. 1381, влиянию опорных моментов.
Фиг. 1380 изображает построение линии изгиба, для пролета, обозначенного буквой п, с коленом, при действии внешних нагрузок Ptli и Р„2, если рассматривать этот пролет, выделенным из вала, и, кроме того, как балку, лежащую на двух опорах. Линию изгиба получаем способом, описанным ранее, однако в общем случае замыкающая N'O' не будет горизонтальной. Углы 7/ и 8/, получающиеся при горизонт ильной замыкающей, легко найти, для чего через полюс соответствующего многоугольника сил проводят линию, параллельную замыкающей N'O', до точки пересечения X с линией сил, и откладывают от X полюсное расстояние на горизонтали. Новые крайние полюсные лучи образуют тогда углы и 8'„. Вычерчивать соответствующую линию изгиба излишне.
Фиг. 1381 показывает влияние любого, произвольно взятого, следовательно, известного положительного момента М па правом конце поля п. С ним в равно-7И
весии находится пара сил со слагающими —— над точками опоры, что приводит к треугольной площади моментов (фиг. 1381), служащей основанием для определения известным уж₽ способом линии изгиба. Так как,по всей вероятности,момент М изгибает вал в пролете, обозначенном буквою п, вверх, то нагрузка, определяемся Мх
отдельными частями площади диаграммы и заменяющими величинами для плеч
кривошипа принята была также действующей вверх. Углы 7/' и 3„", образуемые упругой линией под действием М, получаются точно так же, как и на фиг. 1380. Если вместо момента М действует опорный момент Л70, то тангенсы углов
изменяются
tg V' = tgL/'
соответственно отношению так что над левой опорой имеем
• а над правой опорой tg Зп"'' = tg 8О" • фиг. 1380 и 1381
следует вычерчивать с одними и теми же полюсными расстояниями и масштабами и е таким выбором момента М, чтобы тангенсы углов у,/, 8/, 7/ и 3„" удобно было измерить и сравнить.
Теорему Максвелла можно применять только к гладким валам. Если имеют дело с коленчатым валом, то повторяют расчет при условии, что момент действует на левом конце пролета. Найденные при этом наклоны tg 7^v и tg переходят
в и °”V ’ "Ти* ’ если вместо М действует действительный опорный
момент AfH.
Если рассматривать влияние всех приложенных в пролете обозначенном буквой п, сил и моментов, то для углов 7П и 8„ получаются следующие равенства:
и, = тг/ — arc tg 7/-^- 4- arc tg 8/. ,
(432)
8„==8/-arctg8/-^ +arc1g7„" • (433)
Линии изгиба остальных пролетов подобным же образом дают соответствующие углы, а при применении соответствующих условий (132) и (433) также и уравнения для определения опорных моментов; кроме того, необходимо заметить, что моменты над опорами концов вала равны нулю.
231
должны в этом случае иметь вид
Формулы (432) и (433)
в нижних
*g tn = zt tg т/ 4- tg v • -и tg
, - tg о ".-^°-J-tgo,V
n । ь j» : иь un
они вызывают
1381 atg V положителен, tg 8/ отрицателен.
ЛГ,, ~М
Л4„ М
(432а)
(433а)
обусло-
tgs,.
выбирать та-
Знаки для наклонов tg т/ и вленных внешними силами, следует ними же, как и у изгибающих моментов, действующих вблизи соответствующих мест. Положительный знак надо поставить, если действуют положительные моменты, которые узнаются по тому, что волокнах вала растягивающие напряжения. На фигуре
ГЛАВА ДЕВЯТНАДЦАТАЯ
ЭКСЦЕНТРИКИ
Эксцентрики заменяют концевые кривошипы илн колена малых радиусов (фиг. 1382, 1383 и 1384) в тех случаях, когда вследствие слишком малого диаметра вала палец кривошипа не может быть выполнен по конструктивным соображениям, либо если требуется получить движение от середины вала. Преимуществом эксцентриков является.то, что их можно ставить на любом месте вала; недостатком же является значительная работа трения вследствие большей окружной скорости на трущейся
Фиг. 1382 — 1384. Концевой кривошип, колено и заменяющий их эксцентрик.
в
г
Фиг. 1385. Эксцентрик с хомутом.
поверхности; поэтому применять эксцентрики следует только для малых и средних усилий. В качестве примера применения эксцентриков прежде всего надо указать на различного рода распределительные устройства; однако эксцентрики применяют также и у прессов, включающих приборов н т. д., равно как и для приведения в движение от вала машины конденсаторов, вспомогательных компрессоров и т. п.
Главными частями эксцентрика являются диск, закрепляемый на валу, реже составляющий с ним одно целое, хомут, обхватывающий диск, и эксцентриковая тяга для передачи усилий к приводимому 'в движение пальцу, валику и т. п.
Материалы. Эксцентриковые диски и хомуты большей частью делаются из чугуна, при больших усилиях — из стального литья. При малых размерах, а также на суднах и паровозах их отковывают из литой стали в целях экономии в весе.-Одну из трущихся поверхностей обычно заливают бабитом, закрепляемым ласточ-1 киным хвостом или шипами. Большей частью это делают на хомуте, ибо в нем'легче производить замену при наступившем износе и смене заливки.
Расчет. Наименьший диаметр D диска, согласно фиг. 1385, опре-
деляется эксцентрицитетом R пальца кривошипа, который должен быть заменен эксцентриком, диаметром вала d и наименьшей толщиной диска s.
(434)
При этом для чугуна s можно рассчитать по Баху как толщину стенки заклиненной втулки по формуле:
5 = от + 4) -L 5 до уj -j- 5 мм, (435)
где d'— диаметр вала, рассчитанного по действующему па эксцентрике крутящему моменту, a d — действительный диаметр вала.
Для литой стали толщину стенки можно принимать ла 20—ЗО°/о меньше.
2:з
У разъемных дисков диаметр часто зависит от конструкции стыка и соединяющих деталей — клиньев или болтов.
При определении ширины трущейся поверхности b эксцентрик следует рассматривать как цшфу. При значительной окружной скорости работа трения во многих случаях име^т решающее значение. Для определения ширины в таких случаях применяется выведенная раньше формула (с 35) для расчета на нагревание:
Р„-п 20и0 • р • и ’
(436)
чугуну — 10
Только при
кг!см2 X сильном
причем р • v не должно превышать: при чугуне по X м!сек, при баббите по" чугуну — 15 кг/см2 X М/сек. охлаждении, например движением воздуха в пути у автомобилей, можно допускать большие значения.
Шпонки дня закрепления можно выбрать по данным табл. 56 (т. I). Шпонки следует ставить так, чтобы оии возможно меньше ослабляли эксцентриковые диски; в случае необходимости утолщают втулку вблизи шпонок, как это показано на многих приведенных ниже примерах. Для того чтобы при заклинивании диски оставались перпендикулярными к оси вала, следует применять длинные втулки. У переставных эксцентриков для распределительных ycipoflcTB и т. п. устраивают вместо шпонок зазубренные нажимные накладки, захватывающие желобки на валу (фиг. 1386) или еще лучше в особой вставке (фиг. 1387). Для того чтобы эксцентрик можно было легко переставлять, зубчатую нажимную накладку соединяют с винтом, прижимающим ее к валу, таким обра юм, чтобы, отпуская винт, ее можно было оттягивать от вала и ставить над другим желобком.
Согласно фиг. 1385, хомут и.пытывает напряжение
Р вдоль тяги. Если рассматривать его, как балку, равномерно нагруженную по длине D, то необходимый в поперечном сечении АВ момент сопротивления составит:
Фиг. 1386. Зубчатая Шпонка для перепаз-ного эксц:н1р.1ка.
на изгиб от усилия
Фиг. 1387. Перест.вной эксцентрик.
\'Я.
W= Ь ’ h‘-
6
PJI_D\
24 /
Для того чтобы избежать защемления, kt следует принимать низким: для чугуна примерно 150 кг/см2, для стального литья или литой стали примерно—ЗСО кг!см?. У больших эксцентриков достаточная жесткость достигается путем устройства ребер (фиг. 1391).
При возникновении в тяге растягивающих усилий, болты, соединяющие половинки хому а, также начинают работать, а посему должны быть соответственным образом рассчитаны.
Благодаря обычно значительной длине для эксцентриковой тяги решающим моментом является расчет на продольный изгиб, если в тяге возникают сжимающие усилия.
Для достижения спокойной и свободной от колебаний работы эксцентрика,
234
а также учитывая возможность возникновения случайных усилий (например, заедание приводимых в движение золотников, появление больших сопротивлений трения на трущихся поверхностях самого эксцентрика), тяги дельют толстыми, применяя часто большой коэфициент безопасности <5-г-20 — 40. В зависимости от того, подвергается ли тяга упругому или иеуиругому продольному из!ибу, для расчета применяется либо формула Эйлера, либо формула Тетмайера. Значительные добавочные напряжения могут возникнуть, если усилие действует не по оси эксцентрика.
Поперечные сечения рекомендуйся применять круглые. Только при быстроходных эксцентриках и при тягах большой дл ны желательны прямоугольные
сечения с длинными сторонами, расположенными в главной плоскости, так так при э : ом лучше всего воспринимаются напряжения на изгиб, возникающие вследствие трения в экещнтрике, собственного веса тяги и сил инерции масс в плоскости качания.
Конструкция и примеры выполнения. Подобно хомутам и соединительным болтам, эксцентриковые диски также необходимо делать солидными и жесткими, для того чтобы не имели места вредные деформации, защемление и нарушение работы вследствие нагревания, заклинивания, затягивания болтов, а также от действующих во время работы сил.
Фиг. 1388. Эксцентрик, усиленный боковыми утолыинпяын.
Эксцентрик (фиг. 1388), например, сделан достаточир жестким, благодаря специальным боковым утолщениям. Рабочую поверхность
обычно растачивают по цилиндру для легкоходогой посадки, реже по двум кон-усям (фиг. 1387), либо по шар >вой поверхности; последняя форма имеет то преимущество,
Рис. 1'89. Двойной эксцентрик с коническими рабочими поверхностями,
что она не чувствительна к несколько косому пол< жениго плоскости диска, образующегося из-за заклинивания; изготовление этей' формы до; оже. Передаваемое экснен-триков^усилие должна по возможности действовать в средней плоскости. У коротких валов эксцентриковый диск€можно делать цельным. Если же надеванию диска мешают уступы, колена или насаженные уже части, либо если надевание затруднено тем, что диск надо прогонять по большой длине вала, то эксцентриковые диски делают разъемными (фиг. 1387, 1391). Плоскость стыка для возможности надевания частей должна проходить через ось рала. Большей частью ее располагают перпеидикульрно к линии симметрии диска, так как таким путем легче выиграть необходимое пространство для бо то-вого соединения обеих частей, или для обычно требующего менее места клиноного соединения. При обработке путем обточки обе ч; сти должны быть надежно укреплены э своем положении друг о носительно друга, либо путем пригонки соединительными болтами, либо при помощи уступов а и b (фиг. 1389). На фиг. 1391 эти уступы помимо того нужны, чтобы выиграть место для соединительных валиков.
Хомут по большей части разделяют Ъерпендикулгрно к оси тяги по плоскости, прохедянц й через его середину (фиг. 1391). Косое деление не только требует значительно более сложной обработки, но и затрудняет также подтягива
ние, необходимое при износе. Подтягивание производится удалением отдельных тонких стыковых пластинок или при помощи прокладок Z из латуни (фнг. 1391), которые можно спиливать но мере надобности. Правильное положение обеих поло-
вин хомута друг относительно друга при обработке или надевании дсктигяется пригонкой соединительных болтов. Перемещению хомута по отношению к диску по направлению оси вала, препятствуют боковые закраины «г, и к», (фиг. 1390), двойная коническая или ьйаровая форма рабочей поверхности Обработка хомута состоит в расточке рабочей поверхности и одновременной обточке закрзин. Если же вся наружная поверхность его должна быть обработана, то рекомендуется выбирать такую форму, которая позволила бы обточить его при установке по оси ЯД (фиг. 1390). Если требуется изготовить большое количество одинаковых эксцентриков, то одно-
235
ременная фрезеровка или строжка нескольких рядом либо друг на друга положенных
и стянутых хомутов может оказаться более дешевой.
Эксцентриковая тяга, в прежнее время часто отковывавшаяся за одно целое с половинкой хомута, теперь по большей части изготовляется отдельно; соединение ее с хомутом делается с учетом передаваемых изгибающих моментов. Фиг. 1391
показывает соединение при помощи центрирующего фланца с двумя шпильками, фиг. 1390 — соединение при помбщи гайки
Фиг. 1390. Нормализованный эксцентрик для клапанного парораспределения. М. 1 :10.
с контргайкой. Для того чтобы в этом последнем случае тяга в хомуте . получала хорошее направление, следует применять трапецеидальную резьбу и точную пригонку. Удлинение а на гайке служит для предохранения и прикрытия резьбы.
Эксцентрики целесообразно стандартизовать, если их требуется большое количество, например, при постройке паровых машин с клапанным парораспределением.
Форму хомута и наружные размеры дисков легко установить с интервалами; раз-
личные же диаметры валов и эксцентрицитетов достигаются последующим рассверливанием втулки. Присоединение тяги и применение нормальной головки на другом конце желательно устраивать примерно
так, как это показано на фиг. . 1390. Особо изготовлять от случая к случаю приходится только тягу, остальные же части имеют стандартную форму и могут храниться на складе.
Для смазки эксцентрика на фиг. 1391 предусмотрена специально насаженная масленка Штауфера или обыкновенная масленка. На фиг. 1387 масло из неподвижно укрепленной масленки падает на уловитель, покрытый сеткой, длина которого соответствует ходу эксцентрика. Без затруднений могут быть применены также и слизы-
ватели. На фиг. 1390 приведена центробежная смазка. Через трубку R масло подводится к выточке ~е и оттуда через отверстие b подводится к трущейся поверхности.
При этом полезно подводить масло не непосредственно к месту наибольшего вылета, где оно сейчас же отбрасывается. Во избежание отбрасывания масла, а также для получения масляного слоя рекомендуется делать на хомуте выступающие внутрь боковые, направляющие закраины (фиг. 1390).
Пример. Эксцентрик для приведе-
ния в движение насоса простого действия для питания котла от вала машины водопроводной станции (черт. 1).
Диаметр поршня насоса = 100 мм, ход эксцентрика до = 2/? = 100 мм, давление р = 13 ат, длина тяги от оси эксцентрика до оси шарнира £=1500 мм. Диаметр вала rf = 270 мм, число об/мин п = 50 (фиг. 1391 и 1392).
Фиг. 1391. Эксцентрик для вала диаметром 270 мм\ ход в 100.«.и; тяговое усилие Р = 1200 кг. М. 1:10.
236
102 • 13 = 1020 кг.
Сила, действующая на поршень: „ « • <*i9
Р^—т^- Р л 4 4
Учитывая трение в сальниках, будем считать Р=1200 кг. Вычислим диаметр D эксцентрикового диска. Для расчета толщины замка s сперва определяем диаметр вала d' для наибольшего крутящего момента:
.. P-s0 1200-10 СЛПП
Мл = —и-2 =----о--- - 6000 кгем.
При напряжении Ad = 400 кг/см2 имеем:
1 6000 о
s' <•“1 = V= Too" = ' = • ем;
(4,2 4-13,5) 4- 5 = 4,04 см. D
s —
‘ 2 /
Принимаем s = 40 мм. „ D = 2 =2(54-13,54-4) = 45 см.
Ширина трущейся поверхности Ь. Чугунный диск с заливкой баббитом
в хомуте. Принимаем р • v = 12 •
СМа сек
Р-п _ 1200-50 = 2000 • (р • v) 2000 • 12 ~ СМ’
Взято £ = 4 см. Удельное давление: р 1200 /-4574- = 617 кг1см‘-
Окружная скорость:
и>.Д 5,24-0,45 , ,о ,
v = 2 ^=-------—— = 1,18 м/сек.
2
ч
p-v = 6,7- 1,18 = 7,9—.
см2 сек
Хомут. У насоса простого действия только часть хомута, обращенная к тяге, подвергается полному действию силы поршня,-другая же часть испытывает только действие давления всасывания и трения в сальнике. Для того чтобы эксцентрик мог быть использован и в том случае, когда нагрузка приходится и на внешнюю часть хомута, последнюю делают соответствующей прочности. При размерах на фиг. 1391 имеем в среднем сечении внешней части хомута расстояние тяжести:
центра
= 3,46~3,5 см;
мо.иент инерции:
= J^-H.1.3M-^4-6.2-l,52 4-. наибольшее напряжение на растяжение в крайних
Р \2 4 / 1 42 4 /
101
6 • 23
2 • 53
—4- + 2-5- 22= 101 см*;
волокнах:
= 354 кг/см*.
3
23/
Такое напряжение требует выполнения хомута из стального литья, если внешняя половина'его подвергается полной нагрузке. В рассматриваемом же случае достаточно применить чугун.
Соединительные болты. В расчете на полную силу, при Л, = 250 кг[см?, поперечное сеченые в резьбе нужно взять:
Р 1-00 о л , 2 - k, 2-250 2,4 СМ '
Выбраны два 7/8" болта с поперечным сечением в резьбе по 2,72 ем? и используемым напряжением ае = 221 кг!см?.
Эксцентриковая тяга. Материал—литая сталь. По сравнению с размерами всего эксцентрика (фиг. 1392) рационально взять диаметр тяги на* копие у фланца 60 мм, снижая его постепенно к концу у шарнирного валика до 50 мм. По среднему диаметру dm = 55' мм, согласно формуле Эйлера (16), которую в данном-случае следует применить, так как
= 109,
t 5,5
получаем коэфициент безопасности при р.боте на продольный изгиб: «
©•
хЭ./
P&-L?
х». 2100000-45.9 12П0-1502
34,5.
Напряжение тяги на изгиб от моиентатрения /ИД(действую, щего на рабочей поверхности. Если эксцентрик рассматри ять как цапфу, то при вычисленных выше значениях опор ого jавления и скорости, согласно фиг. 1119, следует ожидать, что при нормальном движении коэфициент трения будет J) 45
ниже 0,01. Если для надежности считать ji = 0,08, то Мк= Р- р.- ~^- = 1200 • 0,08 • =
= 2160 кгсм- Он вызывает в валике, согласно фиг. 1392, давление подвергающее полеречное сечение I тяги напряжению на изгиб, которое при
/Vr - 112
УИ4 = Рв-112 = /2£_Л-
1о0
равно: 32-Л^„.]12 32-2160-112
’ °* 150-х-«Р = 150-к-63 ‘6 '
Размеры валика у поршня насоса. Валик находится в поршве, имеющем диаметр <£' = 100 мм. Соответственно обычным давлениям в валиках, крейдконфов считают допустимым р = 80 kz[cmj.
, Р 1200 .
' ' /-7=-м-=и“’-
Если взять диаметр в 32 мм и длину в 45 мм„ то возникает напряжение на изгиб, равное
Р-d’ 12С0-Ю .„ , ,
“• = Т^=-Ь73.22“=466 ’й/“-
что при нагрузке, изменяющейся от нуля до максимума, допустимо.
По поводу конструктивного выполнения эксцентриков заметим следующее. Диск (фиг. 1391) захватывается валом при помощи шпонки F, а от боковых пере
238
мещений при небольших ожидаемых усилиях достаточно хорошо задерживается коротким штифтом 5. Для того чтобы можно было пригнать валики, стягивающие половинки диска при помощи поперечных клиньев, сперва просверливаются два сквозных отверстия с диаметрами в 8 мм. Эти отверстия служат Основанием и своего рода направляющими при высверлизании 30-жлт отверстий для валиков, которые таким путем получают точно совпадающие оси. Хомуты в выточке заливают бабэитом и усиливают солидными ребрами; болты хомуга хорошо пригоняются у разделяющего стыка. Для подтягивания служат лагунные прокладки Z. Тяга при посредстве больших закруглений переходит в широкий фланг ц, соединенный с хомутом посредством двух далеко отстоящих друг от друга шпилек, для лучшего противодействия возникающим моментам. Ог поперечных усилий болты разгружены центрирующим выступом
ГЛАВА ДВАДЦАТАЯ
МУФТЫ
i
Муфты служат для соединения валов друг с другом или валов с частями приводных механизмов, как то: ременными или канатными шкивами, зубчатыми колесами и пр. Различают глухие, подвижные ь сцепные муфты. Они стандартизуются соответственно диаметра!*- валов, обозначаются обычно по диаметрам отверстия и при нормальных условиях могут применяться к соответствующим валам. При необычных же условиях работы, в особенности в случае применения подвижных или сцепных муфт, необходим тщательный выбор их величин, часто лаже без учета диаметра существующих валов.
I. ГЛУХИЕ МУФТЫ
Глухие муфты преследуют цель жестко соединить два-вала между собой и передать дальше как крутящие моменты, так и обыкновенные изгибающие моменты, как, например, в приводных механизмах. Для этого при расчете, подобно
тому, как это делается у валов, исходят из подлежащих передаче крутящих моментов. ^При определении размеров, принимают умеренные допускаемые напряжения, для того чтобы муфты оказывали сопротивление действию также и остальных сил.
Фиг. 1393. Цельная муфта.
Фнг. 1394. Разрезная муфта со стяжными кольцами.
концов валов лежали на
На практике действие изгибающих моментов стремятся уменьшить путем расположения муфт вблизи подшипникой, достигая этим одновременно уменьшения дополнительных напряжений в валах, возникающих из-за центробежной силы не вполне уравновешенных муфт. Особенно надо следить за тем, чтобы оси
одной прямой, ибо иначе происходят изгибы, вызывающие
неспокойный ход, удары в валах и нагревание подшипников. Для возможности выключения из работы на продолжительное время отдельных частей вала должна быть обеспечена легкая разборка соединения.
Простейший вид глухой муфты — это цельная чугунная втулка (фиг. 1393), надеваемая на концы валов и закрепляемая (ппонками, выступы которых целесообразно закрывать железными колпачками для предохранения от несчастных случаев. Длину втулки L обычно принимают равной от 4d при малых диаметрах валов и до 3rf при больших диаметрах. Для определения наружного диаметра D можно применить формулу для расчета втулок зубчатых колес:
D = 1,8 d + 2 см. (437)
Несмотря на простоту муфт, изображенных на фиг. 1393 п 1394, подобные муфты редко применяются потому, что такое соединение трудно разобрать и потому еще, что длинные дорожки для загонки шпонок приводят к необходимости иметь большие отрезки валов, свободные от подшипников, шкивов и т, п. При неправильной загонке шпонок втулка легко может быть косо затянута; при различии диаметров соединяемых валов концы их принимают эксцентричное положение с вышеизложенными последствиями.
2'0
В муфте (фиг. 1394) чугунный разрезанный на две части по оси цилиндр, с внешней стороны слегка обточенный на конус, стягивается двумя железными надеваемыми с концов кольцами, расточенными на конус. Наклон конических поверхностей делаю? малым, чтобы предохранить муфту от саморазмыкания колец: tg-^-= 1 : 20 или 1 : 30, соответственно нормальным конусам 1 : 10 и 1 : 15
DIN 254. При изготовлении муфту рассверливают точно по диаметру, проложив в стыке тонкий лист железа для того, чтобы впоследствии половинки можно было крепко прижать к валу и создать трение, достаточное для передачи крутящего момента. При этом, как и у цапф, принимают, что на поверхности соприкосновения с валом получается повсюду одинаковое удельное давление:
Р d- L;1
(фиг. 1395), где Р обозначает силу, с которой стянуты половинки муфты. Тогда момент, который может быть передан благодаря трению, определяется форумлой
2-.
.. d Г L d , I P~ 'd''
(438)
Вследствие действия стягивающих колец и благодаря намеренно допущенной шероховатости соприкосающихся поверхностей можно принять |л равным 0,20 — 0,25. Для большей надежности у концов валов часто устанавливают одну сквозную или две отдельные призматические шпонки. Длина муфты L равна примерно Ad при малых, и 3,3d при больших диаметрах валов, наружный диаметр колец D соответственно 3tomv берется от 3,7 до 2.5 d.
Фиг. 13J6. Муфта Селлерса. М. 1 : 8.
Риг. 1397. Муфта Селлерса. Конструкция Берлин-Ангальт-• ского машиностроительного аки. о-ва, Дессау.
е
Указанная муфта легко надевается, просто и быстро разбирается; применяют ее обычно только для валов диаметром до 150 мм. Вследствие ненадежности, вытекающей из того, что затягивание колец производится при помощи ударов, эти муфты в настоящее время редко применяются. По этой причине они и не подверглись стандартизации.
Противоположностью только-что описанной муфте является муфта Селлерса (фиг. 1396 и 1397), у которой две конические разрезанные с одной стороны втулки стягиваются тремя продольными болтами в цельном наружном корпусе и благодаря этому прижимаются к концам валов. Важно равномерно затянуть продольные болты, для того чтобы избежать ударов муфты вследствие искривления валов В существующих муфтах Селлерса встречаются наклоны, конических поверхностей
'6 р г- т гп е р.' Доталл машин, i. II.
241
tg 4 = 1: Ю-1 : 6,5. В нозах муфтах следует ожидать применения 1 : 5 иа = 11°25' s 2
ао DIN 254 для конусности. Выступающие края корпуса закрывают гайки болтов, и муфга выглядит простой и гладкой. Большим их преимуществом является то. что они дэпускают существование небольших разниц в диаметрах валов, ибо конические втулки при чоравливаются к концам валов, не нарушая центрального их положения. Зато муфты Селлерса сравнительно тяжелее и вследствие более сложной обработки дороже ранее
описанных; кроме того они
Фиг. 1393. Сч^Йя муфта. Конструкция Берлич-Ангальтского машиностроительного акц о-ва, Дессау. М. 1:8.
требуют наличия достаточно длинных свободных отрезков вала для разъединения. Для последней цели служит особый крюкообразный инструмент, который вставляют на место какого-нибудь болта и зацепляют за внутреннюю лицевую поверхность втулки. Для этой же цели служит также и отверстие в наружном цилиндре, через котовое при помощи короткого клина раздвигают конические втулки после того, как продольные болты вынуты. Длина муфты примерно та же, по и у предыдущих, наружный диаметр, напротив, несколько больше; он достигает от 4 до 2,7d. Муфты Селлерса применяются также только для сравнительно тонких валов, примерно до 135 мм диаметром.
Для этик муфт норм DIN не имеется.
Усеертной муфты (фаг. 1393) полувтулки прижимаются к концам валов посредством толстых болтов, которые в целях некоторого уменьшения длины муфты продеты попеременно то с одной, то с другой стороны. Чтобы придать муфте гладкий вид и для защиты от выступов, на нее можно надеть металлический кожух. Длина стандартизована rio DIN 115 (см. табл. 128); ее величина колеблется в пределах между 5,2 и 3.5/, наружный диаметр между 4 и 2d. Муфта легко разбирается; ее применяют для более толстых валов, до 200 мм диаметром.
Таблица 128
Свертные муфты лэ D1N 115
Диаметр «ам 4.. . . Наибольшая длина L. 25 ' 130 30 130 35 160 40 1С0 45~ 190 50 1и0 55 220 , го 220 70 250 80 280 90 310 100 мм 350 .
Диаметр виы 4. . . Наибольшая дяим L, ПО 3U) 125 430 140 490 КО 560 180 6J0 200 700 220 770 240 840 260 910 280 980 300 мм 1050 ,
Описанные выше муфты надеваются на уже уложенные в подшипники валы. Тарельчатые муфты. Половинки тарельчатой муфты (фиг. 1399 и 1400) надеваются яа концы или валов в нагретом состоянии или под давлением пресса или же укрепляются на шпонках, закладываемых с торцов муфты. Несколько косое положение плоскостей тарелок к оси валов уничтожают последующей обточкой. Соединение валов производится путем затягивания болтов, причем уступ а служит для центрирования валов. Это требует, конечно, чтобы один из валов мог быть передвинут яа высоту выступа, недостаток, устраняемый в конструкции, изображенной па фиг. 1401, где для центрирования служит цельное кольцо, удерживаемое пригнанными болтами..Болты должны быть рассчитаны пак, чтобы на прилегающих друг к друг поверхностях тарелок они могли вызвать трение, необходимое для передачи усилий с вала на вал. При этом желательно, чтобы тарелки прилегали друг к дру>у
242
только bw» узкого Kowxi пэ наружчому крио, как это показана пунктиром, на фиг. 130>, для того чтооы увеличить п»ечи сил трения и уменьшать опорное давление. Блэга-з’ я глухой посадке тарелок на валы, тарельчатые муфты яр ж одни
Фиг. 1399. Тарельчатая муфта. М. 1; 8.
Фит. 1400. Тарельчатая муфта.
Фиг. 1401. Тарельчатая муфта с центрирующим кольцом.
для тяжелой работы и применяются обычна для догаметров валов до 200 мм\ их длина, установленная DL\ 116, уменьшается при во-растаю тем диаметре в круглых числах от 5 до 2 51, их наружный диаметр уменьшается от 5,8 до, 3d. Недостатком тарельчатых муфт является то, что все сидяшие на валах колеса и ременные шкивы должны быть разъемными, чтобы их можно было надевать и снимать с валов, подшипники же должны быть открытыми, так что помимо всего прочего, шариковые подшипники в этих случаях не могут быть применены.
Сравнивая описанные виды глухих муфт, находим» что длины их не обнаруживают значительного различия. Вместе с тем, тарельчатые муфты обладают ббльшим наружным диаметром, чем остальные типы муфт. Отдельные размеры можно взять по каталогам фирм.
Таблица 129
Тарельчатые муфты из DIH 111
Диаметр вала г 25 30 35 40 45 50 55 60 70 80 90 100 лж
Наибольшие L Фиг. 1399 130 130 150 150 170 >70 110 190 210 230 260 2)0 мм
длины вТу- Lt и 1 0 150 170 170 1 190 19) 210 210 230 2..0 2яа 310 »
лок 1 1401 70 70 80 80 90 90 100 100 ПО 120 . 135 150 ,
/1 5J 59 69 69 79 79 89 89 99 109 124 139 „
Диамето «ала 110 125 140 160 180 200 220 240 260 280 300 лип
Наибольшие L Лир 1Ч0Э .-20 340 890 430 470 510 550 600 650 700 750 мм
т ФИГ. Ijyj ДЛ НЫ ,Biy- .. 340 380 4 0 460 500 540., 580 630 640 730 780 »
1(5 185 2«К5 225 245 265 2(5 ЗЮ 335 ?б0 ; з«й я
. HU1 ч 454 104 184 204 224 244 264 289 314 339 : 364 ,
Тяжелые валы соединяют при помрщн откованных непосредственно из их каинах фланш в (фиг. 140.'). При конструировании следует стремиться уменьшить диаметр фланцев в целях облегчения и удешевления обработки; также необходимо
16*
243
оставлять достаточно пространства вдоль вала для вынимания болтов. Крутящие моменты передаются либо тщательно пригнанными болтами,работающими на срез, поперечными шпонками, либо пригнанными кольцами, разгружающими соединитель-
ные болты от срезывающих усилий. Болты с цилиндрическими стержнями имеют при этом то преимущество, что они позволяют крепко стянуть фланцы, болты же с коническими стержнями облегчают пригонку и не требуют головок. Изгибающие моменты, которым подвержен вал в месте соединения, должны быть восприняты болтами, которые благодаря этому часто испытывают большие добавочные напряжения; в этих случаях следует предпочесть болты с головками и гайками.
Непосредственно откованные на валах фланцы встречаются Рдкже и у валов легкого типа, что, несмотря на высокую стоимость изготовления, применяется прежде всего в целях экономии веса.
Фиг. 1402. Соединение валов посредством откованных на их концах фланцев.
Примеры
Пример 1. Проверочный расчет свертной муфты для диаметров вала от 90 до 95 мм (фиг. 1398).
Передаваемый валом при напряжении Л,, = 200 кг]см2 крутящий момент равен:
Мл = • da • kd = = • 9,53 • 200 ~ 33 670 кгем.
1Ь 16
По формуле (438) имеем напряжение ае, приходящееся на поперечное сечение Fit равное поперечному сечению z = 6 болтов диаметром 7/в".
z • Fi
у. • к • d • z •
2-33670 , о
Fi 0,25 т: • 9,5 • 6 • 2,72 ~ 553 Кг‘СМ
напряжение, представляющееся допустимым в расчете на спокойную нагрузку болтов.
Пример 2. Требуется рассчитать и сконструировать фланцевое соединение валов диаметром 72 = 250 мм для наибольшего крутящего момента Afd= 1250000 кгем (нагрузка изменяется от нуля до максимума) и наибольшего изгибающего момента 2И6 = 750000 кгем (йагрузка изменяется от наибольшей положительной до наибольшей отрицательной величины) (фиг. 1402).
Напряжение вала на кручение:
16-1250000
-----=ч— = 407 кг см*.
т: • 253
Напряжение на изгиб:
32М» л Ds
32 • 750000 ~ • 253
= 489 кг/см*.
Р
. J
1 кД»
' Напряжение на срез в болтах Ле = 400 кг!см^ выбрано примерно равным напряжению вала на кручение. е
Так как число и диаметр болтов невозможно определить независимо друг от друга, то рекомендуется расчет произвести, составив табличку для нескольких диаметров болтов — 2", Is//, I6//. Диаметр окружности для отверстий D' определится при этом из расстояния между краями гаек и вала. Примем его в круглых числах равным 10 мм. Необходимые формулы приведены в самой табличке.
244
Номинальный диаметр болтов (в дюймах) .... . Диаметр стержня болта d ' Диаметр окружности центров отверстий D' .... п ‘2Ма Окружное усилие U = Поперечное сечение стержня F . Число болтов по расчету — z = -..--г ........ Г • КЗ с Число болтов округлено до Расстояние между болтами, измеренное по окруж-D' стн для отверстий s = r.— - Наружный диаметр фланца Da . 2 52 350 7)400 21,24 8,4 8 137,4 440 1“/4 46 345 72 500 16,62 10,9 10 1’08,4 . 430 1% 42 мм 340 „ -73500 кг 13,85 см2 13,3 14 . 76,3 мм
Как видим, размеры фланца увеличиваются одновременно с диаметров болтов, с другой стороны, однако, расстояние между отверстиями 14 болтов,диаметром 16/в" настолько мало, что затягивание гаек становится невозможным. Поэтому выбрано 10 болтов диаметром I8//'. Действительное напряжение на срез в стержне болта:
_ 2Md _ 2-1250000 , 9
D' • 10 • F 34,5-10-16,62 435кг'см-
Толщину фланца h обычно принимают равной '/J); выбрано й=60 мм.
Во всяком случае болты разгружаются благодаря тому, что часть момента передается трением между фланцами. При нагрузке их по линии // (фиг. 378) при feB = 474 кг/см2, Qz = 5360 кг, и коэфициенте трения <л = 0,25, трением может быть воспринято:
• р. • Qz= 10 • 0,25 • 5350 = 13 400 кг,
т. е. в круглых числах 0,2 окружной силы U, если считать, что средний размер плеча, D'
к которому приложены силы трения, равен так же, как это было принято при вычислении U.
Если болты пригнаны не тщательно и если- все-таки считать их равномерно нагруженными, то возникают значительные напряжения на изгиб:
32 • (7 •/?./., 32-72 500 6 , о
°- = ’ГТ: 58- = 107ТГ4,6» • 2 = 2280
Фиг. 1403. Распределение напряжений во фланце.
последние позволяют считать желательным введение показанной пунктиром шпонки (фиг. 1402).
Напряжение в муфте при передаче изгибающего момента. Образующееся в месте соединения распределение напряжений показывает фиг. 1403; в заштрихованных поперечныхсечениях болтов преобла-
дают напряжения на растяжение: сжимающие усилия
воспринимаются лишь сегментом круга выше нулевой линии АВ. Линию АВ определяют путем проб, соблюдая условие равенства статического момента-напряженных на. растяжение поперечных сечений болтов со статическим моментом сжатой плоскости; оба момента считают относительно линии АВ. При этоц предполагается, что коэфициеиты упругости болтов и фланца одинаковы, что в данном случае и имеет место. Как показывает последующий расчет, указанное выше условие соблюдается, если нулевая линия лежит на расстоянии я = 83 мм от оси вала.
Статический момент поперечных сечеиий болтов:
F 2 ? = 16,62 (25,55 -J- 2 • 22,26 2- 13,63 -J- 2 • 2,97) = 1716 сл".
Площадь сегмента круга:
_r-(h — s) + x-
2 ’
де г—радиус фланца, b — длина дуги, s— ллина хорды чг
Aj — высота дуги.
21,5(50-5 - 39 7) + 39,7. Js?8
Расстояние центра тяжести от АВ:
1 s’ 1 ?9 73
“ ----8,3 = 5,46 см.
lz rt 1Z 0/0
Статический момент поверхности сжатия:
Fj • у0—F • Ц = 378 • 5,46 — 16,62 (8,95 + 2 • 5,66) = 1729 см*.
Определение момента инерции J. Момент ннерпии сегмента круга определяется из момента инерции Л полукруга и момента инерции прямоугольника, имеющего приблизительно основание Aj = 414 м'м и высоту а = 83 мм\ все в отношении к нулевой линии АВ,
J.2 = г* 4- = 21,5* • 0,1098+*-'22Г53 • 0,822 = 23 950 см*.
При этом
Е3 = 0,424 г— 8,3 = 0,424 • 21,5 — 8,3 = 0,82 см,
Л= = 7890
Поэтому
/, = /а — /3 = 23 950 — 7890 = 16 060 см*.
Момент инерции поперечных сечений болтов Семь яаштрихо-ванных поперечных сечений болтов следует взять с положительным знаком, а три поперечных сечения, лежащих в сегменте круга, с отрицательным.
Л = (7 — 3)^H-F.2« = 4 • + 16,62(25,552 +2-22,262+2-^бЗ2 ^
+ 2 • 2,<№ — 2 • 5,662 — 8,9^) = 31 390 ел4'
7=^+4= 16060 + 31390= 47450 см*
Напряжение на растяжение крайних волокон нижнего болта на фиг. 1403: . Мк-е 750 000-, 27.85 . ... . ,
+ ’=-7- =----ЗгЙо—= + 441
Даже при переменном изгибающем моменте оно изменяется только от пуля до максимума; оно выше чем напряжение, вызываемое затягиванием болтсв а составляющее в поперечном сечении стержня:
4 • Qt 4 • 5360 и • й2 к • 4,6а
322 кг/см?.
Однако полное напряжение вследствие упругого сжатия и прогиба фланца все же ниже суммы отдельных напряжений, чю подробно было доказано в примере 4 главы о болтах.
246
Напряжения во фланце также значительны. Давление Р. оказываемое болтом на фтанец в небтагонриятном положении, может быть приближенно вычислено по существующему на середине болта напряжению на изгиб
, М„-е' 750000-25,55 ,
’• = —j— “ —“400 :
P~Fо,'“16,62 - 400 « 6650 кг.
Место перехода фланца в вал, которое должно воспринять вызванный силой Р изгибающий момент, можно принять за прямоугольник с толщиной фланца й, (при учете закругления) в качестве высоты и !/10 окружности вала в качестве ширины. Отсюда следует напряжение на изгнб:
„ б-Р-щ 6-6650-4,75 ,
а/' = ———L == -------------= 523 кг]см?
w‘25 АЯЗ
То-'6’8
— Л,-10 •
Оно больше напряжения на изгиб ровного вала, которое раньше определено было в 482 кг/см?', надо заметить, что напряжение фланца, хотя изменяется только
от нуля до максимума, но концентрация напряжений в месте закругления может еще повысить полученную рас :етом величину. Поэтому большое значение следует
придавать хорошему закруглению.
Пример 3. Фланцевое соединение турбин Great Falls, дающих N = 520(1 л. с.'при « = 225 об/мин, п называет фиг. 1 04. Торцевые поверхности фланцев обточены плоско, без центрирующего уступа и отстоят друг от друга при установленных уже на место машинах на расстоянии а =12 мм. Благодаря этому каждый вал мог быть
легко проверен на точность враше- Фиг. 1404. Соединение фданцпмп у турбин, установленных НИЯ ПО отношению К другому валу, на Ниагарском водопаде (Great Fulls). М.рь; 1:24. а также на равенство расстояния а
по всей окружности и во всех положениях. При скреплении соединения в промежуточное пространство была продета кольцеобразная стальная пластинка; затем по точному диаметру были развернуты болтовые О1верстия, и наконец, были, пригнаны стальные болты. Последние должны были быть сделаны солидными ввиду появления изгибающего момента, благодаря расстоянию между фланцами.
Напряженье в материале вала:
т, = 71620 — • =J1620 - ----Ц— = 235 кЦслР.
* п 7.11* 225 • 33s
Окружное усилие:
- U = 71,620^ • А- = 71620 • — • 4- = 54 270 кг.
Напряжение болтов на изгиб может быть определено по предельным значениям, которые получаются, если за наименьшее плечо, к которому приложено окружное усилие, принять расстояние между поверхностями фланцев о = 12 мм, а за наибольшее—расстояние от одного фланца до середины другого—62 мм:
32-£Лл 32-54270-1.2 1П_ , .
= 1Икг!ся\
2ъ - т. - 73
= —гтг~—®^7 кг]см\
247
Напряжение на срез составило бы только:
U 54 270
10. '4- “ю. 7-
4 4
кг\см-.
IL ПОДВИЖНЫЕ МУФТЫ
Они применяются в тех случаях, когда должна быть обеспечена возможность передвижения концов валов по отношению друг к другу в осевом направлении.
Компенсирование осевых сдвигов может стать необходимым при удлинении валов вследствие температурных колебаний; так, например, на фиг. 1405 один конец распределительного вала £ большого двигателя вследствие приведения в движение от конической передачи должен находиться в постоянном положении по отношению к раме, другой же конец для правильной работы распределительного механизма должен удерживаться от передвижений в осевом направлении по отношению к цилиндру; кулачная муфта К уравнивает разницу удлинения вала и удтинений рамы и цилиндра, которые во время работы нагреваются сильнее вала, а также компенсирует влияние упругих деформаций машины. На более длинных отрезках
Фиг. 1405. Подвижная муфта на распределительном валу.
Фиг. 1406. Кулачная муфта.
Фиг. 1407. Кулачная муфта.
Фиг. 1408. Кулачная муфта с центрирую-
щим кольцом.
/ валов может . оказаться полезным включение ^подвижных муфт для устранения слишком больших сдвигов частей привода и рабочих мест валов в подшипниках при температурных колебаниях. В этих случаях по большей части требуется взаимная центрировка концов валов.
Фиг. 1406—1408 показывают пригодные для этой цели муфты, состоящие из двух дисков с тремя кулаками у каждого, точно пригнанными к выемкам противостоящего диска; диски передают усилия при помощи радиальных опорных поверхностей. Для центрирования пропускают один вал во втулку противоположного диска (фиг. 1406), или применяют кольцо, пригнанное к внутренним поверхностям кулачков (фиг. 1408). При помощи подобных муфт можно компенсировать удлинения от 10 до 12 мм у малых валов и до 25 мм у больших валов (200 мм диаметром). При этом длд уменьшения возможности защемлений муфты следует устанавливать по возможности ближе к подшипнику, так как защемления уничтожают подвижность и приводят к заеданию скользящих поверхностей как в кулачках, так и у конца вала, центрированного в противоположном диске. Поэтому рекомендуется применение бронзовой втулки со смазкой поверхностей скольжения.
218
При расчете следует учитывать, что окружное усилие приложено к концам кулаков и брать низкие значения для допускаемых напряжений на изгиб — для чугуна от 150 до 200 кг1см2; удельное давление для кулачков не должно превышать 50 кг/см2. Следует иметь в виду, что муфты, передающие силы, действующие
постоянно в одном направлении, при передвижениях должны преодолевать эначи-” турбовоздуходувки, которая
Лойшипнин мотора
Подшипник червяка
Фиг. 1409. Соединение вала мотора с червячным валом.
тельное трение в кулачках. Так, например, у одной ввиду удлинения вала во время работы была соединена с паровой турбиной посредством кулачной муфты, подпятник все время нагревался, так как он не был в состонии выдержать давление, необходимое для преодоления трения в кулачках.
При передачах к электрическим моторам часто требуется возможность радиального передвижения и небольшого отклонения валов. При глухом соединении вала мотора с червячным валом (фиг. 1409) требуется чрезвычайно сложный монтаж, так как вал опирается в четырех местах и, следовательно, статически неопределим и поэтому весьма чувствителен. При применении подвижных или эластичных муфт неточности монтажа, равно как износ подшипников, опускание фундамента и пр., не играют столь большой роли.
Подобные муфты состоят большей частью из двух накрепко заклиненных на концах валов дисков, соединенных болтами, зубцами и пр. с включенным между ними эл астичным передаточным телом, которое не только обеспечивает известную
подвижность соединения, но н смягчает удары и неравномерности, не всегда устранимые у приводимых в движение машин. Иногда требуется также, чтобы муфта являлась электрически изолированной, что большей частью легко достигается путем соответствующего выбора передаточного приспособления.
Фиг. 1410. Тарельчатая муфта с упругими кольцами.
Фиг. 1411. Кулачная муфта с упругими прокладками, для Луп = 0,48, фирмы Фойт, Гейденхейм. М. 1:6.
Муфта (фиг. 1410) родственна описанной ранее тарельчатой муфте; болты крепко сидят в одном диске и передают усилия на другой диск при помощи эластичных колец из резины или кожи. Подобным же образом можно сделать упругими кулачные муфты, применяя* прокладки из дерева, кожи и т. д. (фиг. 1411) (конструкция фирмы И. М. Фойт, Гейденхейм).
В пластинчатых муфтах (фиг. 1412 и 1413) окружное усилие передается кожаными пластинками или резиновыми лентами, находящимися между выступающими из обоих дисков болтами. Муфта типа, изображенного на фиг. 1412, пригодна только при вращении в одном направленни, так как пластинки способны сопротивляться только растяжению. Однако ее можно приспособить для вращения в обоих направлениях при помощи дополнительных пластинок или ксжаных колец (фиг. 1413).
21.)
При расчете пластинок допускаемые напряжения на растяжение следует брать нн«ними от 8 до 10 кг/см* для кожи и от 3 до Г кг/см2 для резины. В упругой муфте (фиг. 1414) конструкции Берли н-Ангальтского машиностроительного акц. о-ва,
Фиг. 1412. Пластинчатая муфта. М. 1:10.
Фиг. 1413. Пластинчкая муфта. М 1:5.
передачу окружных усилий между обоими осуществляют кожаными валиками. Валики удерживаются от выпадения закраинами на
заклиненными на концах валов дисками лежат в цилиндрических отверстиях и одном диске и пружинящими проволочками или упругими разрезными кольцами на другом. Валы могут быть подняты со своих подшипник в после удаления валиков без осевого передвижения.
У щеточной муфты машиностроительного завода Лютера в Брауншвейге на одном диске расположены радиальные пластинки; на другом диске насажены ряды стальной проволоки в виде щетки, захватывающей пластинки, чем и осуществляется соединение. Неравномерность вращения устраняется пружинящим действием стальной про-
волоки, а при перегрузке щетки скользят по зубцам, так что вся муфта действует как предохранительная.
В ленточной муфте (фиг. 1415) фирмы И.М.Фойт, вГейденхейме применяют бесконечный кожаный или хлопчатобумажный ремень, который продевают через прорези в ободьях соединительных дисков, для того чтобы распределить окружное усилие на такое число частей ленты, сколько имеется прорезов в одном диске. Винты 5 облегчают вынимание^ валов. Если их отвинтить, то внешнее кольцо с ремнем можно положить на внутреннее и один из валов может быть снят без
Фиг. 1415. Ленточная муфта фирмы Фойт, Гейдсихейм. осевого передвижения.
Если направление вращения изменяется, то применяются две рядом расположенные ленты, предназначенные одна для вращения вправо, другая для вращения влево (фиг. 1416). Для того чтобы
Фиг. 1414. Муфта с упругими валиками, конструкции ВАМАО (Берлин-Ангтальтское машиностромт. Об-во, Дессау). М. 1:10.
250
избежать ударных напряжений при перемене направления вращения, ленты вакреп-
ляют при помощи специального натяжною рыча а.
Все приведенные выше эластичные и гибкие муфты пригодны только для того»
4тсбы компенсировать небольшие неправильности в положении валов. При больших отклонениях передающиё части испытывают неравномерную и при известных поло-
Фиг. 1416. Ленточная муфта для изменяющегося направленна вращения фирмы Фонт, Гейденхейм.
жен 1ях очень большую нагрузку и поэтому подвержены большому и быстрому изнашиванию.
Фиг. 1417. Муфта для прокатных валков.
Часто значительные отклонения валов, необходимые у прокатных станов для перестановки или установки валков, достигаются относительно просто благодаря поперечному сечению соединительных валиков с четырьмя выемками (фиг. 1417) и надетой на них муфте, допускающей соответствующую свободу.
Следую цим видом муфт являются звездообразные шарниры (фиг. 1418). Форма губчатых выемок на одной из частей соединения может быть любой, проще, всего с прямыми сторонами; зубцы на другой части соединения должны иметь такие очертания, чтобы возможно было движение по всем направлениям. Чем больше угол отклонения, тем менее благоприятны условия случаев личных
Фиг. 1418. Звездообразный шарнир.'
соприкосновения и тем сильнее изнашивание. Более совершенными для больших отклонений валов являются универсальные шарниры раз-консгрукций (фиг. 1419—1422), у которых движение осуществляется двумя
Фиг. 1419. Универсальный шарш р BAW.AG.
Фиг. 1420. Универсальный шарнир.
парами установленных перпендикулярно друг к другу цапф. На фиг. 1419 и 1420 последние находятся в одной плоскости, сидят на заклиненных ьа концах валов вилкообразных частях Д и В и соединены кольцом С, разъемным по плоскости
251
цапф. Согласно принципу Кардана отклонение аалов в любых направлениях является благодаря этому возможным.
Фиг. 1421 изображает универсальный шарнир для карданного вала автом.обиля, имеющий своим назначением обезвредить перемещения задней оси по отношению к шасси автомобиля, в котором укреплена коробка скоростей. Вследствие грязи и
пыли, которым подвержен автомобиль, а также для того, чтобы удерживать смазочные средства, весь'шарнир делают закрытым. Для этого разъемную коробку уплотняют при помощи шаровых поверхностей вдоль вилок а и Ь, а втулки е, в которых вращаются цапфы с отливают закрытыми с одной стороны. Весьма важная, в условиях больших уси-
Фпг. 1421. Универсальный шарнир Общества двигателей Даймлера.
лий и большого числа оборотов, смазка осуществляется при помощи подвинчивания наполненной мазью втулки /. Мазь через щели во втулке вилки b проникает внутрь коробки и оттуда через отверстия к трущимся поверхностям цапф с.
Фиг. 1423. К определению зависимости между скоростями у валов с универсальными шарнирами.
Другая, сильно укороченная форма шарового шарнира (фиг. 1422) часто встречается у станков. Шдрннр состоит из двух вставленных одна, р другую частей с шаровой внешней поверхностью и Т-образными, стоящими друг к другу под углом в 90° пазами, за которые захватывают фрезерованные соответствующим образом концы валов, показанные в плане отдельно.
Следует иметь в виду, что передача движения при помощи универсальных шарниров тем Неравномернее, чем больше угол отклонения а (фиг. 1423). Если ведущий вал вращается с постоянной угловой скоростью <о, то через посредство
252
цапф Л и А' он собщает кольцу такую же окружную скорость;’ цапфы же В и В' вала UZ2 в начерченном наверху положении он вращает при плече рычага/?• со?а и соответственно этому со скоростью T»min = ш • /? • cos а, которая является наименьшей. В положении, вычерченном внизу, т. е. после поворота вала на 90’,., имеем уже плечо /?, но под углом а, что вызывает наибольшую скорость v , == —Внутри этих пре-
COS ОС
делов скорость цапф В и В’ изменяется дважды при каждом обороте вала; изменения становятся отчетливо заметными уже при угле отклонения в 5°, когда опи дают неравномерность, равную;
v шах
V П51П
1
COS а а
n QQfi., = 1,008 или 0,8 ’ 0,99о2
При 10° отклонения это значение возрастает до 1,031, или до 3,1°/о.
Неравномерность в движении уничтожается, если привод осуществляется при помощи двух симметрично расположенных или параллельных валов, как это показано на фиг. 1423,—способ, часто применяющийся в станкостроении для переставных столов (фиг. 1290), а также для приведения в движение валков прокатных станов. В этих случаях лишь промежуточный вал подвержен неравномерным скоростям.
Если валы сдвинуты друг от-
носительно друга, то возникают еще сдвиги цапф в подшипниках или изменение длины промежуточного вала, если последний сделан телескопическим (фиг. 1290).
Соответственно изменениям скорости, цапфы также подвержены различным нагрузкам. Их следует рассчитывать на наибольшее давление:
, ________________
гсах 2 /?cosa
(440)
Фиг. 1424. Скользящий шарнир.
Другой вид шарниров, применяемый в автостроении, представляет шарнир с ползуном (фиг. 142-rj, у которого обе цапфы на конце левого вала движутся между плоскими поверхностями прореза в коробке, сидящей на конце правого вала. Для бокового направления наружные контуры цапф должны быть шаровыми, а у ползунов цилиндрическими с радиусом /?. Недостатку шарнира, заключающемуся в скольжении по плоским поверхностям, противопоставляется преимущество простоты формы шарнира и возможности небольших продольных сдвигов валов, что во многих случаях является желательным, а иногда даже необходимым. Защитить шарнир от пыли можно при помощи кожаного футляра, либо при помощи коробки шаровой формы.
III. СЦЕПНЫЕ МУФТЫ
Различают два рода сцепных муфт:
А — допускающие выключение в любой момент, а включение—только вовремя остановки или при совсем малых скоростях.
В—допускающие включение и выключение во время движения.
У первой группы захват может осуществляться при помощи жестких частей: выдвижные кулачные, зубчатые муфты и муфты с собачками. Они служат для временной остановки частей установки или же в качестве предохранительных приспособлений против несчастных случаев, допуская возможность быстрого выключения машин или целых линий валов. Для той же цели служат и обыкновенные захваты и кулачки у станков, производящие включение и выключение шкивов и зубчатых колес, имеющих малые массы.
253
У второй группы следует тщательно учитывать динамические условия, особенно когда приходится соединять большие массы с большими скоростями вращения. Ведомый вал со всеми сидящими на нем частями или машинами следует постепенно из состояния покоя доводить до скорости вращения ведущего валя. Поэтому применение жестких приспособлений исключается, так как они производят внезапный захват и, благодаря возникающему удару, подвергают самую муфту и соседние части недопустимым напряжениям и опасностям. Образующийся удар растет пропорционально подлежащим соединению массам и квадрату скорости. В качестве передающего механизма всюду поименяют — муфты трения, причем, пока существует разница скоростей между ведущим и ведомым валом, получается скольжение соединяемых поверхностей друг по другу и нагревание их вследствие рабо:ы трения. Важной составной частью всех сцепных муфт является приспособление для включения и выключения. /
Муфты этой группы служат для разных целей: для включения и. выключения линий валов или отдельных приводов и машин в целях расходования энергии только во время непосредственной работы, для избежания перегрузки, предохранения от несчастных случаев, перемены направления вращения и т. п. Далее, они применяются в тех случаях, когда приводной ремень hlctoai ко широк, что передвигать его с холостого шкива на рабочий представляв значительные трудности, а также в тех случаях, когда мотор должен работать на холостом ходу, как это бывает у автомобилей и некоторых двигателей внутреннего- сгорания.
А. РАЗДВИЖНЫЕ МУФТЫ — КУЛАЧНЫЕ, ЗУБЧАТЫЕ И С СОБАЧКАМИ
Раздвижная кулачная муфта (фиг. 1425) это та же расширительная муфта (фиг. 1406), один нз дисков которой, расположенно й на ведомом валу, может передвигаться вдоль двух призматических шпонок при помощи отводящего рычага. Последний захватывает половинку муфты посредством скользящего кольца, вхо-
дящего в нп. прямоугольного сечения. Зубцы имеют радиально-направленные плоскости прилегания и скошенные задние поверхности. Расцепить муфту при полной нагрузке не легко, ибо при небольшом расстоянии кулаков и шпонок от оси вала возникают
Фиг. 1425. Раздвижная кулачная муфта. большие окружные уси-
лия н большие силы трения. Так как выключающая сила действует в осевом направлении и Должна быть надежно воспринята валом, то рассматриваемая муфта может быть рекомендована толь о для умеренных усилий и мощностей.
В этом отношении более благоприятные условия создает муфта Гильдебрандта (фнг. 1426 и 1427). Оба диска муфты А и В. снабженные зубцами, наглухо заклинены на концах валов и могут быть соединены друг с другом при помощи м-уфты С, скользящей по втулке диска В. В расцепленном состоянии зуоцы м\фты С находятся в • просветах диска В и при включении захватывают зубцы ди ка А. Благодаря этому надобность в шпонк х отпадает, а также вследствие бтльшнх плеч зубцов уменьшаются окружные усилия и силы трения; расцепление значительно облегчается.
Конструкции, у которых ведущий вал используется для расцепления см. |ХХ, 1].
Выдвижная ленточная муфта Цодель — Фойта (фиг. 1428). При включений этой муфты четыре болта прикасаюп я к ленте, протянутой через прорезы одной из половинок муфты. По сравнению с вышеописанными муфтами она имеет
2'4
преимущество в смысле податливости пби небольших неточностях в положении валов друг относительно друга.
Флг. 1426, Муфга Гильдебрандта. Берлип-Ангальтское машиностроительное общество (BAMAG), Дессау. М. 1:5.
Фиг. 14'27. Муфта Гнльдебранта.
Фиг. 1423. Раздвижиая ленточная муфта Цодель-Фойта.
Муфт ы с собачками, прежде выполнявшиеся в различных формах, теперь почти не изготовляются. г
Б. ФРИКЦИОННЫЕ МУФТЫ
1. Процессы сцепления
При включении всякой фрикционной муфты возникают сопротивления двух родов:
1) сопротивления от сил инерции включаемых масс;
2) сопротивления трення в трансмиссиях и машинах, приводимых в движение от при :оед in немого вала, а также полезное сопротивление машин. Объединим последние под одним понятием — внешние рабочие сопротивления.
Исследуем сперва действие одних сил инерции, т. е. случай включения иена-груженной трансмиссии, пренебрегая трением в подшипниках. В простейшем случае фиг. 1429, где для присоединения вала В оба диска С и D посредств м скользящего кольца Е прижимаются друг к другу силою Р. У плоских трущихся поверх-
255
ностей возникает трение Р-р-, стремящееся захватить с собою диск £); это трение можно рассматривать как окружное усилие U=P-<p на расстоянии г от оси вала. Если предположить, что Р остается постоянно одинаковым и что коэфициент трения р. не зависит от разности скоростей между обоими дисками, то и U также неизменно. Если ведомый вал с расположенными на нем вращающимися массами имеет полный момент инерции J, то возникает равномерно-ускоренное вращательное движение с угловым ускорением:
М U-г »..р. г у — у— = ----------р — - Const,
которой для времени t соответствует угловая скорость:^ , U • г t
ш
представленная на фиг. 1430 наклонной прямой. Время сцепления Т, после которого ш достигает значения а>0 ведущего вала, следовательно, когда оба вала вращаются с одинаковой скоростью и поэтому соединены, получаем из формулы:
U г Т f • ы,
T^'U-r '443)
Г возрастает пропорционально моменту инерции J и уменьшается по мере возрастания окружного усилия U.
В процессе включения работа, которую произвело окружное усилие U за время t, равна:
U .v . t=U • г • « • I, (444) и вал воспринял энергию, равную-.
J • г2 • р
—2~ > (445)
Л
ведущий вал
Ведомый кал
Фаг. 1429. Схема фрикционной муфты.
Q
представляет собой потерю работы
(441)
---------'-о-Время
(442)
Время
С.1
t;
$5
f
Wil
разность U-r-vt-------
вследствие скольжения. Зависимость обеих величин от времени £ изображена прямой и параболой иа фиг. 1430 внизу.
В конце ускорения работа, произведенная силою U, составляет:
——U -г w0 • 1\
В конце ускорения работа,
в то время как энергия вала:
Время
\лшперинаУ$
х
•Время а5
Фиг. 1430. Процессы, происходящие при присоединении приводного устройства, вращающегося на холостом ходу.
(416)
’22 < ‘V u'r ' w<’'1
2 2 , 2®0 ‘ T* *
т. е. вдвое меньше. Следовательно, половина работы, затраченной на ускорение масс, теряется вследствие скольжения друг по другу соединяемых поверхностей. Эго условие можно доказать также и для любой переменной окружной силы, ибо работа, производимая окружной силой U за время сцепления Т, дается формулой:
2
•
'..’об
т. е. выражением, которое при
da
It
U
е =
— и г
переходит в
А = J-
Шу
“о j da = J.aJ.
О
(443)
В противоположность этому, энергия, накопляемая иа ведомом валу, к моменту . / • <о„а
достижения угловой скорости ш0, равна—и следовательно, всегда равна половине затраченной. Таким образом потеря работы при ускорении масс не зависит от величины сцепляющей силы и от закона, по которому последняя изменяется.
Если, как это принято в случае, изображенном на фиг. 1430, сцепляющая сила U вводится в действие сразу полностью, то происходит удар, подвергающий ведущий вал отчетливо видимым колебаниям, что может значительно повысить напряжения в материале вала. Следующий удар происходит в тот мдмент, когда валы полностью сцеплены, когда, следозательно, ведомый вал получает угловую скорость ведущего вала ш0, ибо тогда сопротивление от ускорения внезапно исчезает, и сцепляющая сила освобождается. Однако в этом втором случае удар распространяется как на ведущий, так и на ведомый валы установки.
Работа скольжения почти вся превращается в теплоту, за исключением небольшой части, идущей иа изнашивание поверхностей.
Пример 4. Трансмиссионный вал, полный момент инерции которого ./=3 кгм!се&, должен быть приведен во вращение со скоростью 100 об/мин при помощи муфты, действующей с окружным усилием (7=^450 кг на расстоянии г = 200 мм от оси вала (фиг. 1430).
Угловое ускорение (441):
(7- г J
450 • 0,2
1/сек3,
Угловая скорость ведущего вала:
тс • и тс • 100 _
“» = _ЗО- = —30“ = 10,47 1/Се“-
Продолжительность сцепления (443):
1 7’ J ' % =< 3 • 10,47 - .д ~П 35 сек
‘ ~ U • г “ 450 • 0,2 ~ 0,349 ~ 0,35
Полная работа, которую необходимо затратить за время включения (446)
Ат = U- г- 7 = 450-0,2- 10,47-0,35 = 329 кгм.
Работа ускорения*
, ш0« 3-10.473
J • ~----= 164,5 кгм.
/ £ i
Если наряду с силами инерции действуют еще внешние рабочие сопротивления, которые, будучи приложены на плече г, составляют W кг, то соединяющиеся поверхности при включении скользят до тех пор, пока сила соединения U не достигнет величины W (см. точку В на фиг. 1431, вверху). Работа, произведенная до этого момента
J*? t)
A j = f • U • г • <оо • dt = г • <оо • U dt,
6
17 Регшер. Детали машин, т. И.
(449)
.257
полностью теряется и преобразуется в теплоту. Как только U становится больше W, вал начинает вращаться, причем разность U—W служит для ускорения масс, с угло-
вым ускорением:
Фиг. 1431. Процессы, происходящие при включении нагружевной трансмиссии.
(450)
е =
соответствующим угловой скорости:
и окружной скорости:
v = ш . г,
(451)
(452)
измеряемой на расстоянии г.
Полное окружное усилие 17, действующее в муфте, можно рассматривать разложенным на две части W и U— W, из которых IF служит для преодоления внешних рабочих сопротивлений, a U— W—для ускорения масс.
Пока движение происходит с ускорением, т. е. до той точки D (фиг. 1431), в которой ведомый вал достигает угловой скорости <о0 ведущего вала, имеют место одновременно два рода потерь работы:
1. Потери от разности скоростей, с которой диски муфты скользят друг по другу.~Силой здесь является рабочее сопротивление W, так что потеря ко времени определяется из:
<1
Аа= /* W-(c3-v)dt =
cQ{tt — t0) — wfv dt =
= W.^r.(tl-t0)-Au> (453)
вде
An=W • r j* • <ь dt (454)
*4
обозначает полезную работу для преодоления внешних рабочих сопротивлений. Потеря тем значительнее, чем продолжительнее период ускорения, и поэтому в сильной степени зависит от величины и характера изменения окружного усилия U.
2. Потери от ускорения вращающихся масс. Ко времени сила U—W, имеющаяся для ускорения масс, производит работу:
* f{U—W)^-r‘dt = ^-rf{U—W)dt. (455)
^0 ^9 '
J • ш3
Из нее часть—= А0 в виде живой силы, переходит на ведомый вал; остаток л»
' Г
A3 = %-r (U-W)dt-^- (456,
*4
258
представляет потерю, имевшую место до этого времени. В конце времени сцепления Т полная потеря, как выше было показано, составляет она не зависит от величины и характера изменения силы U. В сцепленное состоянии муфта замкнута избытком силы, равным U—W кг, и поэтому в состоянии преодолевать рабочие сопротивления до величины в U кг. В нижней части фиг. 1431 изображены и выделены штриховкой отдельные потери, полезная работа и работа ускорения.
Пример 5. Трансмиссия с полным моментом инерции У = 3 кгм! см2 и с внешним рабочим сопротивлением W = 300 кг должнабыть приведена в движение со скоростью 100 об/мин при помощи окружной силы U, возрастающей до кривой OBCD фиг. 1431 вверху. Спустя Г = 0,7 сек. в точке С, эта сила достигает >450 кг и затем остается постоянной. W и U отнесены к одному и тому же расстоянию г=200 мм от оси вала (для достаточно точного определения кривые должны быть вычерчены по крайней мере в 2'/г раза большем масштабе длин и высот, чем это сделано на фиг. 1431).
Потеря работы в течение времени /в = 0,29 сек. пока составляем (449):
A^r-^f U'dt = 0,2 • 10,47 f • U dt. о о
Интеграл Г *U*dt представляет величину площади, лежащей под ОВ на фиг. 1431 о
вверху, и равен 0,742 еле9. ~
' ‘ X
Масштаб абсцисс.............. 1 ем =0,25 сек.,
. „ ординат..................1 „ =250 кг,
, площадей.................1 сл2=0,25 250 = 62,5 кгеек.
Поэтому At =0,2 • 10,47 • 0,742 • 62,5 = 97 кгм..
Так как, согласно (450)
J о
то ординаты кривой ускорения пропорциональные силе ускорения U—W, имеют значение 0 во время ta, и достигают по истечении Г = 0,7 сек. значения:
е = 0,0667 • 150= 10 1/сек2.
Угловую скорость а>= j’e-dt для разных времен определяют по величине площади, образуемой кривой для е; например, для времени из заштрихованной площади.
Масштаб абсцисс
ординат
1 cjm = 0,25 сек., 1 ’ =5“U сек8
Отсюда 1 сл<3 = 0,25 • 5= 1,25 - 1/сек.
Начиная от С2, ® = j's'dt=\Q't\ следовательно, угловая скорость растет пропорционально времени t, увеличиваясь на 10 единиц в секунду. Если под этим наклоном из С8 провести прямую линию, то в точке £)а она встречается с линией ш0 = 10,47 1/сек, причем абсцисса точки представляет время сцепления Т = 1,48 сек, Т зависит только от силы U—W\ большие избыточные силы сокращают время сцепления и уменьшают вместе с тем и потери, вычисление которых приводится ниже.
Потеря работы А2 за время ускорения. Для определения Ла сначала вычисляют по (453):
АГ. ш0 • г • (/j—t0) = 300 • 10,47 0,2 • (^ — 0,29);
17’
25»
для различных значений гр определяют таким образом кривую BaC3D3 и вычитают полезную работу:
А„ = W-г/. • dt — 300 • 0,2 /\о • dt. #о to
Для времени t, интеграл дается величиной заштрихованной площади, образуемой кривой для <о. К концу времени сцепления Т сила W производит работу:
яг
и. its яг
• У-ЗШлг
время
время
300 • 10,47 • 0,2 (1,48 — 0,29) = 747 кгм\ в то же время из площади, лежащей под B.C^D, и равной 4,47 см2, при масштабе 1 = 0,25 • 5=
= 1,25 сек/сек, полезная работа определяется в
А„ = 300 • 0,2 • 4,47 • 1,25 = 335 кгм.
Наконец, работу сил инерции находим измерением площади (U—W) для разных времен при масштабе 1 см2 = 250 • 0,25 = 62,5 кг/сек (кривая В3Срд' К концу времени сцепления Т она согласно (455) составит: т
<о0 • г J‘(U—W)dt — 10,47 • 0,2 2,51 • 62,5=329 кгм.
ло
д
t
Фиг. 1432. Процессы, происходящие при присоединении нагруженной трансмиссии, если сила сцепления начинает дей-ствовать сразу же полностью.
Проверкой правильности расчета служит то обстоятельство, что. работа силы инерции должна быть в два раза больше энергии, накопленной к тому же времени валом:
/ш02 _ 3 • 10,47а _ ~2 ~ 2 ~
164,5 кгм.
Из всей произведенной во время сцепления работы в 1173 кг теряется 673,5, т. е. 57,4%.
Пример 6. Более благоприятные условия получаются в том случае, когда сцепляющая сила U сразу же приобретает свою наибольшую величину в 450 кг и сохраняет ее в течение всего процесса сцепления, как это представлено на фиг. 1432. Подобно тому, как и в первом примере, движение будет равномерно ускоренное. Угловое ускорение (450):
(450 - 300)0,2 ^10 1/саА
J <3
При ш = 10,47 1/сек. время сцепления Гем. (443)]: т_ _ 3-16,47
' - (б/— W) г (450—300) • 0,2 — ’
Полная работа, произведенная во время сцепления (446):
Ат = U • г • <оо . 7=450 • 0,2 • 10,47 • 1,047=987 кгм.
Полезная работа (454)
(О t
(О • dt, При — = у
получим
260
и поэтому изображается параболой OD, достигая в конце' времени сцепления Т величины;
W • г • <% • Т 300 • 0,2 • 10,47 • 1,047 '
-----2------=-----------2----------= 329 кгм'
Работа, произведенная в то же время силою W, в два раза больше:
Аа = W • г • <% • Т = 658 кгм,
изображена То же изводит во
в то время
на диаграмме прямой ОС. Половина теряется вследствие скольжения, следует сказать и в отношении работы сил инерции. Сила U— W провремя сцепления Т работу:
(U— W)-ru0- Т— 150 0,2 • 10,47 • 1,047 = 329 кгм, как работа, накопленная в качестве энергии движения, par на:
•Ч9 3-10,472 1Д. _
-_- =----Q— =164,5 кгм.
Прямая ОА и парабола ОВ изображают ход изменения этих величин на диаграмме.
В общем, в рассматриваемом случае 50% затраченной работы теряется и нагревает муфту.
Если сравнить результаты трех примеров, в основу которых положен один и тот же момент инерции трансмиссии и одно и то же наибольшее значение сцепляю-jnefi силы, то увидим, что процессы ускорения и потери, а также,..конечно, и напряжения валов и частей привода зависят от нажимающего усилия и могут с его помощью регулироваться. Наиболее благоприятным является присоединение трансмиссии на холостом ходу и включение больших рабочих сопротивлений уже по наступлении установившегося состояния. Если пренебречь трением в подшипниках, то в данном случае приходится преодолеть лишь сопротивления от сил инерции; потеря от скольжения сцепляющих поверхностей и происходящее вследствие этого нагревание муфты здесь наименьшее. Вообще же здесь должна быть затрачена двойная работа против теоретически необходимой для ускорения масс. Удары в начале и в конце сцепления остаются довольно сильными.
Потери, нагревание н продолжительность сцепления значительно возрастают, когда наряду с ускорением масс должны быть преодолены и внешние рабочие сопротивления. В этих случаях полезно применять сразу наибольшую величину сцепляющей силы и сохранять ее все время, как в примере 6. И в этом случае полная работа, которую необходимо затратить, в два раза больше теоретически необходимой для преодоления рабочих сопротивлений и ускорения масс. При рабочих сопротивлениях, составляющих % сцепляющей силы, как время сцепления, так и полная работа и потеря от скольжения возрастают в три раза против тех, которые имеют место при холостом ходе. Удар весьма значительный при включении, напротив, в момент полного сцепления уменьшается до J/3.
Наконец, в случае, рассмотренном в примере 5, где сцепляющая сила достигает полной своей величины 450 кг, лишь спустя 0,7 сек., время Т возрастает до 1,48 сек., vt. е. на 41% против примера 6, а потеря от скольжения возрастает от 493,5 до 673,5 кг, т. е. на 36%. Удара при включении муфты нет; в конце времени сцепления он таков же, как и в случае 6.
2. Общие соображения, которыми нужно руководствоваться при конструировании фрикционных муфт
Для конструирования сцепных муфт и их оценки важно учесть еще следующие обстоятельства.
В качестве материалов для трущихся поверхностей применяют:
а) металлы, которые для равномерности действия трения желательно тщательно смазывать: чугун по чугуну или по железу или по бронзе, сталь по бронзе, алюминий по чугуну; <
<61
б) кожа, дерево, бумага и т. д. (вследствие их большого коэфициента трения», а также асбест по железу. Первые с успехом применяются, будучи в большей или меньшей мере смазаны; напротив, асбестовые пластинки и проволочно-асбестовые ткани в высшей степени противостоят теплу и могут работать в сухом состоянии.
Коэфициенты скользящего трения принимаются по Морену:
Чугун по чугуну или бронзе, слабо смазанные . 0,15.
Чугун по бронзе, сухие.........• . 0,20.
Для суждения о величине трения при скольжении по деревянным поверхностям могут служить данные, полученный Л. Клейном для тормозных колодок [XX, 2]. Дерево лежало вдоль волокнами на тщательно обработанных ободьях тормоза. При скоростях от 1 до 20 м/сек и при давлениях от 0,5 до 10 кг/см2 коэфициент трения оказался приблизительно одинаковым. '
Таблица 130 Коэфициенты трения при скольжении деревянных поверхностей по Л. Клейну
Бук Дуб Тополь Вез Ива
Чугун Железо 0,29 — 0,37 0,54 0,30 — 0,34 0,51 — 0,40 0,35—0,40 0,65 — 0,60 0,36 — 0,37 0,60 — 0,49 0,46—0,47 0,63 — 0,60
Для чугуна надо брать большие значения, когда тормозной диск промыт бен^-зином, и низшие, когда диск только хорошо вытерт; для железа следует поступать наоборот. Для необработанного железа величина р. колеблется и значительно меньше, чем у гладких дисков.
О допустимом удельном давлении Кутцбах дает следующие указания: для кожи и тонких металлических пластинок р^.0,7, для толстостенного\ металла и дерева — от 3 до 6 кг/см2.
Подобно тому, как и у цапф при средней скорости вращения ^ представление о работе трения дает произведение В качестве среднего значения Кутцбах указывает на р • vm = 20 кг/см2 • м/сек.
При выборе материала для трущихся поверхностей следует руководствоваться условиями работы в отношении их изнашивания и их смены. z
Количество выделяемого тепла зависит только от работы скольжения, но не от размеров муфты и не от удельного давления на трущиеся поверхности. Последнее влияет только иа поддержание слоя смазки, который желательно и^еть как для равномерности трения, так и с точки зрения влияния на износ. Тепло сначала накопляется в теле муфты, затем постепенно отдается воздуху. Чтобы избежать слишком высоких температур, муфта должна иметь вблизи трущихся поверхностей достаточную массу. Большие внешние поверхности, пустоты, через которые может проходить воздух, или ребра, содействуют отдаче тепла. В случае очень частых включений может встретиться надобность в искусственном охлаждении при помощи потока воздуха или воды. При данной скорости вращения муфты на величину работы скольжения имеет влияние давление нажатия; важно сделать его. по возможности равномерным и независимым от изнашивания скользящих поверхностей. В этом отношении лучше применять во включающем механизме пружинящие части, чем жесткие средства передачи. Желательно иметь возможность быстрым подтягиванием муфты уничтожать слишком долгое скольжение и связанное с ним сильное нагревание. Скольжение можно сделать легко заметным введением сигнального приспособления; последнее начинает действовать во время ускорения или при некотором скольжении. Если скольжение продолжается долго, муфту необходимо подтянуть.
Ввиду опасности перенапряжения приводного механизма, нажимное давление не должно превышать определенного предела, следовательно, его необходимо
262
ограничивать этим наивысшим пределом, например, при помощи переставляемых пружин. Возможность постоянного регулирования пружин необходимо обеспечить в тех случаях, когда величина сопротивления масс сильно изменяется, как например, это имеет место у канатных дорог, которые во время сцепления иногда нагружены, иногда работают вхолостую.
При выборе муфт в установках с равномерным моментом вращения исходят из мощности N в лошадиных силах, которая должна быть отдана присоединяемому N валу, и из числа оборотов в минуту. Большей частью фирмы дают отношение—, для которого муфта сконструирована. Однако при этом нельзя не принять во внимание величины сцепляемых в отдельных случаях масс. Если они значительны,то рекомендуется N
брать муфту большую, чем это соответствует отношению —. При больших установках Л
рекомендуется применять последовательное сцепление посредством нескольких фрикционных муфт; иногда такой порядок даже необходим. Кроме того, необходимо проверить равномерность передачи силы. Если сила переменная или действует толчками, то следует исходить из наибольшей мощности, какая может возникнуть. В этом отношении трансмиссионный завод Флендер в Дюссельдорфе рекомендует брать для компрессоров и лесопильных рам 2,5—3-кратную среднюю мощность, для приводных механизмов к каландрам и другим машинам на целлюлозных и бумажных фабриках—2-кратную, для мельниц и водяных турбин—1,5-кратную, для приводов от дизельмотора —1,25—1,5-кратную среднюю мощность. Предохранительные муфты, которые расцепляют только при несчастных случаях и вновь сцепляют во время остановки, могут быть выбраны при прочих равных условиях меньшими, чем ге муфты, которые подлежат сцеплению на полном ходу работы. При заказе муфт указанные условия работы должны быть точно перечислены, а для больших установок желательно представление эскизов с указанием размеров и весов всех частей.
Включающие усилия должны быть по возможности малы и приложены на возможно бёлыс,ем расстоянии от валов. Возникающие при включении усилия должны быть надежно восприняты, ибо осевые перемещения самих муфт, например у дисков с желобками, вызывают нежелательные нарушения и в то же время очень вредно действуют на другие части, сидящие на валах, например на конические колеса. Для указанной цели служат особые-подшипники, заплечики на валах или гребни .в подшипниках, расположенных у муфты.
Большинство фрикционных муфт требуют точно центрированного положения валов относительно друг друга; даже незначительные отклонения осей или прогибы валов ведут к неспокойной работе и сильному изнашиванию. Поэтому, особое значение следует придавать надежным опорам для валов непосредственно рядом с муфтой. Для тяжелых муфт полезно устраивать опоры с двух сторон на одной общей раме (фиг. 1438).
Конструкции сцепных муфт чрезвычайно разнообразны. По форме поверхностей различают: дисковые, пластинчатые, конические и цилиндрические муфты. Диски, колодки, ленты, пружинящие кольца прижимают к трущимся поверхностям при помощи винтовой передачи, рычажных механизмов, пружин, клиньев и т. д. Реже используются для этого центробежная сила и давление воды, воздуха и пара. В последнее время в муфтах применяются электромагниты.
Помимо непосредственного соединения двух примыкающих друг к другу валов, муфты служат также для того, чтобы приводить в движение вал (или выключать его) от постоянно вращающегося ременного шкива, или, наоборот, включать и выключать шкив при постоянно вращающемся вале. Такие приводы, как указывалось выше, должны применяться в том случае, когда ремни так широки, что их нельзя передвигать на обыкновенные рабочие или холостые шкивы. Иногда важным является экономия в месте, достигаемая применением муфты.
В первом случае вал при расцепленной муфте находится в покое, в то время как шкив Продолжает вращаться на холостой втулке; во втором случае при расцеплении муфты останавливается ременный шкив; однако, как показывает опыт, последний быстро срабатывается на одной стороне в£ледствие натяжения ремня, что
263
легко приводит к неспокойному ходу и нарушениям правильности работы. Поэтому в тяжелых механизмах рекомендуется ременный шкив насаживать на пустотелый вал, окружающий ведущий вал, и располагать первый на отдельных подшипниках; оба же вала соединять муфтой.
3. Примеры сцепных муфт
От подробного описания многочисленных конструкций сцепных муфт приходится отказаться. В дальнейшем будут разобраны лишь особенности некоторых важнейших видов.
а) Муфты с механическим включением
Недостаток обыкновенной дисковой муфты (фиг. 1429) — большое давление нажатия, длительно действующее полной своей величиной на скользящее кольцо (держать которое под смазкой трудно). В конической муфте (фиг. 1433) этот
недостаток значительно уменьшен.
Для выяснения соотношений сил представим себе, что действующее перпендикулярно к элементам конической плоскости нормальное давление сконцентрировано в двух нормальных силах N, приложенных на концах одного диаметра. Они вызывают в направлении, касательном к конической поверхности, силу трения величиной 2 р./V для преодоления окружного усилия U, так что при предельном трении должно быть:
U= 2р-Л/.
Фиг. 1433. Конусная муфта.
Однако сопротивление трения той же величины возникает при включении и вдоль образующих конуса, как это показано в продольном сечении муфты (фиг. 1433), и должно быть преодолено силой нажатия Р на скользящем кольце ’. Поэтому условие равновесия по направлению оси, при угле наклона конических поверхно-
о а
стей -g-, приводит к следующему соотношению:
Р — 2 (м • sin р. • N • cos-^-\ \ A Z /
U
что при Л2 = 2и дает: а . а sin-^-4-|icos-~- ..
р .= и------------------— = —;
р. р
(457)
р.' =-------£-------- называют коэфнциентом трения конуса; он тем больше и благо-
sin-^- -Ь р- • cos-J-
приятнее, чем меньше а. Однако слишком малые углы конуса вызывают внезапный захват и защемление половинок муфты друг в друга; поэтому-g- не должно быть
менее угла трения. На практике обычно берут ~ между 15 и 12°, в исключительных случаях 10°. Из конусов DIN 254 к нижнему значению приближается конус 1:3
а
2
с
= 9°28'. Если для чугунных поверхностей трения принять р = 0,1, то при а = 1-5й . . . р' -- 0 131 _|_01,0991 = 0.434, а = 10° . . • р' = 0,037-4-ОД -0,996~ = °,535‘
1 О том, что второй силы, направленной вдоль образующих, и е т, н ее вводить не нужно, подробно сказано в моем «Курсе деталей машин*. Прим. ред. *
264
когда половинки муфты сколь-
Фиг. 1434. Автомобильная муфта Нового автомобильного общества, Берлин.
Необходимое давление нажатия уменьшается соответственно до 23 и 19% величины, требующейся при дисковых муфтах с плоскими поверхностями. При сцеплении во время работы соотношения складываются более благоприятно, ибо давление нажатия приближается к значению
f)/ = t7'Sin^> (458)
Р
так как трение вдоль образующих конуса, противодействующее сцеплению, получается незначительным и может быть отброшено, зят друг по другу.
При расцеплении имеем: . а а
р,, С/Ш2 ~|1‘cos~2~ (459)
н
Ввиду значительного нажимного усилия, которому при конструкции, согласно фиг. 1433, подвергаются скользящее кольцо и подшипники вала при включенной муфте, конические муфты в приводных механизмах почти не применяются. Однако вследствие простоты и быстроты включения они часто применяются для передачи малых мощностей в стайках и у автомобилей. Часто треиие усиливают при помощи кожаной облицовки на одной из конических поверхностей. Коэфициент трения кожи в смазанном состоянии доходит до 0,2, а для сухой кожи—до 0,3 и даже до 0,5, так что действие муфты в высокой степени зависит от состояния кожи.
Фиг. 1434 изображает автомобильную муфту Нового автомобильного общества в Берлине. Основной целью этой конструкции является освобождение вала от нажимающего усилия при включенной муфте, т. е. во время езды. Дая этого между, обоими дисками муфты помещена спиральная пружина, а. Она прижимает их друг к другу, не на
гружая вала, так как внутренний диск может перемещаться по привинченному к коренному валу хвостовику d. Наружный чугунный конус, имеющий кожаную облицовку, привинчен к ободу махового колеса мотора. Он сделан разъемным для того, чтобы его легко можно было снять для смены облицовки. Внутренний конус точно центрируется при помощи длинной бронзовой втулки на хвостовике d. Как втулка, так и четырехгранная головка вала хорошо смазываются при помощи масленки Шгауфера с нажимной пружиной.
Для регулирования натяжения пружины а и для выравнивания изнашивания сцепляющих поверхностей служит резьба на шайбе Ь. Шайба Ь удерживается и предохраняется от развинчив >ния плоской пружиной с.
При выключении коробки скор ктей муфта разобщается с помощью вильчатого рычага, действующ'го через имриковый подшипник на правом конце на втулку внутреннего конуса, сжимая пружину а. Коленчатый вал должен надежно воспринимать возникающее при этом осевое давление. Пружина а вращается тогда по шарикоподшипнику в шайбе A. Hi внутреннем конусе сделаны косые крылья, действующие в качестве вентилятора и соадаюцие ток воздуха для охлаждения сцепляющих плоскостей.
В пластинчатых многодисковых муфтах (фиг. 1435) значительное осевое давление почи кчегся ичыч способом, а именно, включением многочисленных плоскостей трения. Пои помпц! по)зезоз и пр ^магических шпонок-пластинки попеременно соединены со втулкой а на валу и с наружной коробкой Ь, укреплен
2 >5
ной на маховом колесе. При замыкании муфты они прижимаются друг к другу в осевом направлении. В рассматриваемом случае это происходит с помощью пружины /. Если муфта должна быть разобщена, то сжимают пружину f посредством рычага h через шариковый подшипник k и вследствие этого прекращают нажим
Маховик
Фиг. 1435. Пластинчатая муфта.
пластинок друг на друга. Преимуществом подобных муфт являются небольшие размеры в радиальном направлении и возможность плавного сцепления даже при больших мощностях^, недостатком их является то, что они состоят из большого числа деталей.
Если нажатие происходит в радиальном направлении, осевое давление в сцепленном состоянии муфты исчезает и получаются разгруженные цилиндрические муфты. Так, у муфты Домен-Леблана Берлин-Ангальтского машиностроительного акционерного общества (фиг. 1436— 1438) четыре соединительные колодки А, тщательно направляемые по радиусам на крестообразном диске, пружинами ВС, имеющими форму помощи валикрв В колодки, другой
прижимаются к желобкам наружного диска буквы S. Один конец пружин захватывает при конец С—муфту М, передвигающуюся по втулке диска и по валу. В начерченном, замкнутом состоянии муфты пружины несколько перешли прямой угол между осью вала и линией, соединяющей центры шпилек пружины, для того чтобы предохранить муфту от произвольного размыкания и полностью разгрузить муфту и вал от прижимающей силы. Размыкание муфты производится передвижением муфты М вправо (фиг. 1437), причем пружины разгружаются и оттягивают колодки от наружного диска. Противовесы • G служат для того, чтобы уравновесить центробежную силу колодок. При умеренных скоростях, а также в том случае, когда крестовина с соединительными колодками расположена на ведомом валу, противовесов не Фиг. 1436—1437. Муфта Домен-Леблана (Bamag, Дессау), М. 1| 10.
следует ставить.
Г. Полизиус применяет пружинящее круглое кольцо F (фиг. 1439), на которое опираются тяги L соединительных колодок Я, и достигает благодаря этому равномерного нажатия всех крлодок. Тяги можно регулировать с помощью гайки € правой и левой резьбой. Изображенная на фигуре конструкция муфты служит для того, чтобы включать и выключать вал от постоянно вращающегося ременного шкива R.
266
случае, когда ременный шкив должен быть сцеплен с постоянно вращающимся валом, центробежную силу соединительных колодок уравновешивают противовесами, чтобы освободить кольцо от длительной нагрузки, которая без этого возникнет
при вращении.
У муфты Гилля завода Вюльфель в Ганновере (фиг. 1440) обод одного из дисков муфты захватывается одновременно изнутри и снаружи дере*
Фиг. 1438. Муфта Домен-Леблана. Конструкция Берлин-Ан-гальтского машиностроительного акционерного общества, Дессау.
Фнг. 1439. Муфта Г. Полизиуса, Дессау.
вянными колодками Нх и //2, расположенными попарно на крестовине; благодаря этому уничтожается односторонняя нагрузка обода муфты, равномерное же нажатие колодок достигается с помощью установочных винтов 5 и двуплечих рычагов А.
Фиг. 1440. Муфта Гилля завода Вюльфель в Ганновере.
Рычаг А, качающийся вокруг валика В, расположенного во внешней колодке действует роликом С на внутреннюю колодку и в вычерченном положении прижимает колодки к ободу муфгы. При размыкании муфты рычаги А оттягиваются с помощью муфты М, захватывающей длинные концы рычагов D, в то время как пружины F отжимают колодки. Для того чтобы последние оттягивались от
267
диска муфты в равной мере, они соединены еще равноплечими рычагами Fit качающимися вокруг прикрепленных к крестовине болтов О; рычаги Ft служат кроме того для уравновешивания центробежной силы обеих колодок. Чтобы воспрепят-
ствовать самостоятельному размыканию, линия, соединяющая оси шпилек В и С, должна образовывать с осью вала угол, несколько меньший прямого.
В муфте Г ном Пенигского машиностроительного завода (фиг. 1441) применены винты S с правой и левой резьбой для одновременного нажатия снаружи и изнутри
деревянных колодок Нх и Н., к диску С. Винты закреплены в крестовине и приводятся в действие от муфты М при помощи рычагов А и шатунов В. Точная установка колодок достигается подвинчиванием гаек N в колодках или башмаках, которые закрепляются в известном положении нажимными винтами Д'; размыканию муфты препятствуют самоторможение винтов и положение включающих рычагов.
В виде^примера для группы муфт, у которых в качестве трущихся поверхностей применены плоские кольца, приведем муфту с фр икционными ди сками Ломана иШтольтерфогтав Виттене (фиг. 1442). Она состоит из барабана А, сидящего на левом валу и закрытого привинчиваемой крышкой В. В коробке находятся два плоских фрикциовных диска Dt и Da, кото-
Фиг. 1441. Муфта Гном, Пе* нигский машинностроительный и чугунолитейный завод. М. 1:8.
рые при помощи валиков Р захватываются заклиненной на правом валу крестовиной С. При включении муфты они сильно прижимаются к внутренним стенкам барабана А коленчатыми рычагами N и Nit шатуном L и двуплечим рычагом Н. Правый конец рычага Н приводится в действие муфтой М при помощй серьги F.
В замкнутом положении муфта М прилегает ко втулке крестовины С; при упругой деформации системы тяг серьга F переходит через прямой угол, что
исключает возможность произвольного размыкания муфты. При расцеплении фрикционные диски оттягиваются к крестовине С. Изнашивание поверхностей можно компенсировать, подтягивая крышку В до тех пор, пока не будет достигнуто необходимое давление нажатия, причем следует проверить, не станет ли слишком большим усилие, с которым серьга F должна быть переведена через вертикальное положение. Расположение коленчатых рычагов выбрано нарочно таким, чтобы они приводились в действие по радиусу с наружной стороны внутрь для того, чтобы их центробежная сила при разомкнутой муфте не действовала в направлении самостоятельного замыкания или
я
Фиг. 1442. Муфта с фрикционным диском Ломана и Штоль-терфогта, Вигтен-Рур.
скольжения поверхностей, а от- е
тягивала фрикционные диски от стенок барабана. Муфта имеет сигнальное приспособление, состоящее из укрепленного на муфте М звонка (7, ударник которого приводится В Действие пальцем J, привинченным к барабану, когда части муфты скользят друг по другу.
Подобным же образом построена муфта Бенна фирмой Фогель и Шлегель в Дрездене.
268
Трансмиссионный завод Фр. Флендер и К0 в Дюссельдорфе применяет согласно фиг. 1443 для передачи окружного усилия деревянные колодки, лежащие в выемках захватывающего кольца Л1; вследствие большого коэфициента Трения между деревом и железом и двустороннего нажатия колодок требуется небольшое усилие для включения муфты. Для облегчения смены деревянных колодок захватывающее
кольцо разделено вдоль одной из диаметральных плоскостей; оно центрировано относительно заклиненного на валу диска 5 и удерживается на нем винтами К. Разрезы После вывертывания винтов /С захва-
Фиг. 1443. Фрикционная муфта трансмиссионного завода Фр. ФлендериК0, Дюссельдорф.
тывающее кольцо может быть легко вынуто в сторону без дальнейшей разборки муфты.Другая часть вала несет на себе диск муфты Т с вдвижной муфтой Е, а также нажимным кольцом А, направляемым вдоль направляющих валиков J; когда Т и А с двух сторон нажимают на деревянные колодки Н, то муфта - сцеплена, и вал W2 приводится в движение валом Wv Для замыкания служат два коленчатых рычага W. Они вращаются вокруг цапф Z, прикрепленных к диску Т болтами С; на своем коротком плече рычаги имеют по ролику R и приводятся в действие шатунами G от выдвижной муфты Е. Когда муфта Е включена, ролики R
нажимают на слегка выпуклые концы установочных винтов U и благодаря этому крепко прижимают к деревянным колодкам Н кольцо А с одной стороны и диск Т с другой. Ролики /?-при этом несколько
~ Фиг. 1444. Передача с переменой направления’ вращения (реверсивная передача).
переходят высшую точку выпуклости. Если муфту Е выключить, то пружины F раздвигают части Л и Г и расцепляют таким образом муфту. . Установочные вииты U имеют своей целью уравнивать также изнашивание деревянных колодок. В замкнутом состоянии муфты колодки затягивают настолько, чтобы они без всякого скольжения надежно передавали необходимое окружно^усилие, а в свободном легко расцеплялись бы. В нужном положении болты U закрепляются путем затягивания контргаек. Благодаря тому, что деревянные колодки в захватывающем кольце М имеют зазор, муфта нечувствительна как к небольшим продольным перемещениям, например вследствие расширения валов от повышения температуры, так и к небольшим отклонениям осей валов друг от друга.
Простые фрикционные муфты часто встречаются в передачах с переменой направления вращения (реверсивные передачи). Фиг. 1444
269
показывает двойной конус К, который при помощи призматической шпонки F захватывается ведущим валом W, и путем передвижения вправо или влево может быть прижат к одному из зубчатых колес Zx или Z2, вследствие чего коническое
. колесо ZB приводится во вращение
то в одном, то в другом направлении. Не сцепленное в этот момент зубчатое колесо свободно вращается на валу
При передаче больших усилий вместо обыкновенных конусов применяют распорные кольца (фиг. 1445) (конструкция Германского машиностроительного акционерного о-ва в Дуйсбурге). Пока муфта нё' замкнута, чугунные распорные кольца и R, вследствие своего пружинящего состояния лежат на выступах Nlt N3 и N3 обоих поводков Li и L2, связанных с ведущим валом. Если одно из зубчатых колес, например, Z, должно быть
Фиг. 1445. Реверсивная передача с муфтами, действую* щими при помощт распорных колец. Германское машиностроительное акц. о-но в Дуйсбурге.
соединено с ведущим валом и вал W3 должен получить вращение в некотором направлении, то, перемещая муфту М влево, распирают клином кольцо /?, и крепко прижимают его ко всей внутренней поверхности зубчатого колеса Z,. Крутящий момент от вала IF| передается при этом через поводок и выступ A/i и дальше благодаря трению на зубчатое колесо Zx. Если оттянуть назад, то Rx сжимается и освобождается от внутренних стенок зубчатого колеса ZP
б) Электромагнитные муфты
В последнее время, наряду с описанными муфтами с механическими способами сцепления, стали приобретать значение электромагнитные муфты. Сердечник катушки, если через последнюю проходит постоянный ток, приобретает свойства магнита.. В муфтах магнит прижимает трущиеся поверхности друг к другу и этим производит сцепление муфты. При выключении тока пружины оттягивают поверхности друг от друга и производят расцепление муфты. Для» того чтобы избежать сильного действия остаточного магнетизма, усиливающегося при прикосновении якоря к магниту и затрудняющего расцепление, якорю не дают соприкасаться металлически с магнитом, а устраивают между ними зазор. У новейших электромагнитных муфт расход тока составляет от 0,05 до 0,5% передаваемой мощности.
Фиг. 1446 изображает муфту Машиностроительного акционерного общества Вулкан, Берлин — Вена, служащую для перемены хода, эта конструкция часто применяется, например, у строгальных станков. С обеих сторон укрепленного на валу якорного диска А расположены электромагниты и М2. Соответствующие обмотки обозначены через и й^2. Электромагниты находятся внутри ременных шкивов 5! и S2, которые, благодаря открытому ремню Bt и перекрестному В.2, постоянно вращаются в противоположных направлениях. Когда действует магнит Ми то А может приводиться во вращение шкивом с двумя различными скоростями, в зависимости от того, на какой части шкива, большого или меньшего диаметра, находится приводной ремень. Если же Af, выключен, а М3 включен, то А сперва затормаживается, 4Рзатем получает вращение в обратном направлении. Включение без труда может быть осуществлено от самой машины, например, при помощи контактов у строгального стола; точно также оно может производиться и издалека или из нескольких мест. Расположение трущихся плоскостей Rt и R3 у наружного края диска А представляет преимущество в смысле лучшей доступности подвергающихся изнашиванию частей и возможности обойтись с меньшим окружным и нажимным усилиями. Шкивы S, и S, вращаются на шариковых подшипниках; пружины и Fa устроены для расцепления трущихся плоскостей при выключении тока.
270
Одновременно этот пример показывает преимущества, которые при больших мощностях имеют муфты, по сравнению с приводом от ремня посредством холостых и рабочих шкивов. Они заключаются в меньшей строительной длине, в простоте
Фиг. 1446. Электромагнитная муфта завода Вулкан, Берлин — Веиа.
всего устройства, а также в сохранности ремня. В данном случае ремень не подвергается передвижениям и непосредственному воздействию торможения масс, которые
в момент переключение находятся в движении, обратна# тому, j каком движется включаемый ремень. Поэтому при ^применении муфт рабочая скорость может быть значительно повышена.
Нафиг. 1446 изображена обыкновенная муфта, служащая для включения или выключения части привода или вала. По возможности следует располагать легкий якорный диск на присоединяемой части, а тяжелый магнит на постоянно вращающемся валу.
Фиг. 1447 изображает электромагнитную’ пластинчатую муфту новейшей конструкции завода электромагнитных устройств в Эйзен ахе. Особен-
ность И выгода этой муфты со- фиг_ 1447. Электромагнитная пластинчатая муфта. Магнит-СТОЯТ В том, что обмотка мзгнита нын завод. Эйзенах, М. 1:10.
находится в покое, благодаря чему
не нужны контактные кольца, и отсутствует опасное для обмотки вращение при большем числе Оборотов. При включении тока магнитный силовой поток, возникающий
271
в кожухе G, корпусе В и якоре А, притягивает сидящий на конце правого вала якорь А к корпусу В, находящемуся на левом валу, и сдавливает расположенные между ними пластинки. Последние посредством призматических шпонок Ft и Fa соединены попеременно со втулкой и корпусом В, и сцепляют обе части, когда пластинки прижаты друг к другу. По выключении тока спиральные пружины 5 оттягивают якорь А от корпуса В и прекращают нажатие между пластинками. Муфта предназначена для мощности в 6500 л. с. при 1000 об/мин; она допускает включение этой мощности при полном числе оборотов. Конструируются и еще бдльшие муфты.
Электромагнитные пластинчатые муфты завода электромагнитных устройств в Эйзенахе несколько ййой конструкции нашли себе применение в качестве муфт для передач в новейших тепловозах.
в) Муфты, предохраняющие от перегрузки
В заключение укажем еще на применение фрикционных муфт в качестве предохранителей от перегрузки передаточных механизмов (предохранительные муфты). Их назначена е в случае внезапного появления перегрузки предохранять от поломок приводные механизмы кранов. Их устраивают также и в поворотных механизмах больших кранов с целью обезвредить инерцию значительных масс, возникающую при больших скоростях, в случае слишком быстрого торможения. Соединяющие
поверхности скользят, когда окружное усилие превышает определенную, регулируемую пружинами величину.
Фиг. 1448 показывает применение' подобной муфты в червячной передаче с вертикальным валом конструкции
Фиг. 1448. Предохранительная муфта Бехем и Кетман (Bechem und Keetman), Дуйсбург.
фирмы Бехем и Кетман в Дуйсбурге, у которой пластинчатые пружины F служат для регулирования давления на конус трения, и тем самым величины сопротивления на его поверхности. Если, например, поворотный механизм крана, приводимый в действие при помощи вертикального вала, вследствие задержки крюка встретит такое большое сопротивление, что зубцы червячного колеса или мотора окажутся в опасности, то конические поверхности начинают скользить друг по
Фиг. 1449. Предохранительная ^муфта Штукенгольц, Веткр иа Руре.
другу.
В конструкции Штукенгольца (фиг. 1449) применена муфта с двойным конусом, нажимное усилие которой регулируется спиральными пружинами и болтами; в ней достигнута известная шарнирность между обоими валами при помощи шести болтов со сферически обточенными концами на одном из дисков муфты.
Для разгрузки болтов, регулирующих пружины, от поперечных усилий служат две призматические шпонки а. Обильная смазка каждой из обеих конических поверхности производится отдельными масленками через выточки в трущихся по-
верхностях.
Этгкгромагнитные муфты могут быть с большей надежностью установлены на определенную мощность, нежели фрикционные муфты, всегда зависящие от состояния трущ 1хся поверхностей; в последнее время электромагнитные муфты снабжены присно оолениями, которые вовсе выключают муфты, как только нагрузка превзойдет предельную мощность.
Простейшим способом ограничить окружное усилие предельным значением Um ж является использование срезывающихся пальцев, поперечное сечеаие
273
которых / соответствует сопротивлению применяемого материала на срез К, по формуле
/=-^. (460)
Смена пальца при наступившем срезе должна быть быстрой и удобной, однако она всегда связана с более и менее длительной остановкой. В противоположность рассматриваемой муфте, описанные выше предохранительные муфты имеют то преимущество, что немедленно по уменьшении окружного усилия они вновь включаются автоматически-
В. МУФТЫ ДЛЯ СЦЕПЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
При одновременной работе двух двигателей на один вал употребляются муфты, автоматически выключающие двигатель, который не в состоянии отдать свою энергию. Благодаря этому устраняются потери энергии, происходящие в тех случаях, когда вспомогательный двигатель без нужды вращается главным двигателем. Муфта замы
кается, как только вал вспомогательного двигателя стремится опередить вал главного двигателя, в противном случае она расцепляется. Так как сцепление происходит при этом при небольших разницах скоростей, то применяются и жесткие соединительные средства, собачки и т. л., как, например, у муфты Ульхорна (фиг. 1450). На главном валу сидит диск с с четырьмя выемками, в них западают благодаря центробежной силе защелки а диска муфты Ь, как только вал вспомогательного
Фиг. 1450. Муфта Ульхорна для двигателя.'
двигателя опережает главный вал.*.
Защелки лежат в пазах диска b и удерживаются в них двумя кольцами, показанными в сечении черным цветом. В крайнем положение пружинящие рычаги е упираются в углубления на защелках. Напротив, когда диск Ь отстает от с, то рычаги е вталкивают защелки в выемки диска b и расцепляют таким путем оба вала. Рычаги е упираются в спиральные пружины в диске с; их положение регулируется болтами.
Хотя в коробке с сделаны четыре выемки, для того чтобы она захватывалась самое позднее после четверти оборота, все же происходят поломки защелок а и пружин е. Поэтому в новейших конструкциях стремятся вообще избегать защелок. Сконструированная Берлин-Ангальтским машиностроительным акционерным обществом муфта „Онезорге" имеет ленту на окружности шкива, сидящего на валу главной машины;
в тот момент, когда вспомогательная машина стремится опередить главную, лента затягивается и производит сцепление без удара [XX, 3 и 4].
Г. ВКЛЮЧАЮЩИЕ ПРИСПОСОБЛЕНИЯ
Включающие п р и с п о с о б л е н и убывают самых разнообразных конструкций, зависящих от величины муфты и ее расположения по отнош» н 'Го
Фиг. 1451—1452. Включающий рычаг
для малых муфт. к месту, из которого они должны включаться. Прл
малых усилиях достаточны KOjoi’KHe ползуны G (фиг. 1451), сидящие на цапфах вильчатого рычага и зацепляющие за канавку в муфте. Иногда достаточны даже одни цапфы или округленные концы рычагов (фиг. Н52). При больших усилиях устраивают полное скользящее кольцо (фиг. 145?), на смазку которого надо обратить особое внимание в том случае, когда оно должно
18. Р е т ш с р.. Детали мзидая, т. II.
273
долгое время работать под давлением. Если желают избежать скользящего трения, то рекомендуется установка шарикового подшипника; эта конструкция очень часто встречается в автостроении (фиг. 1435). Включение и расцепление прои (водятся проще всего движением рукоятки на- конце одноплечего и.1И двуплечего рычага, сделанного из полосового железа (фиг. 1453). Необходимо иметь в виду, что собственный вес рычага может вызвать перемещение муфты. В этих случаях полезно и даже необходимо закреплять рычаг в конечных положениях при помощи выступов, защелок, зарубок или штифтов; одновременно это содействует также тому, чтобы муфта не иаботала долго под давлением, вызываемым весом рычага.
Фиг. 1453. Включающий ры- ’ Фиг. 1454. Включающее ириспо-
чаг с скользящим кольцом. соблеаме для больших муфт.
Для больших усилий применяются чаще всего винты, приводимые в действие от руки (фиг. 1454 и 1438)^ а в случае расположения на известной высоте —при помощи тяговых колес; в отдельных -случаях применяются зубчатые и червячные передачи или передачи с зубчатой рейкой. Преимуществом винтовой передачи при достаточно малом подъеме виита является самоторможение и спокойное включение и расцепление муфты. С другой стороны, имеют при этом место недостатки: ври повышении потерь от скольжения удлиняется продолжительность включения, при едмотормозящих винтах давление на скользящее кольцо'остается и по включении, что может привести к нагреванию кольца, если виит после включения не отвернуть немного обратно.
Действующие с известного расстояния выключатели должны мгновенно выключать муфту в случае угрожающей опасности. Для этой цели во многих случаях применяют груз, освобождаемый при помощи каната или электрического тока, либо пружины, которые, будучи освобождены, производят выключение муфты.
271
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ПЕРВАЯ
ПОДШИПНИКИ
КЛАССИФИКАЦИЯ ПОДШИПНИКОВ И ОСНОВНЫЕ СООБРАЖЕНИЯ ПРИ ИХ КОНСТРУИРОВАНИИ
Подшипники служат для опоры и поддержки цапф и шеек валов и разделяются по роду опоры на: 1) обыкновенные, или скользящие подшипники и 2) п од ш и п н и ки катания. У первой группы цапфы полностью или частично охватываются подшипником; вал при вращении скользит по вкладышу. У второй группы подшипников включены промежуточные, катающиеся тела с целью замены трения скольжения значительно меньшим трением катания. Особую группу образуют опоры на призмах, которые пригодны только для колебательных и качающихся движений; передача усилия производится посредством узких, имеющих форму острия опорных поверхйостей при очень малом сопротивлении движению.
Различают два основных вида подшипников: А — подшипники для нагрузки, действующей перпен дкулярно к оси вращения, и В — подпятники и упорные подшипники, у которых давление действует гоеимущественно по направлению оси.
Основные соображения, которые необходимо иметь в виду при конструировании подшипников, следующие.
1. Размеры должны быть достаточны для воспринятия давления, на опоры и надежности против нагревания, а также против вредных деформаций или сотрясений. Подшипники и их части должны быть всегда сконструированы достаточно жесткими и прочными. При больших нагрузках следует заботиться о надежном отведении теплоты, образующейся за счет трения, п^тем устройства достаточно большой лучеис-пускающей поверхности и, если нужно, искусственного охлаждения. Исходными данными 'для конструирования подшипников являются размеры цапф и валов, кото? рые часто указываются заранее (в гл. 15 и 18 указаны способы их определения).
2. Прилегание вкладышей подшипника к валу должно быть обеспечено по всей ширине, путем точной пригонки или самоустанавливания вкладышей.
3. Изнашиванию должны подвергатьтся только вкладыши, изготовляемые для этой цели из соответственно подобранного металла; самые цапфы будут таким образом предохранены от износа.
4. Изнашивание должно компенсироваться подтягиванием в направлении главных усилий или сменой вкладышей при сохранении положения вала. Стыки вкладкшей должны быть так расположены, чтобы опорное давление не могло вызвать их смещения.
5. Надежность работы достигается путем подвода достаточного количества смазочных средств и правильного их распределения.
6. Должна соблюдаться известная экономия в расходе смазочных средств, путем введения смазки только во время работы и улавливания вытекающего масла или жира; благодаря последнему обеспечивается содержание в чистоте частей, окружающего подшипник, и предохранение фундамента от действия масла.
7. О б с л у ж и в а н и е подшипника должно быть по возможности проще. Чем сложнее подшипник, тем труднее правильно собрать его многочисленные детали; точно так же установка и подтягивание вкладышей, состоящих из многих частей, являются трудной, требующей большой тщательности работой. Должна быть создана возможность наблюдения и проверки смазки снаружи, даже и во время работыJ
18* 275
У очень нагруженных подшипников нужно обеспечивать возможность измерения температуры при помощи термометра.
8. Подшипники, которые могут рассчитывать на большое распространение, следует конструировать с учетом возможности организации дешевого массового или серийного производства: для этого им нужно придать одинаковые формы с градациями по диаметрам и длинам цапф, сведя такие подшипники к небольшому числу стандартных конструкций.
I. СКОЛЬЗЯЩИЕ ПОДШИПНИКИ
А. ОПОРНЫЙ подшипник
Опорными подшипниками простейшей формы являются изображенные на фиг. 1455 и 1456 цельные чугунные стаканы с приливами и фланцами, которые надеваются на цапфы или концы валов сбоку и скрепляются с частями машин или рамами, на которых они сидят, при помощи болтов или заклепок. Например, на фиг. 1455 подшипник крепится
к строганой железной накладке клепаной балки. Модель этого подшипника предполагается цельной. Поэтому втулка подшипника и оперная плита имеют слегка наклонные поверхности; приливы же под головки болтов
Фиг. 1455. Цельный подшипник.
Фиг. 1456. Подшипник с фланцем.
заменены расточенными опорными плоскостями по способу, изображенному на фиг. 236. В случае, приведенном на фиг. 1456, подшипник укрепляется в стенке машины или детали центрирующим выступом, который полезно делать немного длиннее толщины стенки, для того чтобы он мог служить упором для заплечиков, уступов вала, установительных колец или втулок (см. опору кривошипа и первого вала передачи ручной лебедки, фиг. 1996). Подшипники с фланцами с двумя и четырьмя болтами для подъемных машин нормированы в DIN 502 и 503, стаканы—в DIN 504 >.
В литых коробках и рамах для слабо нагруженных или •’второстепенных цапф часто устраивают опорные поверхности непосредственно путем высверливания, как это сделано у шлюзовой лебедки (фиг. 2002). Если материал слишком тверд, то вставляют латунные, бронзовые, чугунные или стальные втулки (фиг. 1457 и 1458). Для указанных втулок в эависи-
Фиг. 1457—1458. Втулки, мости от того, должны ли они постоянно оставаться в отверстии, или же удаляться при разборке машины, применяется глухая или напряженная посадка, причем они закрепляются при помощи штифтов, шпонок й т. п. Этим втулки предохраняются от захвата во вращение валом и от про
исходящего при этом перемещения отверсия для смазки и прекращения смазывания. Бронзовые и латунные втулки легко расшатываются при сильных изменениях температуры, так как при нагревании они сильнее расширяются, чем чугун. Поэтому отверстия, в которых они сидят, постепенно разрабатываются. В нормах D1N 146 и 147 1
1 У нас соответствующих стандартов не имеется.
втулки по фиг. 1457 разделены на две группы, — на тонкостенные и толстостенные,— и нормированы таким образом, что их внутренние и наружные диаметры соответ ствуют ряду нормальных диаметров DIN 3. Длины их до 5Э мм возрастают через каждые 5 мм\ до 100 мм—через каждые 10 мм-, до 200 мм — через каждые 20 мм\ до 300 мм—через каждые 25 мм и, наконец, имеют 330, 360 и 400 мм. Наименьшее отношение длины к внутреннему диаметру равно около 1 : 1, наибольшее — 3 : 1, при больших же диаметрах выбрано 2: 1.
Там, где по различным соображениям цельные втулки и подшипники не могут быть применены, подшипники делаются разъемными. В этих случаях они состоят обычно ир сменных вкладышей, тела или корпуса подшипника, крышки и болтов. Часто бывают необходимы особые опоры в виде фундаментных плит, стенных кронштейнов, стенных коробок и т. п. — детали, которые будут в дальнейшем рассмотрены подробнее.
1. Вкладыши подшипников
Трущаяся поверхность должна состоять из пригодного для этой цели материала и по возможности повсюду плотно прилегать к цапфе. Равномерная и гладкая поверхность является условием правильного распределения опорного давления и малого трения. Так как обработка трущейся поверхности соответственно точеной форме цапфы обычно производится^путем высверливания, растачивания или шлифования, то следует стараться обработку и остальных поверхностей вкладыша производить подобным же образом, в особенности обточкой, для того чтобы одновременно, наряду с дешевизной изготовления, достичь точной пригонки и совпадения осей при помощи центрировки в теле подшипника. Вкладыши подшипника следует надежно вакре-плять в их положении; при конструировании надлежит со вниманием отнестись к подводу и отводу масла, а также к распределению его во время работы.
а) Металлы для подшипников
В качестве материалов для вкладышей применяются чугун, бронза, латунь и баббит, последний в качестве заливки.
Чугун дешев и пригоден прежде всего для вкладышей медленно вращающихся или редко работающих цапф. В широких размерах он применяется в простых подъемных кранах для ручного привода (где изнашивание имеет* небольшое значение) при удельных опорных давлениях р от 25 до 30 кг!см2, а при малых скоростях д^же до 50 кг/см2; чугун применяется также в трансмиссионных подшипниках Селлерса. В этих случаях чугун прекрасно оправдал себя для малых нагрузок, при р = 3—6 кг/см2‘ в исключительных случаях при р=10-кг1см2, даже при больших скоростях.
Бронза — прочный, плотный, но дорогой металл для вкладышей подшипников, требующий малых размеров вкладышей, выдерживающий большие удельные давления от 40 до 60 кг/см2', он полезен прежде всего при движении с ударами. Рекомендуется применение сплавов, содержащих в среднем 83% меди, 17°/0 олова, или с небольшим количеством цинка, примерно в пропорции 82% меди, 16% олова и 2% цинка. Одним из лучших материалов для подшипников является фосфористая бронза. „Фосфор прибавляется перед отливкой для очищения бронзы в количестве от 0,5 до 1,0%. Латунь является более дешевым, но менее прочным материалом, заменяющим бронзу. Толщину стенок вкладышей (фиг. 1459) можно принимать:
s —— от 0,05 d —J— 5 до 0,07d-|-5 мм, (461)
толщину закраины следует брать равной з, высоту закраины — 2s.
Следует иметь в виду, что вкладыши из упомянутых выше сплавов в случаях, когда они обхватывают половину цапфы, легко защемляют у краев, вследствие более сильного расширения от нагревания по сравнению с металлом подшипника. Если хорошо прилегающий к телу подшипника бронзовый вкладыш вынуть и нагреть, то он более не подойдет к выемке в подшипнике; если же его вдавить насильно, то он ляжет в точках а и b (схематическая фиг. 1460) и будет сдавливать вал
277
у си d. Подобное же явление происходит и при вращении цапфы, так как вследствие работы трения, развивающейся на трущейся поверхностей, вкладыш нагревается сильнее тела подшипника. Заедание, при котором нередко портятся даже и стальные цапфы, благодаря большой твердости бронзы, часто имеет место у краев с и d. Во избежание этого в указанных местах рекомендуется давать вкладышам зазор и пришабривать их свободно, оставляя лишь узкие полоски на концах. Последние не допускают вытекания масла (фиг. 1469).
Весьма важными материалами для вкладышей подшипников являются ^елые металлы (баббиты), таблица составов которых дана во 2 гл. I т. Значение баббитов возрастает по мере увеличения окружных скоростей цапф. Лишь при работе с ударами их лучше избегать, заменяя бронзой.
Сам по себе белый металл обладает недостаточной прочностью и способностью к сопротивлению; он применяется лишь для заливки вкладышей из чугуна, стального литья, бронзы и латуни, a Bj иных случаях и прямо для заливки самого тела подшипника и его крышки. Для того чтобы заливка хорошо держалась, во вкладышах
Фиг. 1459. Бронзовый Фиг. 1460. Нагретый вкладыш подшипника, бронзовый вкладыш в теле подшипника.
устраивают продольные и поперечные канавки с сечением в виде ласточкина хвоста (фиг. 1461 и 1462), либо круглые углубления (фиг. 1463), либо сверленные отверстия (фиг. 1464 и 1465). В особенности важно, чтобы'у кромок а и b и у концов cud (фиг. 1461 и 1462) металл удерживался подрезными пазами настолько крепко, чтобы была исключена возможность освобождения его как в радиальном, так и в осевом направлениях. Если цапфа набегает на торцевую сторону подшипника, то белый металл должен несколько выступать за торец вкладышей (фиг. 1462), или заливку делают шире заплечика вала (фиг. 1465).
Трение цапфы по двум различным материалам недопустимо, ибо оно легко приводит к образованию бороздок. Общество Гликометалл в Висбадене прикрепляет к вкладышам подшипников продырявленные и луженые металлические листы (фиг. 1466), которые поддерживают заливку. Поверхности вкладышей до заливки белым металлом
Фиг. 1461—1465. Разные способы удерживания баббита во вкладышах подшипников.
Поверхности вкладышей до заливки белым металлом рекомендуется лудить для того, чтобы облегчить приставание его.
Толщину заливки (фиг. 1461) можно принять:
Sj= от 0,02d Ц-2 до 0,03d -|-3 мм, глубину ласточкина хвоста 2—5 щину вкладыша s, включая и по
3-
Фиг. 1-166. Вкладыш подшип-
Линднеру: для чугуна
з = 0,12rf-|-12 мм, для стального литья
s = 0,09d -J- 9 мм, для бронзы
(463)
(462)
мм, тол-заливку.
(464) ботка заливки из белого металла проталкиванием ва-
ника фирмы Глико, Висбаден.
s = 0,08d + 8 мм. (465) ли“-
Обработка трущейся поверхности белого металла производится расточкой и последующей шлифовкой или вальцеванием, в целях выглаживания и уплотнения
278
внешней поверхности. При малых втулках прогоняют прессом валик (дорн) (фиг. 1467). ТТсрГнТнижне^сонце имеет острый режущий край и выше его несколько утолщен. При прзталкив шии он уплотняет белый металл и придает ему весьма гладкую, ровную поверхность. Непригодный металл для подшипников: литая сталь, стальное литье и пр., как материалы вязкие, при которых требуется установка вкладышей или втудэк.
Для трущиеся по»ерхностей у прокатных станов [XXI, 14, 15] заслуживает внимания применение твердого дерева.
б) Конструкция вкладышей
Примеры закрепления цилиндрических вкладышей приведены на фиг. 1462» 1463, 1468—1471. Для устранения продольных передвижений на вкладышах устраивают большей частью заплечики (фиг. 1462),упирающиеся в торцевые части
подшипника, а в иных случаях и внутренние пояски (фиг. 1463). Вращению вкладышей препятствуют штифты (фиг. 1468), ,п р и-зонные . кольца (фиг. 1469), болты (фиг. 1470), шпонки и т. д. На фиг. 1499 для этой цели служит трубочка для масла; на фиг. 1471 — приведена неудачная конструкция— прилитый шип, который, однако, невозможно обработать на станке. Во многих случаях желательно при помощи ввинченного крючка либо ударом по одной стороне нижнего вкладыша, вынуть-его из-под слегка приподнятой цапфы для осмотра (фиг. 1472). У такого вкладыша либо вовсе не должно быть упомянутых выше
Фиг. 1468—1471. Закрепление вкладыша.
устройств для закрепления положения, либо должна существовать возможность их удаления для освобождения вкладыша, как например штифт Р на фиг. 1571. Ранее применявшаяся конструкция вкладыша с несколькими гранями, согласно фиг. 1473, помимо дорогой обработки и затруднительности при-
гонки, делает невозможным удал Желательно, чтобы поверх!
вкладышей с подшипниками был как для лучшего распределения дежного отвода тепла. Устройст соприкосновения (фиг. 1474) в
ние его из под цапф л. >сть соприкосновения достаточно большой
явления, так и для на-о узких поверхностей целях экономии на
фиг. 1472. Вынимание нижиего вкладыша.
Фиг. 1473. Неправильно сконструированный граненый нижний вкладыш.
'Фик 1474. Слишком узкие опорные поверхности вкладыша. Неправильное Направление канавок.
Фиг. 1475. Подшипник, разделенный по наклонной плоскости.
обработке неправильно, так как при этом получаются замкнутые воздушные пространства, которые мешают хорошему отводу тепла.
При неправильной сборке, а также при прогибах валов, у краев вкладышей значительно повышается удельное давление, которое приводит к нагреванию и заеданию. В этом случае следует избегать длинных по сравнению с диаметром вкладышей и делать их самоустанавливающимися, как это будет изложено ниже.
Стыки располагают в зависимости от действующих в подшипнике сил и места предполагаемого наибольшего изнашивания. Вследствие малой способности к со-
279
противлению краёв вкладышей и невозможности подтягивания место приложения действующих сил следует по мере возможности удалять от стыка. В случае нагрузок, действующих под углом, применяются подшипники, изображенные на фнг. 1475. Когда износ возможен в различных направлениях и его приходится регулировать подтягиванием, вкладыши устраивают из трех или четырех частей (фиг. 1476 и 1477). Так, у горизонтальных паровых машин требуется производить подтягивание как в вертикальном направлении для компенсации износа от действия веса вала и маховика-, так и в горизонтальном направлении от давления на поршень.
2. Смазка подшипников
Общие требования: надежность при возможной независимости от ухода, легкий контроль и малый расход смазочных материалов. Для облегчения ухода и контроля места смазки должны быть по возможности доступны; например, для потолочных контрприводов необходимо устройство мостков, которые при проектировании зданий или установок нетрудно предусмотреть. В больших установках рекомендуется иметь надежных смазчиков, которые должны отвечать за неисправный уход и за неэкономный расход = смазочных средств. Определение грубых недостатков в состоя
нии приводного механизма возможно путем наблюдения над ним во время холостой работы или во время движения по инерции (при прекращении действия двигателя). Основные сведения о смазочных материалах даны в гл. 15, разд. III.
а) Смазывание густой мазью
В обыкновенных подшипниках густой смазкой наполняются отверстия О в верхнем вкладыше (фиг. 153е») или же она подводится посредством особых масленок. Опыты Камерера [XXI, 9] показали, что широкие камеры для мази (фиг. 1478) с косыми стенками (для того чтобы
ка Штауфера. Щтауфера в торце
Фиг. 1478. Камеры для мази по Каммереру. оси.
що себя оправдали. Мазь ложится навал, который, однако, забирает лишь столько, сколько он расходует в случае, если температура цапфы не превышает 30—40э; смазка выходит чрезвычайно экономной; подобная смазка пригодна для умеренно нагруженных цапф или для работающих периодически.
В качестве масленок для мази прежде всего применяются широко распространенные масленки Штауфера (фиг. 1479), крышка которых заполняется мазью и время от времени подвинчивается. Они продавливают мазь даже через длинные, но не слишком узкие трубопроводы к удаленным местам, благодаря чему и труднодоступные подшипники могут с успехом обслуживаться масленками Шгауфера. У медленно вращающихся цапф барабанов или передач подъемных машин во многих случаях вместо масленки используют закрытое винтом отверстие в цапфе или в оси (фиг, 1480), которое менее подвержено повреждениям, нежели далеко 280 <
выступающая масленка Штауфера. При длительной работе смазка Штауфера, как показали опыты Камерера [XXI, 9], оказалась недостаточной. Если мазь в подшипнике израсходована, а масленка во-время не была подвернута, то температура подшипника быстро возрастает и трение сильно увеличивается. В благоприятном случае мазь при 80—85° растапливается и вытекает из масленки; чаще же, вследствие плотного закрытия крышки (что препятствует действию давления воздуха), мазь, застревает так что смазка прекращается совершенно.
Фиг. 1481. Тавотиица.
Таблица 131
Латунные масленки Штауфера
а ь d Трубная резьба Отверстия ключа £
диаметр g длина с
20 18 28 ’/в" 10 12
25 20 32 10
35 22 32 12 1
45 22 36 W' 12 . 17 '
55 24 38 13
65 ‘<6 42 13
70 30 46 14 18
82 34 54 } у*" { 14 18
107 38 56 16 20
130 46 74 v3" 18 - 25
В тавотницах (фиг. 1481) мазь постоянно находится под давлением поршня, который нагружен дробью или свинцовыми пластинками. В масленках с нажимной пружиной <фиг. 1482) мазь находится под постоянным' давлением спиральной пружины и автоматически подводится к трущейся поверхности. Однако при сильном давлении имеет место непроизводительный расход смазочных материалов как во время работы, так и во время остановки.
При смазке мазью, находящейся' под давлением, применяют поршни, медленно завинчиваемые посредством шпинделя с резьбой, которые проталкивают мазь через трубопровод к одному или нескольким местам смазки. При помощи механизмов с сабачками либо путем включения зубчатых или червячных колес, шпиндель принудительно приводится в действие от вала машины, так что к подшипнику подводится количество мази, всегда соответствующее скорости вращения. Воздушные пузыри, образуемые при наполнении масленок мазью, сильна нарушают работу и на долгое время прерывают подвод. Для наполнения пресса поршень вывинчивается посредством надетой на шпиндель рукоятки.
б) Смазывание маслом
Простейшим способом смазки является масляная ванна, причем цапфа целиком или частью вращается в большом количестве масла. Вследствие трудности уплотнения, которое потребовалось бы для горизонтальных валов или цапф, ее применение ограничивается почти исключительно подпятниками и промежуточными подшипниками для вертикальных или наклонных осей и валов. Примерами могут служить подшипники для шпинделей прядильных машин, подпятники кранов, вертикальных турбин и т. д. В ответственных подшипниках следует устраивать приспособления, указывающие высоту уровня масла, например, наблюдательные стекла (глазки), указательные трубки и т. д. Также необходимо предусмотреть как удобную смену масла, при помощи спускных винтов, так .и отвод тепла (возникающего от дейст вия трения) при помощи непрерывной циркуляции или соответствующего охлаждения масла.
Старейший способ смазки — ручной, при котором смазываемые места время от времени поливаются маслом из масленок или спринцовок. Такая смазка в сильной
.281
степени зависит от обслуживания. Она весьма несовершенна, так как связана со зна-
чительным расходом масла, а к тому же масло удерживается лишь известное время, а затем подшипник может работать сухим. Поэтому ручная’ смазка применяется
только для второстепенных целей, для медленно вращающихся или редко работающих цапф. Смазочные приспособления просты; они состоят часто только из расши-
ренных на концах сверлений, или же, когда желают создать несколько больший запас масла, из особых масленок с крышками.
Простейшие большие масляные, сосуды — это масленки с фитилем (фиг. 1483), у которых шерстяной фитиль при помощи проволоки вводится в вертикальную трубку и засасывает масло своим свободным концом,
Фиг. 1484. Смазка с помощью подушки.
Фиг. 1486. Капельная масленка.
Фиг. 1483. Фитильная масленка.
Фиг. 1485. Игольчатая масленка.
лежащим в масляном сосуде. Действие этой масленки зависит от длины свешивающегося в масляной трубке конца фитиля и от достаточного притока воздуха, необходимого для подачи масла. Так как фитиль действует все время, даже в период оста-
Рис. 1488. Формы по-
перечных сеч. ний сма- Фиг. 1489. Разъемные смазочные кольца.
зочиых колец. Конструкция стыков.
вовки, то смазка не экономна, а так как к тому же фитиль скоро сваливается в плотную массу и смазка становится ненадежной, то рекомендовать такую масленку нельзя. В настоящее время ее применяют только в исключительных случаях.
Смазка при помощи подушки (фиг. 1484) широко распространена в железнодорожном деле. Лежащая в ма ляной камере шерстяная подушка прижимается пружинами к низу цапфы и смазывает его равномерно и обильно. Подобные же смазочные устройства встречаются и в станках.
В устарелой масленке с иглой (фиг. 1485) узкое пространство между иглой и стенкой отверстия задерживает масло во время остановки. Во время же вра
282
щения, вследствие сотрясений опирающейся на вал .иглы, воздух проходит в виде маленьких пузырьков и содействует подводу масла. Количество подводимого масла можно регулировать толщиной или шероховатостью иглы. Иглы из стали имеют тот недостаток, что они часто повреждают цапфу, медные же легко осаживаются и застревают.
Значительно совершеннее капельные масленки с регулируемым подводом масла и видимым падением капель (фиг. 1486). Через отверстие Е масло наливается в стеклянный сосуд О, который предохраняется от пыли крышкой. К подшипнику масло притекает из-под иглы N, устанавливаемой винтом S; через очко можно наблюдать за числом капель. Если желают прервать смазку во время остановки машины, то откидывают кнопку ЛГ; тогда благодаря пружине Е острие иглы ЛА прижимается к своему седлу. По поднятии кнопки смазка вновь начинает действовать попрежнему. По положению кнопки легко узнать, находится ли масленка в действии или нет.
Эти масленки, благодаря регулярному подводу смазочных материалов, делают работу масленки равномерной и надежной, уменьшают уход, который ограничивается установкой при начале работы и своевременным наполнением масленки.
Наиболее распространенной в настоящее время смазкой подшипника является кольцевая смазка со свободным или прикрепленным кольцом. В первом случае применяют кольцо, выточенное или выгнутое из железа, стали, латуни или цинка (фиг. 1487), которое благодаря трению захватывается валом или цапфой и поднимает масло из масляной камеры к верхушке вала. Вследствие нажатия кольца на вал, масло, захваченное внутренней поверхностью кольца, выдавливается в стороны и подводится к трущейся поверхности и к смазочным канавкам. Кольца имеют различные поперечные сечения (фиг. 1488). Наиболее употребительные прямоугольные; они имеют тот недостаток, что при набегании на плоские боковые стенки легко пристают к ним и остаются висеть, и тогда долгое время не участвуют во вращении. Полукруглые и трапецевидные поперечные сечения в этом отношении лучше.
В целях спокойной работы колец, те из них, которые можно надеть через конец цапфы, делают цельными. Если же это невозможно или трудно, то применяют разъемные кольца, половинки которых скрепляются при* помощи винтов, штифтов или шарниров, либо пружинящих защелок (фиг. 1489). Нормальные размеры цельных колец установлены в DIN 322.
Таблица 132.
У разъемных колец внутренний диаметр D и ширину b следует брать те же, что и у цельных, толщина же колец s выбирается сообразно конструкции места соединения. Надежное скрепление имеет большое значение, так как при распадении кольца оно падает с вала и смазка прекращается. Все кольца должны вращаться точно по кругу, не должны иметь никаких выступов или уступов и должны быть очень хорошо выверены. Даже самые небольшие ошибки в положении центра тяжести, приводят к неравномерному вращению, что нарушает равномерность подвода масла. В том мес^, где находится кольцо во вкладышах подшипника, должны быть
283
сделаны выемки, чтобы кольцо имело достаточную подвижность вдоль оси и чтобы оно, не защемляясь, могло принимать косое положение, примерно под углом 15—20° к оси симетрии, считая по линии, соединяющей центры цапфы и кольца (фиг. 1487),
так как при прохождении сквозь масляную ванну кольцо встречает сопротивление,
и, кроме того, сторона кольца, на которой поднимается масло, тяжелее другой. В то
время как в подшипнике, состоящем из двух частей, нижний вкладыш в большинстве случаев вовсе не вырезан или вырезан в малой степени, верхний вкладыш сильно ослабляется из-за оставления пространства для кольца. Если вкладыш не должен
количество масла, вл[мин
быть разрезан по длине, то прорез для кольца можно перекрыть либо подобно тому, как показано на фигуре 1487, либо выбирая диаметр кольца столь большим, чтобы вкладыш мог остаться цельным у места стыка. Устроенные в верхушке вкладыша подшипника выступы N (фиг. 1524 и> 1525) облегчают снимание масла, направляют его к примыкающим к ним канавкам, которые лучше всего на-
фиг. 1490. Диаграмма количества масла, подаваемого в единицу времени свободно надетыми кольцами.
чинать с того места, где кольцо отдает наибольшее количество масла, и препятствуют прйставанию кольца к боковым стенкам прорези.
Масляные камеры точно так же должны быть сделаны достаточно просторными, чтобы дать возможность кольцу принимать косое положение. Большие камеры увеличивают излу-
чение тепла от подшипника, если они омываются снаружи воздухом.
Высота уровня масла должна проверяться через наполнительные отверстия (фиг. 1551), наполнительные трубки (фиг. 1549), либо через стеклянный глазок. Для спуска служат устроенные в самых глубоких местах болты (фиг. 1551).
Количество масла, подводимого кольцом, растет до известной скорости, а затем, вследствие отбрасывания его центробежной силой, уменьшается.
Для подшипников диаметром в 90 мм Лаше [XXI, 1, стр. 1934] получил изображенные на фиг. 1490 кривые, наивысшие значения которых в среднем относятся к 2000 об/мин или к окружной скорости примерно в 10 м1сек.
В зависимости от направления вращения, а также с обеих сторон кольца обнаружились значительные различия в количестве подводимого масла. При средних числах оборотов кольца подводят достаточное количество масла; смазка требует малого ухода и при пуске вала в ход начинает действовать автоматически. Кольца
непригодны: при очень малых (ниже 60 об/мин) и очень больших скоростях, при подшипниках с наклонной осью, при нестационарных машинах и в случае вращения с ударами, при которых кольца подпрыгивают и останавливаются. При числе оборотов меньше 60 в минуту кольцевая смазка не действует. Кольца не работают также и при низких температурах, так как сопротивление в вязком масле столь значительно, что они лишь скользят по валу, — случай, нередко имеющий место
Фиг. 1491. Цепная смазка
при пуске машины в ход.
Нарушения в работе смазки могут произойти и в тех случаях, когда, например, осаждающаяся в подшипнике вода попадает в масляное пространство и собирается на дне его. Плавающее на воде масло стекает, кольцо начинает работать только в воде, й смазка совершенно прекращается.
Вместо кодец иногда применяются цепочки (фиг. 1491), которые также подводят обильные количества масла, но требуют больших вырезрв во вкладышах.
281
Прикрепленные к валу кольца, как, например, у подшипников завода Вюльфель в Ганновере (фиг. 1549 и 1550), не имеют недостатка свободных колец, прекращающих смазку, если они висят неподвижно. Разъемное, тщательно пригнанное кольцо R приживается к валу плоскими пружинами F (фиг. 1549) или спиральными с нажимными упорами (фиг. 1550). При вращении вала кольцо безусловно захватывается. Масло, захватываемое наружной поверхностью кольца из нижнего вкладыша, сделанного в виде масляной камеры,- снимается в наивысшей точке ребром А (фиг. 1549) и подводится к трущейся поверхности вдоль ребра 5 или Т и затем, в зависимости от направления вращения, через отверстия В или Вх. Для того чтобы стекающее с верхнего вкладыша масло не попадало на вал, должны быть сделаны препятствующие этому стенки W. Два желобка со щелью на концах вкладыша улавливают масло и отводят его обратно к масляной камере. На фиг. 1550 жестяной сосуд В с язычком Z служит для распределения смазочного материала. Достоинствами закрепленных колец' являются: равномерное распределение ма^па, легко доступное наблюдение за его распределением, безусловный захват при вращении; недостатками же: большая длина подшипников (так как кольцо отнимает часть опорной поверхности) и необходимое разъединение вкладышей.
В противоположность свободному кольцу, которое захватывается самое большее со скоростью вращения цапфы, закрепленное кольцо обладает большей окружной скоростью соответственно его наружному диаметру и требует поэтому устройства приспособления, снимающего масло и направляющего его к валу. При вращении масло, вследствие центробежной силы, держится у наружной поверхности кольца и, слеДовательно, вдали от вала. Закрепленные кольца Дают обильную смазку даже при малом числе оборотов; при небольших скоростях их следует предпочесть свободным кольцам.
Для частей, имеющих прямолинейно-возвратное движение (например, салазки и перемещающиеся столы станков), применяется роликовая смазка (фиг. 1661). Ролики, захватываемые трением, часто прижимаемые пружинами, подводят масло из масляных камер к скользящим поверхностям, откуда оно стекает обратно к масляным камерам.
Для быстро вращающихся и сильно нагруженных цапф недостаточно подводить смазочный материал при помощи капельной масленки, т. е. пользуясь собственным весом масла; его следует в этих случаях подводить под давлением. Предел, после которого уже должна быт,» применена смазка под давлением, зависит от удельного давления, от производимой цапфой работы трения и от характера действия силы. Для пальцев кривошипов капельная смазка достаточна еще при. удельном давлении, равном 100 кг/см2, если скорость умеренная, так как палец прилегает то к одному, то к другому вкладышу и отжимает масло то в одну, то вдругую сторону. Менее благоприятно складываются условия у подшипников кривошипов тяжелых горизонтальных паровых машин, нижние вкладыши которых постоянно сильно нагружены весом вала и маховика. Для них капельная смазка возможна при опорных давлениях до 30 кг)см^ и только до приведенных в гл. 15, разд. IV, значений для p„-vm.
Умеренное давление достигается централизованной смазкой, при которой масло подводится к отдельным смазываемым местам из высоко расположенного резервуара, причем лучше всего так, чтобы можно было видеть подводимое масло. Это осуществляется либо капельными соплами, от которых к местам смазывания ведут трубки, либо тем, что заставляют подниматься капли через стеклянные трубки с раствором соли, включаемые в трубопровод. Для открытия и закрытия служит главный кран между резервуаром и распределителем, несущим сопла. Мдсло, стекающее из мест смазывания, обычно собирают, если нужно, очищают и вновь отводят к резервуару. Целесообразно вводить устройство, удерживающее уровень масла на одной определенной высоте, благодаря чему регулируется давление, под которым находится масло, и таким образом обеспечивается равномерный подвод масла к местам смазки. Удобство наблюдения за подводом масла из одного места и большой запас его при централизованной системе смазки повышает надежность работы.
Высокое давление смазочного материала часто достигается механическим
285
путем, т. е. масляными насосами, приводимыми в движение от машины. Подобное смазывание под давлением применяется, например, для больших турбогенераторов, у которых образующаяся от трения в цапфах теплота должна быть отведена большим количеством масла. Схема подобной циркуляционной смазки для турбогенератора Всеобщей компании электричества (AEG) в Берлине приведена на фиг. 1492. Зубчатый иасос Z высасывает остывшее масло из маслоохладителя К и нагнетает его к гребенчатому подшипнику D и к трем подшипникам вала А, В и С. Масло собирается в нижней части подшипников, возвращается через широкий трубопровод F к охладителю, сконструированному в верхней своей части в виде резервуара, откуда через сетку S течет в двойной охлаждающий змеевик Т, расположенный в нижней части охладителя, вновь всасывается насосом и снова начинает свой круговорот.-
В станках и других машинах для того, чтобы подводить масло под давлением, применяются небольшие поршневые насосы. Все смазочные приспособления, приводимые в дей 'твие механическим путем, имеют то преимущество, что они ^е зависят от рода масла; можно применять и Густые смазочные материалы. В. случае приме-
Фиг. 1492. Смазка под давлением у паровых турбин фирмы Всеобщая компания электричества, Берлин.
нения отдельных- поршневых насосов можно применять даже различные сорта масел одновременно.
О смазке нескольких расположенных друг за другом мест: подшипника вала, пальцев кривошипа и крейцкопфа вертикального двигателя с помощью масла, находящегося под давлением, упомянуто в главе о шатунах.
Для машин или их частей, работающих в совершенно закрытых коробках, можно применять смазку, разбрызгиванием. Примерами служат червячные передачи, у которых в случае, изображенном на фиг. 1992, масло, разбрызгиваемое червяком, подводится ребрами к подщипникам; далее, небольшие вертикальные двигатели и рабочие машины (фиг. 991), у которых нижняя головка шатуна разбрызгивает собирающееся на дне коробки масло по всему пространству и подводит его таким образом ко всем частям. У подшипников устраивают улавливающие приспособления в виде желобов или чашек иа их крышках. При этом следует заботиться о полном и надежном уплотнении всех стыков коробки.
в) Распределение смазочных материалов во вкладышах подшипников.
Надежность работы смазки зависит от количества и правильного распределения смазочного материала, который прежде всего должен в достаточном количестве попадать к наиболее нагруженному месту.
286
Для эт^>й цели до настоящего времени применяли смазочные канавки, распределенные по всей трущейся поверхности и прорезываемые по близости от наиболее нагруженных мест. Согласно новейшим взглядам на трение в подшипниках (см. гл. 15, разд. П) различают два рода трения: жидкое и полужидкое. В случае, жидкого трения для образования вполне работоспособного слоя смазки полезно и необхо-, димо трущуюся поверхность сделать непрерывной, избегая смазочных канавок,
так как они прерывают опорную поверхность вающий вкладыши и цапфы слой густого или жидчого масла, по которому они скользят. Опыты над подшипниками Вюльфеля, равно как и обширные опыты, произведенные Лаше [XXI, 10] и Камерером [XXI, 9], полностью подтвердили это мнение. Для того чтобы ввести масло между вкладышем и цапфой в возможно большем количестве, достаточно подвести его к ненагружеиному месту, и захват его, обеспеченный свойством масла прилипать, поддерживать постепенными переходами к месту попадания во вкладыш.
У цельного подшипника, постоянно нагруженного сверху, это проще всего осуществить таким образом: подводят масло к верхушке и распределяют его по всей длине цапфы при помощи широкой канавки, придавая однако цапфе необходимый зазор. Хотя теоретически соприкосновение между цапфой и вкладышем в этом случае происходит лишь по образующей, образованию масляного слоя содействует тонкая клиновидная щель между цапфой и вкладышем. Камерер исследовал влияние зазора цапфы у чугунных залитых белым металлом вкладышей диаметром в 40 мм, в которых вращались цапфы диаметром в 39,96, 39,92 и 39,86 мм, и получил при этом кривые (фиг. 1493).
и уменьшают ее, разрушая покры-
Фиг. 1493. Влияние зазора между цапфою и вкладышами иа устанавливающуюся температуру по Камереру.
Ординаты дают установившиеся температуры, которые имел подшипник при различных произведениях р • V, отложенных как абсциссы; они показывают, что
фиг. 1493а. Обеспечение правильного расположения половинок вкладыша при помощи уступов.
Фиг. 1495. Неправильное раздвигавие краев вкладыша.
Фиг. 1494. Скашивание краев стыка у разъемных вкладышей.
температура падает по мере возрастания зазора, так чтр большой зазор подшипника полезен, если это допускают условия работы,
У сильно нагруженных и постоянно вращающихся с очень большой скоростью цапфы паровых турбин Всеобщей компании электричества в Берлине Лаше [XXI, 10] подводит масло из-под пресса через отверстие / (фиг. 1089) к широкому масляному желобу и длинной щели, облегчая подвод масла к собственно-опорной поверхности путем постепенного клиновидного перехода. Для отвода образующегося при трении тепла цапфа в расширенном верхнем вкладыше омывается большим количеством масла. Цапфа диаметром 200 мм при я = 3000 об/мин работает во вкладыше нормально, если диаметр последнего равен 200,34 мм, т. е. при наличии зазора в 0,34 мм.
287
У разъемных вкладышей край с т ы к а, на который набегает цапфа, задерживает подводимое масло, особенно если он выступает над другим вкладышем. Благодаря этому доступ масла ко вкладышу может быть нарушен или даже вовсе прекращен. Поэтому положение половинок вкладышей друг относительно друга полезно тщательно закреплять, например, при помощи уступа (фиг. 1493а) или посредством призонных винтов. Если это невозможно, то рекомендуется скашивать и закруглять края согласно фиг. 1494, оставляя лишь короткие куски по концам для предотвращения вытекания смазочного материала в стор ну. Выше уже было указано, что стыки должны быть расположены у недогруженных мест. Совершенно неправильно выполнение по фиг. 1495, на которой острый край 5 сгребает смазочный материал и вытесняет его в тело подшипника. В предназначенныхСкля подтягивания вкладышей
прокладках делают выемки (фиг. 1496) и увеличивают число канавок для доступа масла к цапфе.
Небольшие уступы, легко образующиеся во вкладышах, у краев опорных поверхностей, при оседании сильно износившихся цапф действуют подобно краям тгельно нарушают смазку и их
Фиг. 1496. Выемка в прокладках и расположение канавок.
Фнг. 1497. Выбирание канавок.
у стыка. Они э следует удалять.
Во всех случаях, когда предположение об установлении режима жидкого трения в чистом его виде не оправдывается, полезно и даже необходимо устраивать к а-навки, для распределения масла по трущейся поверхности. Это относится как к цапфам, вращающимся с небольшой или сильно меняющейся скоростью, так и к цапфам, которые подвергаются давлению, изменяющемуся как по величине, так и по направлению. В последнем случае образование замкнутого, работоспособного слоя смазки совершенно исключается, хотя подвод ^смазочного материала к наиболее на-
груженным местам и производится вслед- фиг. 1498. ствие перекатывания цапфы или, как го- Канавки для ворят, „дыхания подшипника". В доста- па"Ф. вра-точной степени еще не выяснено, какое из ща*°щи*ся обоих действий сильнее и какой должна правлении, быть выбрана нагрузка подобных под- Внутренняя шипников по сравнению с постоянно на- поверхность груженными. вкладыша
Ниже приводятся указания, которыми } должно руководствоваться при проведении
канавок. В большинстве случаев их делают во вкладышах и очень редко на цапфах.
В месте подвода смазОиного материала, обычно наверху, следует устраивать шиоокий и глубокий распределительный желобок а (фиг. 1496). В подшипниках длиною более 30 см рекомендуется устраивать подвод смазочного материала в двух местах. Но и в коротких подшипниках для надежности предпочитают устраивать два подвода на слу най, если одно из отверстий окажется смещенным или закупоренным. Помимо образующихся при скашивании краев вкладышей канавок, идущих параллельно оси, для д 1льнейшего распределения делают еще и косые канавки. Их делают или от-р/ки зубилом и пилой или же машинным способом, по винтовой или по какой-либо иной подходящей кривой (фиг. 1497). У цапф, вращающихся в обоих направленлях, обычно устраивают крестообразные канавки (фиг. 1496); у цапф, вращающихся лишь в одном направлении, рекомендуется устраивать канавки по фиг. 1498, на которой изображал развертка трущейся поверхности вкладышей. Этими канавками масло ОГВ1ДИТСЯ к середине, следовательно, к наиболее нагруженной части вкладыша. Клнлнки, заканчивающиеся очень близко к краю вкладыша, как показано на
фиг. 1474, вредны, так как попадающее в них при вращении масло легко может вытечь.
288
У подшипников со смазкой под давлением посредине внутренней поверхности вкладыша вытачивают широкий, обходящий кругом желобок (фиг. 1499), в который входит нагнетательная трубка D и к которому примыкают осевые распределитель-
ные канавки.
В отношении смазки и охлаждения интересен подшипник паровой турбины Всеобщей компании электричества в Берлине [XXJ, 10]. В старой конструкции, (фиг. 1500) масло, подводимое под давлением по трубке R и через снабжённое
втулкой отверстие 5, распределялось вдоль цапфы при помощи широкого и глубокого желобка V, расположенного по направлению вращения, вблизи от наиболее нагружен-
Фиг. 1499. Подшипник для смазки под давлением.
Фиг. 1500. Подшипник паровой турбины Всеобщей компании электричества в Берлине; старая конструкция.
ного места, и отводилось в наивысшей точке вкладыша О. При этом в широкой выемке ненагруженного верхнего вкладыша образовывалась масляная ванна, которая облегчала и обеспечивала как смазку, ’гак и отвод теплоты ‘при помощи масла. Край b был тщательно закруглен. Пустотелые вкладыши охлаждались водой. При неплотном соединении охладительной трубки возникает ухудшение смазки, так как
Фиг. 1501. Подшипник паровой турбины В.К.Э. Берлин; охлаждение ребрами (по Лаше).
Фиг. 1502. Выфрезероваиные в цапфе канавки.
попадание даже небольшого количества воды весьма значительно ослабляет смазывающие свойства масла. Этот недостаток устранялся тем, что вкладышу подшипника придавали форму тела с ребрами (фиг. 1501), а охлаждение осуществляли при помощи проводимого над вкладышем масла. Подшипник имел в нижнем вкладыше смазочные канавки, подобные указанным на фиг. 1499, а в верхнем вкладыше—широкие масляные камеры. В новейшей, уже описанной конструкции (фиг. 1089), благодаря тому, что вкладыш опирается на шаровую, поверхность, он может самоустаиавливаться.
19 Ретшер. Детали машин, т. II.
289
Теплота трения, непосредственно в месте его возникновения, воспринимается и. от* водится наслои, в обильном количестве омывающем цапфу.
Смазошые канавки, выфрезерованные в цапфе, показаны на фиг. 1502. Они про*
ходят параллельно осн цапфы, наполняются у распределительной канавки а н при
вращении подводят смазочный материал ко всей поверхности вкладыша. Весьма
Фиг. 15ОЗ.Т1ир-куляционная смазка промежуточных вертикальных подшипников.
важно, чтобы края смазочных канавок были закруглены самым тщательным образом. Острые края не только затрудняют распределение масла, но также повреждают поверхность подшипника.
Само собой разумеется, что подобные канавки могут быть при-
менены лишь у тех опор, положение которых остается неизменимым
в течение долгого времени; у трансмиссионных валов, подшипники которых нередко переставляются, они недопустимы.
Экономную смазку подшипников, служащих для направления вер-
тикальных, проходящих насквозь валов, осуществить весгма трудно. При небольших скоростях быстрого вытекания масла стараются избежать применением густых смазочных материалов. При достаточной
окружной скорости можно использовать циркуляционный способ смазки, изображенный иа фиг. 1503. При вращении, благодаря действию центробежной силы, масло отбрасывается к окружности укрепленного на валу кольца А, попадает во входное отверстие расположенной касательно
к нему неподвижной трубки В и Поднимается по ней иа высоту, кото-рая при скорости v равна При D= 150 мм и л = 400 об/мин, v =
D т/2 3142
= ® -х- = 41,9 • 0,075 = 3,14 м/сек и высота подъема А = = н-’д пу=
= 0,5 м.
Для большей надежности, при конструировании подшипника высоту подъема рассчитывают примерно только на 0,5—0.6А. Для распределения масла на трущейся поверхности обычно делают спиральные канавки, способствующие как поднятию
масла наверх, так и его медленному стеканию.
К подпятникам смазочный материал следует подводить в середине пяты или на внутренней окружности. Распределительные канавки можно делать или в радиальном направлении или по кривой 'и подводить близко к наружному краю. Благодаря центробежной силе происходит движение масла вокруг пяты, когда она расположена в масляной ванне.
По опытам Лаше [XV, 10] над кольцом упорного подшипника судовой турбины (фиг. 1124) оказалось полезным устраивать смазочные желобки в стальном движущемся кольце, упорное же кольцо, покрытое белым металлом, оставлять совершенно плоским и гладким. С этим кольцом была достигнута предельная нагрузка в 15000 кг при 900 об/мин против 12 000кг при 650 об/мин, при канавках, сделанных в заливке белым металлом упорного кольца/Полученные при испытании высокие значения для среднего удельного давления в 39Д кг/см? при средней скорости в 11,6 м/сек представляют собой наивысшие значения, до которых доходили при определении надежности подшипника в работе; они возможны лишь на опытном устройстве при тщательнейшей смазке и сильном охлаждении й ни в коем случае не должны быть применены для расчета длительно нагруженных хпят. Канавки испытываемого кольца по краям были тщггельно округлены, имели изменяющиеся глубину и ширину и выступали вад опарными поверхностями примерно с поперечным сечением в 1 мм?\ последнее имело целью выталкивание грязи, захватываемой маслом и могущей вызвать разъедание баббита. Непременным условием, конечно, является обильный подвод масла
под давлением, /
г) Улавливание смазочного материала
В целях экономии и чистоты в работе важным является улавливание и собирание стекающего масла. Вследствие разбрызгивания масла подшипником при кольцевой смазке происходит опускание уровня масла в масляной ванне, и смазывание в конце концов прекращается. В прядильно-ткацком производстве капли масла приносят большой вред различным тканям. От смазочных материалов
290
часто разрушается и бетон; следовательно, от фундаментов надо также тщательно
удалять масло.
Чтобы уловить масло и воспрепятствовать его попаданию на фундамент, у подшипников со смазкой густым маслом или капельной смазкой устраивают
Фиг. 1504—1505. Образование масяяных колец влияние округления краев вкладышей.
чашки для масла, а у коренных подшипников и рам — канавки для масла. При обильном подводе масла указанные приспособления должны быть сделаны особо тщательно.
Фяг. 1506. Маслоулавли-важмцве ханши.
Фаг. 1507. Вырез и выступ дм сяшшмя масла.
Во вкладыше подшипника с кольцевой смазкой (фиг. 1504) масло передвигается
вдоль вращающегося в нем гладкого вала с известной скоростью, зависящей от
количества масла и от зазора между валом и вкладышем. С этой же скоростью оно стекает и с торцевых поверхностей. Благодаря этому на известном расстоянии а от
торцевых поверхностей вкладыша образуется масляное кольцо, приводящее к упомянутому разбры и-иванию подшипника. Проще всего можно избежать этого, если скорость вытекания вдоль вала свести на-нет путем хорошого округления краев Ьи с
(фиг. 1595), вследствие чего поперечное сечение у выхода постепенно увеличивается, а скорость уменьшается. Если наблюдать подшипник с по-
добными вкладышами во время вращения вала, то увидим, что масло в конце вкладыша вытекает и спокойно без разбрызгивания стекает вдоль торцевых поверхностей (фиг. 1505). Часто устраиваемым у концов вкладышей канавкам для улавливания масла следует придавать поперечные сечения, согласно фиг. 1506, с хорошими закруглениями в месте с и острым краем rf, либо форму конуса, как у подшипника Берлин-Ангальтского машиностроительного акционерного общества (фиг. 1542).
Другим средством, затрудняющим образование масляного кольца, является устройство выступа у вкладыша подшипника (фиг. 1507, справа) либо выреза (фиг. 1507, слева', которые снимают масло.
Часто встречаются на валах специальные кольца, препятствующие разбрызгиванию (фиг. 1508,
Фяг. 1508. Кольца, препятствующие раэбрызгяаяшю.
справа), которые илн вытачиваются непосредственно на
валу или надеваются и закрепляются. При вытачивании из самого вала кольца надо делать так, чтобы они не выступали над поверхностью вала, благодаря чему они предохраняются от повреждений; однако при этом значительно ослабляется вал. Кольца отбрасывают поступающее из вкладышей масло, которое улавливается желобком и отводится в масляную камеру. При неправильном положении кольца или при неправильной конструкция желобка не исключена возможность того, что масло попадет на вал с другой стороны кольца, а оттуда наружу.
Вытекание масла неизбежно у заплечиков, концевых дисков и т. д. Для обратного отвода масла должны быть сделаны или улавливающие желобки, или специально выгоченые на поверхности соприкосновения закраины (фиг. 1508). л
Масло часто высасывается насаженными вблизи подшипников дисками и коле-
сами и ими отбрасывается. Это происходит оттого, что создаваемый дисками ток
13*
291
воздуха вызывает понижение давления в пространстве между подшипником и втулкой, благодаря чему масло высасывается из вкладыша, захватывается втулкой и отбрасывается ею. Избежать этого возможно nyresf установки неподвижного листа В, согласно фиг. 1509, вплотную к подшипнику, с небольшим зазором относительно вала, благодаря чему ток воздуха отдаляется от подшипника.
Вследствие „дыхания* подшипников и давления, под которым иногда находится масло в канавках у стыков, оно проникает вдоль поверхностей раздела вкладышей сз
и между крышкой и телом подшипника выходит наружу и стекает по поверхности подшипника. Во избежание этого, у поверхности стыка устраивают углубления А (фиг. 1542) или масляные желобки (фиг. 1552).
a
в.
с поворотными тележ-
и/юкла ки из кожи
Фиг. 1509. Защитный лист, препятствующий разбрызгиванию подшипника.
Фиг. 1509а. Букса оси тендера ками. М. 1:10.
Подшипники, работающие в пыльных помещениях, или подшипники автомобилей, подверженные загрязнению и запылению, должны быть по возможности плотно закрыты. Для этого употребляют кольца из войлока, кожи или дерева, сидящие в канавках в теле подшипника и плотно охватывающие валы или цапфы. Цельные кольца быстро изнашиваются и перестают служить своему назначению. Поэтому их делают разъемными и прижимают пружинами F друг к другу и к валу, как это например указано на фиг. 1509а.
3. Подвижные самоустанавливающиеся вкладыши
Подшипники для валов, которые в зависимости от нагрузки подвергаются различной величины прогибу, как, например, при включении и выключении валов передач или приводимых ими в движение машин, имеют', подвижные самоуста-навливающиеся вкладыши. Вкладыши, длина которых по отношению к диаметру велика (как, например, у чугунных вкладышей трансмиссионных подшипников) и часто доходит до /=4rf, должны быть также самоустанавливающимися, если требуется, чтобы вал равномерно прилегал к вкладышу и чтобы не было давления на края. В большинстве случаев для этой цели поименяют шаровые опорные поверхности, как это впервые сделал Селлерсу названных его именем трансмиссионных подшипников (фиг. 1539—1546). Шаровые поверхности для нижней н верхней частей вкладыша могут иметь рьоличные радиусы; важно только, чтобы их центры совпадали и лежали на оси вала (фиг. 1510), ибо иначе неизбежны защемления и перемещения половинок вкладыша друг относительно друга (фиг. 1511). При небольших продольных усилиях достаточны шаровые сегменты (фиг. 1539—1546), при бцдьших же вкладыши подшипников имеют сплошную опорную поверхность, которая, как например, у подшипника Пиа (фиг. 1547) находится кроме того в масляном пространстве, благодаря чему хорошо смазывается. Захватыванию вкла-
292
дышей при вращении вала препятствует шип Z (фиг. 1542) или кольцо 7?, окру* жающее шаровую поверхность (фиг. 1540). Коренной подшипник с шаровой опорой нижнего вкладыша изображен на фиг. 1512.
Фиг. 1510. Подвижной вкладыш подшип-
Фиг. 1511. Подвижной вкладыш подшип-
Фиг. 1512.
Подшипник большого газового двигателя с шаровой опорой у нижнего вкладыша. К° Аллис-Чалмерс.
Фиг. 1513. Подшипник с узкой опорной поверхностью по К fl-мер еру.
Камерер (XXI, 9) предлагает устраивать узкие, цилиндриче-
ские, опорные поверхности лишь посредине фиг. 1513, ширина которых может ограничиваться примерно одной десятой длины вкладыша. Вкладыши должны быть сделаны толстыми, во избежание поломок у места опоры; при достаточно узких опорных поверхностях они следуют за устанавливающейся цапфой. У нормальных подшипников (D1N118) стремились достигнуть этого устройством сравнительно узкой опорной плиты.
У валов со многими опорами центры
вкладышей, согласно.
Фиг. 1514. Подшипник
с подтягиванием помощью клина.
всех подшипников должны находиться на одной прямой, а у горизонтальных валов, кроме того, на одной и той же высоте.
Даже небольшие отклонения подшипников друг относительно друга вызывают значительную перегрузку валов и перенапряжение в местах опоры, что' приводит
293
к нагреванию и разрушениям. Чтобы не находиться’в зависимости от случайных неточностей потолков, стен или оснований, устраивают вкладыши, которые мокно устанавливать на требуемую высоту. Например, на прокладываемой на потолке линии подшипники выверяют сперва по протянутой нити, закрепляют их, и затем уже устанавливают вкладыши для уложенного вала точно по высоте. Валы на двух опорах (контрприводы к станкам) могут обойтись без соответствующих приспособлений для установки по высоте, если небольшие наклоны валов не приносят большого вреда.
Выравнивать вкладыши можно листовыми подкладками или клиньями (фиг. 1514). У приводных валов широко распространены чугунные установочные винты с толстой прямоугольной резьбой, большей частью в соединении с шаровыми опорными поверхностями, как на фиг. 1540, 1543—1546. Винты одновременно служат и для соединения вкладышей; они закрепляются в правильном положении при помощи винтов S.
Возможность подтягивания вкладышей подшипника необходима во всех тех случаях, когда ожидается изнашивание трущихся поверхностей; при этом, необходимо иметь в виду направление, в котором происходит изнашивание. Сообразно с направлением изнашивания выбирают способ подтягивания и расположение стыков, которые по возможности должны проходить перпендикулярно к направлению изнашивания. В подшипниках, воспринимающих, главным образом, вертикальные силы, например, в подшипниках вертикальных двигателей и рабочих машин, применяют вкладыши из двух частей с горизонтальными стыками (фиг. 1576), которые при малых размерах подтягиваются путем опиливания поверхности стыка, а при больших размерах — путем установки прокладок. Последние состоят из одной толстой латунной пластинки, которую опиливают, насколько это необходимо, или из нескольких тонких пластинок толщиною от 0,1 до 0,2 мм или, наконец, из ряда пластинок различной толщины. Во втором случае рекомендуется пластинки припаять по краям или у концов, а при устанавливании отщеплять их. В третьем случае, когда возможность регулировки должна быть, например, в 5 мм, берут четыре пластинкишо 1 мм, одну пластинку в 0,5 мм и пять—по 0,1 мм, что позволяет подтягивать вкладыши последовательно по 0,1 мм, вынимая и меняя пластинки. Чтобы облегчить обработку и вставку пластинок, их надевают на направляющие винты /^(фиг. 1571), закрепленные в одном вкладыше и входящие в отверстия другого. О том что пластинки должны прилегать лишь у конца цапфы, в средней же части должны образовывать масляную канавку, было сказано раньше. Иногда прокладки используются для того, чтобы помешать захватыванию вкладышей подшипника трением цапфы, для чего их укладывают или на тело подшипника или на крышку (фиг. 1583). Последняя должна иметь зазор по отношению к телу подшипника для соответствующего подтягивания.
У горизонтальных паровых машин вследствие давления на поршень, а также значительной нагрузки от веса вала и маховика возникает необходимость в подтягивании вкладышей как в горизонтальном, так и вертикальном направлениях. Это достигается соответствующим разделением вкладышей (фиг. 1476 и 1477) и помощью клиньев или установительных винтов. У машин с небольшим зазором у поршня или с небольшим вредным пространством, при одностороннем подтягивании вкладыша, состоящего из трех частей (фиг. 1476), происходит перемещение центра вала; у вкладышей, состоящих из четырех частей (фиг. 1477), с симметричным, хотя и более сложным, подтягиванием с двух сторон указанное перемещение отсутствует. Следует стремиться к тому, чтобы подтягивание боковых вкладышей происходило независимо от крышки, для-того чтобы его можно было производить при открытом подшипнике и чтобы затягивание болтов крышки на него не влияло.
Клинья большей частью делаются из литой стали или стального литья, имеют уклоны от 1 : 8 до 1 : 10 и должны поддерживать вкладыши на возможно большой ширине. Принадлежащие к ним установительные винты рассчитываются соответственно уклону клина от 1/8 до 1/10 наибольшего давления на поршень Р без учета тпения в огорных поверхностях, и, смотря по обстоятельствам, на растяжение, сжатие или на продольный изгиб. На фиг. 1574 гаечная резьба сделана во втулке В, расположенной в глубине тела подшипника; положение клина фиксируется затягива-291
нием гайки М, прижимающей газовую трубку G к клину. Втулка В внизу закрыта для предохранения фундамента от попадания на него масла. На фиг. 1571 клин устанавливается при помощи винта Z, гайка для которого нарезана в куске круглого железа R, лежащего в просверленном отверстии рамы, и закрепляется гайкой М и газовой трубкой G независимо от крышки. Нажимной винт на фиг. 1573 упирается в тело подшипника. То обстоятельство, что он закрепляется зубчатой шайбой, привинченной к крышке, не представляет затруднений, так как это закрепление может быть сделано после установки клина при открытом подшипнике.
Следует иметь в виду, что отдельные части подшипника должны выниматься так, чтобы не приходилось снимать вал. На фиг. 1574 для этой цели сначала опускается клин, после чего вкладыш может быть провернут мимо него; для этого вкладыш у А необходимо скашивать. По фиг. 1571 клин и вкладыш могут быть вынуты один за другим; на фиг. 1572 с задней стороны клина имеется пластинка Д, которая, будучи вынута, позволяет отодвинуть клин назад и освободить вкладыш.
Более выгодна конструкция на фиг. 1583, у которой опорные поверхности для клиньев высверлены в подшипнике центрально, в то время как четыре отлитых за одно целое (фиг. 1584) клина обтачиваются снаружи по одному общему диаметру. Вкладыши могут самоустанавливаться соответственно цапфе; кроме того, вырезы в бэковых стенках рамы у С и D выходят уже, и, наконец, четыре болта крышки могут быть поставлены ближе к центру подшипника, что уменьшает, момент, изгибающий крышку.
Винты для подтягивания (фиг. 1476 и 1575) дешевы, однако, вследствие того, что они давят нг одно место, менее удобны, чем широкие клинья, — недостаток, который можно компенсировать отчасти выбором достаточной толщины вкладышей. Нарезать резьбу непосредственно в чугунном теле подшипника можно рекомендовать только при умеренных усилиях; лучше вставлять для этой цели бронзовые втулки.
, При подтягивании в вертикальном направлении ^у коренных подшипников ограничиваются большей частью только металлическими прокладками под крышкой (фиг. 1583), которые по конструкции подобны прокладкам, применяемым у вкладышей, состоящих из двух частей.
4. Обработка вкладышей подшипников
Процес обработки^бронзового вкладыша, состоящего из двух частей, показан нафиг. 1515—1517. Отлитые половинки сперва фрезеруются или прострагиваются на стыках (фиг. 1515), затем спаиваются, ста-
вятся на планшайбу токарного станка и окончательно растачиваются. Обточка наружной поверхности производится в центрах токарного станка (фиг. 1517) на оправке, гарантирующей точно центрированное положение отверстия по отношению к наружным поверхностям. 4 •
Фиг. 1515—1517. Обработка вкладыша, состоящего Фиг. 1518. Расточка подшипников сквозной из двух частей. оправкой (борштангой).
Если вкладыши нельзя спаять, то длд скрепления частей применяют обоймы и кольца, а при_массовом про№водетве — особые приспособления, позволяющие быстро и точно соединять части вкладыша. Наружная обточка таким же способом вкладышей, изображенных на фиг. 1477 и состоящих из четырех частей, затруднительна
295
потому, что на то место вкладышей, где находятся клиновидные плоскости, должны быть вложены особые прокладки. В этом отношении конструкция (фиг. 1573) с круглыми вкладышами, которые могут быть легко обточены, значительно лучше. Требующиеся при этом нажимные колодки Z рассверливаются одновременно с телом подшипника, что в случае, когда вал имеет несколько опор в одной раме, станине или коробке, производится с помощью борштанги (фиг. 1518), что обеспечивает совпадение линий центров. Данные относительно обработки подшипников для приводов при массовом производстве можно найти в литературе [XXI, 3 и 4].
5. Корпус подшипника, крышка и болты
В целях спокойной работы вала и всей машины, корпусу подшипника придают жесткую солидную форму, а также широкие опорные поверхности.. Пустотелую литую крышку по фиг. 1519 следует предпочесть крышкам фиг. 1520 и 1521. Подшипники лишний раз доказывают справедливость основного закона, заключающегося в том, что усилия должны восприниматься непосредственно, а изгибающие моменты должны быть по возможности малы'. Так, малая высота коренных подшипников у горизонтальных машин важна не только ради экономии в материале, но и в целях лучшей передачу сил инерции на фундамент. По этим соображениям на фиг. 1522 высокая стенка рамы, необходимая из-за изгибающего момента, под подшипником частично погружена в фундамент. Выбором формы поперечного сечения конструктор может изменять величину плеча сил. U-образное поперечное сечение (фиг. 1700) под серединой подшипника, с двойной стенкой под ним, придвигает центр тяжести 5 и оси цапфы и уменьшает плечо силы, что понижает напряжение на разрыв и увеличивает напряжение на сжатие (отвечающее свойству чугуна) в сечении //—II. (В этом отношении см. также кронштейн ^подшипника, фиг. 1549.)
Фиг. 1519—1521. Разные формы крышек подшипника.
Фиг. 1522. Рама с частично залитым в фундаменте конусом подшипника.
У подшипника тяжелого газового двигателя Аллис-Чалмерс и К0' (фиг. 1512) оба толстых болта, проходящих над цапфой, воспринимают часть горизонтальных усилий на поршень и значительно разгружают раму, работающую под подшипником иа изгиб. Подобным же образом действует стяжной болт у подвески (фиг. 1544), усиливая ее сопротивление опорному давлению. На содействие крышки, которую , во многих случаях конструируют так, чтобы она захватывала края подшипника С и D (фиг. 1571), можно рассчитывать с меньшей уверенностью, если только пригонка не выполнена особенно тщательно.
Фундаментные болты также следует располагать возможно ближе к подшипникам для того, чтобы при затягивании их не создавать больших добавочных напряжений на изгиб.
При конструировании п од ш и п н ик о в с кольцевой с м а з к о й надо предусматривать достаточно большое масляное пространство с отстойными камерами для грязи, а также возможность спуска масла и наблюдения за уровнем масла и работай колец. Большое масляное пространство необходимо также для достаточного охлаждения подшипника. В этом отношении подшипник, изображенный на фиг. 1542, дает хорошие условия для лучеиспускания; это доказывают кривые диаграммы на фиг. 1118. Дальнейшие средства усилить охлаждение — это конструирование тела 296
подшипника с ребрами и искусственное охлаждение водой. Наиболее действительным является отвод теплоты непосредственно у цапф; для этой цели вкладыши подшипника следует делать пустотелыми, а также подводить воду так, чтобы она омывала вкладыши в определенном направлении, не образуя мертвых углов и воздушных или паровые мешков. Следует стремиться делать подвод воды в наиболее низком месте и отводить ее в наиболее высоком, однако это не всегда выполнимо; крЗме того во вкладыши можно заливать охладительные змеевики нз согнутых трубок; в этом случае вкладыши и соединения трубок необходимо тщательно уплотнять. Вода, попадающая на трущиеся поверхности или в масло; может сильно повредить смазке.
Установленные в масляном пространстве нлизалитые трубчатые змеевики, сквозь которые проходит охлаждающая вода, во многих случаях приводили к отрицательным .результатам. Хотя находящееся поблизости от них масло и хорошо охлаждается, однако благодаря тому, что оно становится густым, оно больше не принимает участия в циркуляции и вследствие своей плохой теплопроводности действует на остальное масло в весьма малой степени. Более правильно применение охладителей, сконструированных по способу, изображенному на фиг. 1492, при котором все масло вынуждено протекать по трубкам, омываемым охлаждающей водой, следовательно, находится в движении. Это устройство, понятно, требует включения масляного насоса.
Для стекающего с подшипников или разбрызгиваемого ими масла должны быть устроены улавливающие приспособления. Простыми примерами таких приспособлений могут служить чашки на фиг. 1539 и 1540, в которые вытекающее из подшипников масло отводится при помощи ребрышек Т или масляного желобка V (фиг. 1542). Коренные подшипники обычно окружают закраинами для масла, тщательно присоединенными к масляному корыту, вделанному в фундамент на стороне кривошипа. Внутри подшипника масло не должно попадать на фундамент.
Для выверки подшипников при их установке желательно иметь возможность ставить уровень; если для этой цели по конструкции подшипника не имеется подходящих горизонтальных обработанных плоскостей, то рекомендуется -делать их специально в корпусе подшипника или на его крышке.
6. Стандартизация опорных подшипников в Германии 1
Наряду с упомянутыми уже на стр. 276 подшипниками с фланцем, с двумя и четырьмя болтами (DIN 502 и 503) и цельными стаканами (DIN 504), разъемные
подшипники с крышкой для смазки масленками Штауфера или густым маслом стандартизованы по DIN 505 и 506. Они также в первую очередь предназначены для подъемно-транспортного машиностроения, однако могут быть с успехом применены и в других случаях. Таблица D1N 505 относится к подшипникам с крышкой для валов диаметром от 25 до 150 мм и с двумя фундаментными болтами, D1N 506 — к подшипникам диаметром от 75 до 220 мм н с 4 болтами (фиг. 1522а).
Фиг. 1522а. Подшипник с крышкой и четырьмя фундаментными болтами по DIN 506.
В DIN 118 наиболее ответственные размеры подшипников различной формы и рода установлены таким образом, чтобы была обеспечена их взаимозаменяемость. Исходя из нормальных диаметров валов DIN 114, подшипникам смежных диаметров, например, 25 и 30, 35 и 40, 45 и 50 мм> приданы одинаковые основные размеры по
1 У нас стандартизация скользящих подшипников не проведена.
297
Таблица 133
Подшипники для трансмиссий по DIN 113 (иввлечеиме) (Фиг. 1522b)
Диаметр вала D Высота [ГОД-IB шь ника . ft Наибольшая длина Д Опорная плита Отверстии дня болтов Болты
тиа А тип В ТИП С длина а ширина Ь тол-щина с расстояние длина максимум о ширина диаметр резьбы d 4 Число
т п
25 1 зо [ 35 к 40 [ 65 75 140 180 120 150 100 110 200 220 55 | 65 | 25 150 170 — 20 17 V
45 1 50 | 55 1 60 J 90 100 220 260 180 210 120 130 260 290 75 85 30 200 230 — 25 20 V 2
70 80 90 ПО , 125 140 300 340 380 240 270 300 140 150 170 330 370 410 95 1 ПО j 125 35 40 260 290 320 — 30 54 23 26 V V
100 I 110 / 165 460 3:0 190 470 150 50 370 — 39 30 1"
125 1 140 j 200 550 450 — 5С0 195 60 450 — 48 36 IV
160 | 180 J 250 670 550 — 660 250 70 540 130 44 33 IV
200 1 220 J 300 790 650 — 760 310 80 630 170 52 40 IV
240 1 260 f 350 910 750 — 860 370 95 720 210 58 44 IV
280 I 300 1 400 1030 850 — 960 440 ПО 810 250 66 50 IV
320 1 340 j 450 — 950 — 1070 510 125 900 300 75 58 -У 4
360 1 380, J 500 — 1050 — 1190 580 140 990 350 82 64 56.1Д’
400 1 420 f 550 — 1150 — 1310 650 155 1030 400 92 72 IF 64 .
* 440 1 460 | 600 — 1250 1430 720 170 1170 450 105 80 W 72 . V
480 | 500 | 650 — 1350 — 1550 800 185 1260 500' 115 90 W 80 .
табл. 133, для того чтобы сделать возможным использование одной и той же модели или готового корпуса подшипника для двух валов путем постановки различных вкладышей и, если необходимо, внесением небольших других изменений. Нормированы высота подшипника h (фиг. 1522b), размеры плиты a, Ь, с количества, диаметр d и расположение болтов для плиты размерами ю и п, а также величина соответствующих отверстий с размерами о и dv Небольшие подшипники имеют по два болта для плиты, большие, начиная от диаметра 160 мм.—по четыре. Целесообразно делать в длите подшипника выемку А согласно фиг. 1522с, в которой могли бы поместиться прямоугольные головки нормальных болтов DIN 188, для того чтобы можно было подвигать подшипник вдоль вала, не снимая последнего.
293
В зависимости от типа конструкции подшипники делятся на:
тип А — длинный подшипник,
тип В — короткий подшипник, тип С — шариковый подшипник.
Для длины L установлены в зависимости от типа различные максимальные размеры. Размеры типа А применяются для подшипников Селлерса с чугунными вкладышами,
Фиг. 1522b. Подшипник по DJN 118; слева с двумя, справа с четырьмя фундаментными болтами. См. табл. 133.
типа В — для неподвижных вкладышей с заливкой белым металлом. Подшипники типов А и В предназначены для кольцевой смазки, осуществляемой свободными или закрепленными кольцами. В настоящее время в трансмиссиях применяется почти исключительно кольцевая смазка. Тип С применяется для шариковых и роликовых подшипников. Благодаря тому что у этих трех типов подшипников размеры прилегающих частей при одном и том же диаметре вала одинаковы, возможна замена одного типа другим, а также применение стандартизованных фундаментных плит, подвесок и т. п. Далее стандартизованы наиболее важные (подробно рассмотрено на стр. 310) детали для опоры подшипников, как то: фундаментные плиты, стенные коробки, стенные и угловые кронштейны и т. п.
Фиг. 1522с. Плита подшипника с выемкой для головки нормальных болтов с прямоугольными головками.
7. Примеры
а) Конструкция и расчет нормального подшипника по DIN 118
При конструировании ряда одинаковых подшипников расчет производится
лишь для некоторых величин, остальные же принимают, исходя из приблизительного , геометрического подобия.
Фиг. 1523- Стандартизованные размеры подшипника, изображенного на фиг. 1524.
При этом полезно вычерчивать кривые возрастания отдельных размеров, если они не ограничены узкими рамками нормализованных размеров, как это имеет место в рассматриваемом случае.
Для примера возьмем короткий подшипник (тип В) для диаметров от
45 до 50 мм. На фиг. 1523 приведены размеры, задан-
299
ные DIN 118, а также размеры смазочного кольца по D1N 322, служащие основанием для дальнейшего конструирЪвания (фиг. 1524—1528).
Если принять длину вкладыша, равную 140 .юи,то принимаемое в основу расчета опорное давление, которое может выдержать большая цапфа, при удельном давлении р = 20 кг/см12 составит:
Р = /.</ = 20-14-5 = 1400 к?.
Для универсального применения подшипника расчет ведут при том условии, что вычисленное выше опорное давление действует на отдельные части в- самом неблагоприятном направлении и самым неблагоприятным образом.
Фнг. 1524—1527. Стандартизованный короткий подшипник с диаметром 45 и 50 мм. М. 1 : 5,
Фиг. 1528. Внешний вид подшипника, приведенного на фиг. 1524 — 1527.
Фнг. 1529—1530. Подшипник фиг. 1524— 1528 с болтами с прямоугольными головками.
Фиг. 1531. Подшипник фиг. 1524— 1528 со сквозными болтами.
Вкладыш подшипника. Материал — чугун, залитый белым металлом.' Толщина белого металла по формуле (462):
= 0,63 d 4- 3 = 0,03 • 50 3 = 4,5 мм.
Выбрано 5 мм, чтобы и для отверстий отливок вкладышей получить нормальные диаметры 55 и 60 мм.
Полная толщина вкладыша (463):
0,12rf-[-12 = 0,12-5012= 18 мм.
Выбран общий наружный диаметр обоих вкладышей по DIN 3 d' = 80 мм. При диаметре смазочного кольца примерно 1,5</^75 мм (D1N 322, табл. 132) можно спроектировать вкладыши со всеми их деталями. На фиг. 1524 и 1525 они изображены в вертикальной и боковой проекциях, на фиг. 1527 больший вкладыш изображен в плане. Для снятия масла с кольца служат два выступа N, для снятия стекающего масла —две короткие щели 5. Для предохранения вкладышей от продольных перемещений сделаны заплечики, а против захвата валом в верхнем вкладыше сделай шип. Верхние вкладыши перекрывают сверху смазочные кольца, нижние же зоо
имеют два боковых выреза для создания необходимого для кольца свободного пространства. Вследствие вырезов для смазочного кольца в верхнем вкладыше отпадает значительная часть опорной поверхности; удельное давление на опорную поверхность возрастает до:
Р" = = 5^ = 23 кг\см\
\ И * !> О *
Расчет болтов крышки. Если Р дейс^ует вертикально вверх, то болты работают на растяжение наиболее неблагоприятно. Диаметр их можно брать, как и для болтов плиты, приведенных в DIN 118, нагруженных одинаково с ними, а именно 6/8", тогда
_ Р _ 1400 „
—2.1>3i 1 —534кг/см ,
хотя и высокое, но еще допустимое напряжение. Длина нарезанной части соответствует DIN 414; длина стержня выбрана в 155 мм.
Для того чтобы ограничить размеры крышки и всего подшипника, болты следует располагать по возможности ближе к середине, учитывая работающее в их плоскости кольцо, которое при наклоне в 15° не должно о них ударяться.
Шпильки в основании подшипника (фиг. 1524) и болты с прямоугольными головками (фиг. 1529 и 1530) допускают расстояние между их осями в НО мм. Первые хотя и дороже, но предпочтительнее сквозных болтов с прямоугольными головками. Сквозные болты (фиг. 1531) требуют устройства стенки С для ограждения фундамента от попадания масла, вследствие чего расстояние между болтами составляет 120 мм. Стенка С, конечно, не обеспечивает полной герметичности подшипника, так как при слегка наклонном положении подшипника масло через щель под крышкой попадает к болту. Для того чтобы вкладыши не были с излишней силой прижаты к цапфе, болты крышки затягивают несильно и закрепляют контргайками.
Конструкция и расчет крышки подшипника. Наружная поверхность сделана шарообразной с радиусом в 75 мм, заканчивающейся с обеих сторон тонкостенными колпаками (для защиты от масла), доходящими почти до вала. Когда сила Р направлена вертикально вверх, крышка также работает наиболее неблагоприятно. Если рассматривать ее, Согласно фиг. 1532, как прямую балку на двух опорах, равномерно нагруженную на поверхности вкладыша, то, заменяя среднее поперечное сечение прямоугольником с шириною Ь = (100 — 22) мм и высотой А = 29 мм, следовательно, пренебрегая тонкими стенками маслоуловителя, получим напряжение на изгиб, равное
/а___сГ\
rP\2 Т/_6 • 1400 • (5,5 —2) „
3(1 6 2 b • Л2 2 • 7,8 • 2,92 224 кг1см '
Оно вполне допустимо, так как условия для расчета взяты наиболее неблагоприятными, кроме того, хорошо пригнанные вкладыши ограничивают прогиб крышки и принимают на себя часть изгибающего момента.
Нижняя часть подшипника держит нижний вкладыш на двух толстых ребрах, между которыми проходит смазочное кольцо; с наружной стороны наподобие формы крышки она сделана в виде тела вращения, к которому примыкают коробки для масла, соединенные со средней частью подшипника отверстиями в ребрах. Для того чтобы обеспечить правильное положение вкладышей, воспрепятствовать перемещениям, сделать обе половинки вкладыша пригодными для воспринятия осевых усилий и разгрузить болты крышки* от боковых усилий, крышку и нижнюю часть подшипника центрируют друг относительно друга. Поверхность соприкосновения крышки подшипника с масляными коробками, в целях уменьшения потерь масла, следует хорошо обрабатывать; последнее обстоятельство, однако, затрудняет подтягивание вкладышей при изнашивании.
301
Подшипник закрепляется на фундаменте или кронштейне и т. п. двумя болтами. Для возможных небольших перемещений болты вставляют в удлиненные отверстия с шайбами под гайки.
Для уменьшения изнашивания инструментов при обработке основание делают не сплошным, а ограничивают идущим по периферии узким бортом и полоской
Фиг. 1533? К расчету напряжения во фланце подшипника.
Фиг. 1532. К расчьту крышки.
посредине. Однако с выигрышем во времени обработки это не связано, так как инструмент должен обойти всю площадь основания.
Расчет. Согласно фиг. 1533 болты изгибают лапы плиты; при плече с = 3,2 см напряжение равно:
Фиг. 1535—1536. Упрощенная форма подшипника фиг. 1524— 1528.
Фиг. 1534. К расчету корпуса подшипника.
Момент сопротивлеййя W определяется следующим образом. Положение центра тяжести по отношению к нижнему краю поперечного сечения:
3 0,3 • 0,15 + 7,5 • 2 • 1,3 + 5 • 0,7 • 2,65
3-0,3+ 7,5-2+ 5-0,7
= 1,49 см.
Момент инерции:
= + 3 • О,^-1,34а+^-^^ + 7,5 • 2-0,192 + ^Ц^^ + 5 • 0,7 • 1,165= 12,1 см*;
1Z 1 А 1 А
момент сопротивления: J 12 1
^ = Т7Г----= = см\
3,0 — х 1,51
302
Для непосредственного воспринятия нагрузки от действующей вниз силы необходимо равномерное прилегание подшипника при его установке. Установка, при которой подшипник опирается лишь на концах, должна быть признана неправильной, так как она не только создает недопустимые напряжения на изгиб и защемления, но приводит также к дрожанию подшипника.
Основным предположением при расчете подшипника является равномерное распределение давления по всей опорной поверхности (фиг. 1534); получающийся, таким образом, изгибающий момент в сечении II равен:
.. Р / a — d'\ 1400 /26 — 8\ о.,„
Мь11 2 \~^4 / 2(4 /—3150 кгсм.
В случае, когда нагрузка подшипника действует снизу вверх, напряжения в поперечном сечении возникают от действия усилий в болтах; случайно они дают точно такой же величины изгибающий момент, как и в первом случае. Наиболее неблагоприятно напряжены' при этом наиболее удаленные от центра тяжести волокна поперечного сечения IIt т. е. волокна, расположенные в выемке подшипника и работающие в одном случае на растяжение, в другом ва сжатие, при
3150-2,62 _10Q .
aw/— -j — 67 g —122 кг) см.
J и Xt определяются так же, как и для сечения /.
Отливка подшипника затрудняется сложной формой нижней части и значительной разницей в толщине стенок. Гораздо проще отливка при конструировании подшипника по фиг. 1535 и 1536.
Обработка подшипников не представляет особых затруднений.
б) Работа и расчет коренных подшипников
В коренных подшипниках вертикальных двигателей двойного деГ-от перемен-
Фиг. 1S37. Поломка коренного подшипника.
ствия напряжению на изгиб подвергаются нижняя часть и крышка ных опорных реакций, а болты крышки напряжению на растяжение от направленных вверх сил. Ременные и канатные передачи, кроме того, могут вызывать боковые давления; конструктивное оформление этих, обычно состоящих только из двух частей с горизонтальными стыками, подшипников, как одно целое с рамами или станинами двигателей не представляет особых затруднений.
В подшипниках горизонтальных двигателей прежде всего надо тщательно рассчитывать сечения I и // (фиг. 1699), на растяжение, изгиб и сдвиг. Фиг. 1537 изображает подшипник большого трехцилиндрового двигателя [XXI, 2], сломавшегося от водяного удара, происшедшего вследствие проникновения в цилиндр низкого давления большого количества воды. Линия .излома на теле подшипника проходит по ab, приблизительно под углом а = 45°, а на крышке по cd. Если не принимать во внимание боковую реакцию крышки, то в поперечном сечении ab будут действовать напряжения на изгиб от горизонтальной слагающей опорной реакции Р с плечом е, напряжения на разрыв от. силы Psina и напряжения на сдвиг от силы Pcosa, в чем легко убедиться, если приложить в центре тяжести поверхности разрыва две силы: -|-Р и —Р в двух противоположных направлениях. Действием сдвигающей силы можно пренебречь. Незначительные напряжения, получающиеся
303
в результате расчета по обычным формулам для прямой балки:
Р е Psina
W и °в р *
заставили Баха произвести опыты над двумя чугунными образцами, сконструированными nd* фиг. 1538, приведшие к подсчитанным следующим напряжениям в момент излома,
у образца /:
= 572 кг!слР, <зс = 105 кг/см2,
у образца //: ♦
о4 = 502,3 кг) см2, af= 117,5 кг) см*.
Вырезанные из испытанных образцов четыре прямые бруска для пробы на изгиб и три бруска для пробы иа разрыв показали в среднем Д’, = '2433 и 2465 кг)см*
Фиг. 1538. Образец для испытания. Определение распределения напряжения по Баху (способ Толле).
и Д', = 1167 и 1246 кг/см2, т. е. значительно более высокие значения. При сравнении этих значений следует, однако, иметь в виду, что испытание чугуна иа изгиб всегда приводит к большим значениям временного сопротивления, нежели
Д' испытание его на разрыв; в рассматриваемом случае отношение составило для первого образца 2,01:1, для второго 1,9:1. Далее следует иметь в виду, что для пустотелых поперечных сечений, у которых материал перемещен от нейтральной оси, это отношение согласно данным, приведенным в гл. 2, разд. 11, Д, следует принимать меньшим, а именно равным С$39 того сопротивления изгибу, которое было опреде-
804
лено для брусков прямоугольного сечения; таким образом для случая с опытными образцами следовало бы взять ^-= 1,79 и 1,76. В связи с указанным полное полу-ченное расчетом напряжение в момент разрыва составит у первого образца:
о = а, - 4- о4 = 105 • 1,79 4- 572 = 760 кг/см2,
К, и у второю:
117,5-1.76 4- 502,3 = 709 кг/см2.
Следовательно, расчет приводит к значительной недооценке возникающего в действительности, примерно, в три раза большего напряжения. Причину этого следует приписать концентрации -напряжений во впадине К- Для правильного определения возникающих напряжений Бах предложил использовать формулу для кривых брусьев, взяв в качестве радиуса кривизны г расстояние между центром тяжести 5 й центром кривизны К. В рассматриваемом случае это, конечно, ни в какой мере не соответствует кривизне линии центров тяжести проходящих через К поперечных сечений^ показанной на чертеже штрих-пунктирной линией, очень мало отклоняющейся от прямой н проходящей под углом к поперечному сечению излома* Этот расчет все же приводит к более или менее вероятным значениям для напряжений, благодаря чему является возможность правильной оценки прочности.
На фиг. 1538 произведен расчет. При вычерчивании в натуральную величину получились следующие данные по описанному в гл. 1, разд. X способу Толле. Расстояние центра тяжести от внутренних волокон:
19,5-11,65-5,83 —7,0-14,5-6,5 е'2~~ ~-f ~ 19,5-11,65 — 7,0-14,5 ~°,6СМ
и
г — 0,8 = 6,1 см.ъ
Для определения вспомогательных площадей F и Ра представляем себе, что три ребра сдвинуты вместе, образуя U-образное поперечное сечение с прямым очертанием EG на одной стороне, служащей при вычерчивании в качестве линии основания. Так как F* получает весьма большие ординаты, то определение его проводится в уменьшенном в 5 раз масштабе, например, для любой точки А, расстояние АК' от центра Л* отложено в 5 раз большем масштабе, т. е. Л/С7. Ордината в А пересекает контур поперечного сечения в В. Прямая параллельная проведенная через S', дает АС ординату искомой площади ра в масштабе Г: 5. Тогда
F'-= F1—F2 = 21,4 —132,5 = — 111,1 смЪ
Для определения сил Ро в центре тяжести и Р' в центре кривизны разлагают усилие, действующее горизонтально в 21 250 кг по направлению плоскости излома и перпендикулярно к ней. Срезывающая сила в 16 600 кг может быть не принята в расчет, перпендикулярная же слагающая Р= 13 300 кг дает:
Р' = Р 5^= 13300 --^ = 4-36400 кг SK 6,1
и
при
и
Р0=Р — Р'= 13 300 —36400 = —23100 кг;
*
, Р' е2 36 400 —5,3
</ = = • —И— =--------.-г-г- • ---р-s-= 2171 кг1см‘
F' г-\-е2 —111,1 6J—5,3
Ро 23100
F~ 123,8 ~
187 кг/см2;
распределение напряжений можно вычертить по гиперболе. Во внутренних волокнах возникает наибольшее напряжение, равное 2171 —187 = 1984 ~ 2000 кг/см2.
20 Рстше р. Детали машин, т. II
305
Для сравнения с полученным на пробных брусках прямоугольного сечения сопротивлением изгибу следовало бы полученный результат разделить на упомянутый выше поправочный коэфициент 0,89, тогда получили бы
*»' =
1984
0,89
= 2230,
что дает довольно хорошее совпадение со средним значением Кь = 2343 кг'см2, полученным из четырех испытаний на изгиб.
Для понижения опасного возрастания напряжения, происходящего вследствие концентрации напряжений, следует устраивать закругления и постепенные переходы во впадине а (фиг. 1537).
в) Трансмиссионные подшипники
Фиг. 1539. Нормальный подшипник Ба маг.
Фиг. 1539 изображает подшипник Селлерса с чугунными вкладышами и шаровым движением, нормальной конструкции Берлин-Ангальтского машиностроительного акционерного общества в Дессау. Согласно каталогам ®н выполняется для диаметров от 25 до 130 мм и предназначается для легких трансмиссий. Вследствие имеющейся возможности самоустанавливаться вкладыши могут получать большую длину / = 4</, но материал их допускает удельное давление только 6, самое большее, 10 кг!см\ так что выдерживаемая подшипником сила составит Р— от 6 до 10 -d-l кг. Смазкой служит либо густая мазь, наполняющая закрытые свободными крышками отверстия О, либо масло из помещенного на крышке сосуда. Для улавливания стекающего смазочного материала к нижним частям подшипника прилиты большие масляные чашки, куда масло отводится масляными ребрышками Т. Для отверстий до
60 мм подшипники имеют две шаровые поверхности, при больших отверстиях — четыре шаровые опорные поверхности. Совершенно такие же вкладыши применяются к подшипникам на стойках и стенных кронштейнах различных форм; например, у наколонного кронштейна или у подвесок (фиг. 1540 и 1541), установка которых по высоте осуществляется установитсяьными винтами Селлерса. При выполнении этих винтов необходимо, чтобы центры шаровых поверхностей точно лежали на оси винта, во избежание возникающего при подтягивании перемещения половинок вкладышей.
Значительное усовершенствование в трансмиссионные' подшипники внесла кольцевая смазка, имеющая в настоящее время почти исключительное применение. Фиг. 1542 изображает подшипник Ба маг Берлин-Ангальтского машиностроительного акционерного общества. Нижний вкладыш имеет большой масляный резервуар, из которого два установленные симметрично по отношению к середине смазочных колец, вращающихся в вырезах верхнего вкладыша, поднимают масло к наивысшей точке, вала. Благодаря широким канавкам в соединительных стыках масло распределяется по всей длине вкладыша и отводится к масляному резервуару как через отверстие В в самой низшей тачке канавок, так и через масляные желобки R у краев трущейся поверхности. Два других желобка R' в лобовых стенках подшипника, доведенных почти до вала, снимают текущее вдоль вала масло и отводят его также в резервуар.
Благодаря глубокой канавке N в нижнем вкладыше и масляным ребрышкам А верхнего вкладыша, расположенным в плоскостях колец, масло не попадает к стыку. Приливы Т отводят стекающее все же по наружной поверхности масло к углублениям V, имеющимся в основании подшипника. Для наполнения и спуска масла
306
устроены два закрываемые винтами отверстия.. Из-за масляного резервуара, естественно, требуются различные радиусы шаровых поверхностей. С наружной стороны тело подшипника сделано в виде тела вращения на четырехугольной,
Фиг. 1540—1541. Наколонный подшипник Бамаг.
плоской плите; крышка и нижняя часть центрированы друг по отношению к Другу. На фиг. 1543 нормальные вкладыши для кольцевой смазки применены к открытой стойке, образуя обыкновенный подшипник, который может быть переставляем по высоте; на фиг- 1544 и 1545 нормальные вкладыши применены к подвеске.
Фиг. 1542. Подшипник Бамаг.
Фиг. 1543. Стойка с подшипником Бамаг.
В данном случае, для уменьшения в подвеске напряжений на изгиб служит стяжной болт с двумя гайками; по их снятии вкладыши могут быть вынуты в сторону; закрытая подвеска (фиг. 1546) для cki озного вала допускает снятие вкладышей лишь после их передвижения в осевом направлении, что, например, у приводов бывает трудно сделать из-за ременных шкивов и т. п.
20*
307
Опорная поверхность для боковых усилий у шаровых Поверхностей сравнительно мала. У тяжелых валов и в тех случаях, когда боковые силы сравнительно
велики, предпочитают применять подшипники с неподвижными вкладышами. Однако без труда можно 'увеличивать и шаровые поверхности. Пиа делает их вокруг вкладыша в своем нормальном подшипнике (фиг. 1547), для большей подвижности
„308
помещая их в масляной камере. Благодаря этому отклонение вала ограничено размером отверстия в лобовых стенках масляной камеры.
Примером подвески, вкладыши которой могут повертываться по шаровой опоре, может служить подшипник К аб-лица [XXI, 6] (фиг. 1548). Этот подшипник может быть установлен в любом направлении; его установительные винты при действии боковых сил в отношении напряжения на изгиб находятся в неблагоприятных условиях.
Вторым способом циркуляционной смазки, применяемым у нормальных трансмиссионных подшипников, является смазка посредством закрепленных колец. Хорошим примером с подобного рода смазкой служат описанные выше подшипники Вюльфеля (фиг. 1549 и 1550) производства завода Вюльфеля в Ганновере. (О массовом производстве этих подшипников см. перечень литературы [XXI, 3 и 4]).
Пенигский машиностроительный и литейный завод применяет для смазки два кольца 5, сидящих на валу у обоих концов вкладышей (фиг. 1551), с которых язычки Z снимают масло в наивысшей точке и отводят его к смазочным канавкам подшипника.
Часто неудобная большая длина чугунных вкладышей может быть уменьшена применением вкладышей из бронзы или заливкой их белым металлом. При этом отношение ltd при диаметрах до 150 мм принимается равным, примерно, 2, для
309
больших подшипников это отношение снижается до 1,2; несмотря на это максимальная нагрузка на подшипник приблизительно одинакова, вследствие увеличения допускаемого удельного давления, 25—30 кг/см2. Вкладыши либо укрепляются непо-
Фиг. 1652—1553. Подшипник со съемными вкладышами, залитыми белым металлом Бамаг. М. 1:10.
движно| либо снабжаются шаровыми опорами. В качестве (гримеров приведены подшипники (фиг. 1524 —1526) с цилиндрически пригнанными неподвижными
вкладышами, и подшипник с самоустанавливающимися вкладышами, залитыми белым металлом (фиг. 1552 и 1553). Фиг. 1554 и 1555 изображают обыкновенный подшипник со смазкой, осуществляемой штифтом или капельницей.
г) Опоры для подшипников
Укрепляют ли подшипники на литых плитах или на крупных частях машин, в том и другом случае устраивают обработанные, выступающие над необработанными стенками, поверхности (так называемые рабочие поверхности), как это показано на раме (фиг. 211). В металлических конструкциях к составленным из листовой и профильной стали козлам и станинам приклепывают при помощи заклепок с потайными головками стальные плиты (фиг. 1455) и обрабатывают их строга-зю
нием или фрезерованием. Расположение их на одинаковой повсюду высоте (фиг. 215 и 217) значительно облегчает обработку. Вследствие неизбежных неточностей контуров рабочие поверхности делают несколько большими, нежели поверхности основания подшипников и, если это необходимо, пригоняют их после к форме основания, что требует дорогой и продолжительной ручной работы. Иногда можно использовать конструкцию (фиг. 216), при которой закругленный выступающий фланец покрывает небольшие неточности нли делает их мало заметными.
Отдельное изготовление подшипников рекомендуется в тех случаях, когда применение нормальных, дешевых вследствие массового их производства подшипников компенсирует стоимость особых закрепляющих приспособлений и стоимость обработки рабочих поверхностей, а также и тогда, когда этого требует материал (например, чугунный подшипник на кованой станине) и когда облегчается отливка отдельных частей. Например, совместная формовка толстостенных рам с тонкостенными подшипниками весьма затруднительна, отчего формы часто не имеют необходимой точности, а в результате получается неправильная отливка.
Для поддержки трансмиссионных валов, передач и т. п., в зависимости от их расположения, на полу, на стенах, на колоннах и т. д., служат фундаментные плиты, различные подставки,, стенные коробки, подвески и т. п., которые в соответствии с размерами подшипников различаются по высоте или вылету и нормированы заводами, изготовляющими трансмиссии. Для точной установки валов и цапф
в горизонтальном направлении применяются болты в прорезах или удлиненных отверстиях и устано-вительные клинья, а для установки в вертикальном направлении -чаще всего установительные винты.
Фундаментные плиты (DIN 189, лист 1 и 2, фиг. 1556) служат опорами для нормальных подшипников, расположенных на каменной или бетонной кладке, где плиты обычно заливаются после
точной проверки высоты. Указан-
ные плиты представляют собой *иг‘ ФунДаментная плита.
то преимуществ, что собственно
подшипник покоится на обработанной поверхности и может быть легко выверен в боковом направлении, а при случае без труда снят и поставлен вновь. Кроме того, уменьшается удельное давление на поверхность фундамента вследствие большой опорной поверхности плит. Подшипник закрепляется болтами с прямоугольными головками, нормированными по DIN 188, при отверстиях более 90 мм против боковых усилий применяют установительные клинья, упирающиеся в выступы N-, для небольших подшипников, как показывает опыт, для закрепления против поперечных перемещений достаточно лишь затягивание болтов выступы у соответствующих -плит становятся излишними. Выступы следует рассчитывать на изгиб от» давления «а подшипник Р. В неблагоприятном случае сила Р приложена к верхнему краю и действует на опасное сечение на плече а (сечение приближенно можно считать прямоугольным) и вызывает напряжение
I
6-Р-а
b-hP ’
Расчет поперечного сечения самой плиты можно производить, исходя из тех же соображений, что и при расчете основании подшипника, согласно фиг. 1533. В случае, когда подшипник нагружен силой Р, направленной вверх, на фунда-х р Р
ментные болты приходится по кг\ сила кг действует на поперечное сече-
ние АВ на плече г.
зн
Фиг. 1557. Стойка (без выступов для диаметров вала до90 мм, с выступами для диаметров от 100 до440жл«).
Фиг. 1558. Стенная коробка.
Фиг. 1560. Настенный кронштейн с подшипником с кольцевой смазкой.
Фиг. 1561—1562. Настенный кронштейн Бамаг.
31Э
При расчете опорной поверхности подшипников вообще следует считать допустимым при подливке цементом, примерно, 10 кг/см2, при укладке непосредственно на каменную кладку или на дерево, примерно, 5 кг]см?.
Стой-ки (фиг. 1557, DIN 195) служат для поддержки высоко распо;Йженных валов, стенные коробки (фиг. 1558, D1N 193)—для поддержки валов при проходе сквозь стену, стенные и концерне кронштейны (фиг. 1559—1563), нормированные в DJN 117 и 187,—для поддержки у стен. Последние два вида опор прикрепляются двумя болтами наверху и одним внизу, так как вследствие собствен-
Фиг. 1563. Угловой кронштейн.
Фиг. 1564. Подвеске.
ного веса трансмиссии, а также в большинстве случаев и из-за натяжения ремней верхние болты напряжены более неблагоприятно, нежели нижние. Для закрепления болтов на противоположной етороне стены кладут плиты (фиг. 1559), в четырехугольных отверстиях которых укладываются головки болтов.
Концевые кронштейны применяются для поддержки концов валов, а также часто взамен стенных коробок, служащих для поддержки валов при проходе сквозь стены.
Фиг. 1564а. Главные размеры нормальных подвесок по D1N 119.
Фиг. 1565. Подвески однообразной формы.
Для стенных кран штейнов по фиг. 1559 в табл. 134 вылеты А даны с интервалами в 100 мм.
Выверка валов, имеющих несколько опор, при применении стенных кронштейнов по фиг. 1561 или наколонных консолей пофиг. 1540 и 1541 весьма сложна-Стенные .кронштейны по фиг. 1559 и 1560, на которых подшипники могут передвигаться, значительно лучше.
Расположение подшипников в потолочных трансмиссиях легко разрешается при помощи подвесных рам ('фиг. 1564, D1N 194) и подвесок с установительными 31?
винтами (фиг. 1544, 1546 и 1549), благодаря которым исправляются неточности поверхности потолка.
Размеры подвесок (фиг. 1564а), пригодных также для поддерживания валов, расположенных на полу, при установке их подошвой вниз, установлены в DIN 119 для диаметров вала от 25 до 110 мм таким образом, что они допускают применение как вкладышей, так и шарикоподшипников.
Таблица 134 .—
Основные размеры стенных кронштейнов (фиг. 1S59) к подшипникам D1N 118, извлечение из DIN 117
Вылет А мм . . . 200 . . .300 300 . . .400 400 . . .500 500. .600 600. . . 700 700 . . .800
’ Применимы для нормальных диаметров вала мм 25. . . 50 25. . . 80 35 . . . 110 35 . . 140 45 . . . 140 55. . .140
Вылеты А ограничены' возрастающими на 100 мм ступенями в 200, 300, 400, 500, 600 и 700 мм (табл. 135). Таким путем многие заводы сумели значительно сократить количество моделей (гл. 3, разд. V). Каждому вылету соответствует определенное, независящее от диаметра вала расстояние между болтами т.
Таблица 135
Главные размеры подвесок (фиг. 1554а) для трансмиссий по D1N 119 (извлечение)
Вылет А мм . . . 200 300 400 —t— 500 600 700
Расстояние т мм, . . . 240 320 400 480 560 640
Применимы для нормальных диаметров валов мм 25 и 30 25. . .60 25. . , 90 35 . . . 110 45 . . . НО 70 . . .110
Нагрузка закрытых подвесок (фиг. 1546) от сил, действующих вертикально вниз, распределяется равномерно на обе стенки и вызывает в них, главным образом, напряжения на растяжение. Иначе обстоит дело с открытой подвеской (фиг. 1549), где изгибающий момент Р- а должен быть воспринят в опасном сечении АВ. Эта конструкция более удобна, так как вал и вкладыши подшипника гораздо более доступны. Плечо а стараются конструктивным путем сделать возможно меньшим, ограничивая зазор между вклатыщем подшипника и стенками подвески и выбирая поперечное сечение с центром тяжести, расположенным вблизи от внутреннего края. У подвески (фиг. 1549) для вкладышей диаметром zZ = 60mA4 и длиной 1= 185 мм, следовательно, для давления на подшипник P = p-d-l=^ = 10 -6 -18,5=1100 кг напряжение на растяжение у В составит:
Р-а-е, 1100-10,5-2,3 '
= j—1 =----------122---- = 220 кг‘см •
а напряжение на сжатие у А.
Р-а-е* 1100 • 10,5 • 6,1 соо , _ =>* =——- =------------------ = 582 кг/см*.
/
Фиг. 1565 изображает подвески мастерских Юго-северной германской соединительной железной дороги в Рейхенберге, у которых для закрепления крышки
314
применены клинья К, служащие для уменьшения плеча изгибающего момента. Форма подвесок для различных высот выбрана единообразной.
Отверстие Lb основной плите подшипников (фиг. 1544 и 1546) служит для прохода оправки токарного станка при рассверливании подвесок и нарезки резьбы, для уста новител ьных винтов.
Фиг. 1566. Укрепление подвески посредством башмаков.
Фиг. 1567. Прикрепление подвесок к потолочным балкам.
Для перестановки небольших станков необходима возможность легкого снятия трансмиссии. Поэтому укрепление подвесок/с помощью башмаков (фиг. 1566) или закрепление при посредстве плоских стальных планок (фиг. 1567) предпочитают завинчиванию и высверливанию отверстий в потолочных балках. Особую труд*
Фиг. 1563—1569. Прикрепление подвесок к бетонным перекрытиям.
Фиг. 1570. Устройство трансмиссии под сводом.
ность представляет устройство дыр или отверстий в готовых бетонных перекрытиях. При устройстве потолков необходимо предусматривать приспособления для прикрепления подвесок: " ' "
(фиг. 1569), для прикрепления опираются подвески. Фиг. 1570 показывает, как может быть использовано пространство под сводом для устройства трансмиссий для двух рядов станков путем установки нескольких поперечных балок. Балки и подвески прикреплены друг к другу зажимами, либо притянуты болтами к положенным над ними планкам из полосового железа.
полосы для болтов (фиг. 1568) или газовые трубы железа, на которые
к ним
углового или корытного
----«5
Фиг. 1571. Коренной подшипник с двусторонним подтягиванием клиньямв. М. 1:10.
для горизонтального двигателя
г) Примеры различных конструкций подшипников
Фиг. 1571 изображает коренной подшипник горизонтального двигателя. Чугунные вкладыши зтлиты белым на широкие, тщательно обточенные поверхности и своими фланцами перекрывают
металлом; в раме и в крышке вкладыши опираются
315
вырезы, сделанные в раме для установительных клиньев. Призонный штифт Р определяет положение нижнего вкладыша, благодаря этому облегчает сборку остальных частей и предохраняет вкладыш от захвата его валом. Для смазки в крышку ввер-
Фиг. 1572. Коренной подшипник поршневого насоса (Ридлер н Штумпф). М. 1:10.
нуты две капельные масленки, откуда масло подводится к широкой распределительной канавке. Так как вал постоянно вращается в одном направлении, а именно по направлению движения часовой стрелки, то смазочные к:навки устроены таким образом, что они все!да отводят масло к середине. Вставляемые сверху клинья, прилегающие ко всей свободной поверхности вкладышей, служат для подтягивания. Нарезка гайки для них сделана в железных валиках R, лежащих в сверлениях рамы; от боковых перемещений клинья предохраняются бортами вкладышей. Закрепление клиньев с помощью газовых трубок G и гаек М не связано с крышкой. Для подтягивания верхнего вкладыша в вертикальном направлении служат прокладки из тонких листов.
Солидно сконструированная крышка захватывает выступы рамы и удерживается четырьмя болтами с прямоугольными головками, захватывающими раму глубоко внизу. Для упрощения формовки рабочие поверхности для гаек, масленок и рым-болтов для поднятия крышки, сделаны не в виде отдельных при-
ливов, а в виде трех проходящих по всей ширине крышки полос. В целях наиболее непосредственной передачи усилий стенки рамы тесно при- _ мыкают к направляющим крышки.
Фиг. 1572 изображает другой простой конструкции подшипник поршневого насоса с вкладышем из четырех частей, спроектированный Ридлероми Штумп-фом. Как болты для клиньев, так и болты для крышки имеют прямоугольные головки с целью уменьшить полную Ширину подшипника. Уда-
Фиг. 1573. Коренной подшипник большого газового двигателя.
М. 1:20 и 1:4.
освобождении клиньев вытаскиваются крючками; это
по
ление средних вкладышей облегчается благодаря пластинкам А толщиной в 10 мм, которые позволяет сдвинуть в сторону клинья и повернуть мимо них вкладыши. Для того чтобы нижняя поверхность крышки с поверхностью стыка верхнего вкладыша образовывала одну плоскость, их обрабатывают вместе. То же относится к стыку нижнего
316
Фиг. 1574. Коренной подшипник ср втулкой в основании выемки подшипника для подтягивания клиньев, м. 1:10-
вкладыша и примыкающим стенкам, рамы. Оба средних вкладыша удерживаются этими плоскими поверхностями и благодаря этому не могут быть увлечены трением цапфы. Щирокие закраины средних вкладышей закрывают клинья. Модель крышки может быть цельной и позволяет формовать крышку без сложных стержней. Большое отверстие в крышке позволяет как наблюдать за валом во время его работы, так и ощупывать его. Фиг. 1573 представляет подшипник большого газового двигателя. Смазка осуществляется двумя кольцами, за работой которых можно следить через i ыемки в крышке; крльца подводят масло к сделанным на валу канавкам. Из четырех обточенных изнутри и снаружи вкладышей верхний и нижний лежат непосредственно в раме и в крышке. Оба средних подтягиваемых клиньями вкладыша сидят в промежуточных частях Z, которые в плоскостях колец врезываются в клинья К для возможности совместной обработки. Рама, промежуточные части и крышка рассверливаются вместе, для чего закладываются металлические прокладки В. Для затягивания клиньев служат винты и гайки, расположенные в прорезах клиньев; их положение на крышке закрепляется зубчатыми пластинками. В целях более легкой обработки при строжке, . а также ради лучшей опоры вкладышей, выемка в раме делается по всей ее ширине и закрывается пластинками Р. Последние одновременно удерживают вкладыши от боковых перемещений. Выступы А и прокладки В препятствуют перекашиванию тяжелой крышки подшипника и защемлению вала
ном затягивании болтов. При необходимости регулировки подшипника выступы Подвергаются дополнительной обработке, а некоторые прокладки В удаляются.
На фиг. 1574 клин подтягивается с помощью болта, резьба для которого .нарезана во втулке В. Втулка находится в выемке подшипника, которая помещена настолько глубоко, что средний вкладыш может быть повернут вокруг вала и удален мимо опущенного вниз клина. Для этой цели край А вкладыша срезай. Для того чтобы масло, собирающееся- в выемке, не попадало на фундамент и не производило там разрушений, втулка В должна быть сделана закрытой и в местах прилегания к раме основательно уплотнена.
' Благодаря газовой трубке О подтягивание не связано с крышкой подшипника.
Фиг. 1575 изображает подшипник с подтягиванием бокового вкладыша помощью винта. Вкладыши могут быть обточены вместе; в подтягиваемом вкладыше, кроме хого, прострагивается упорная площадка. Посредством литой стальной пластинки вкладыш передает давление вала на винт, сидящий в бронзовой втулке, так как в чугунной раме резьба быстро портится. Эта конструкция, хотя и дешевле конструкции с широкими клиньями, однако, обычно применяется только в легких подшипниках, так как распределение давления по вкладышу менее равномерно. Эта конструкция используется большей частью в тех случаях, когда подтягивание производится только с одной стороны, так как стенка рамы примыкает только лишь под установительный винтом, вследствие чего в раме возникает большой изгибающий момент.
Коренной подшипник (фиг. 1576) вертикальной машины имеет вкладыш из двух частей, положение которых закрепляется у нижней части шпонкой F. Для уменьшения напряжения в крышке четыре болта с прямоугольными головками сдвинуты настолько близко, что они врезаются во вкладыши. Благодаря этому удаление нижнего вкладыша из-под вала становится невозможным. Для того чтобы вкладыш стал доступен, вал необходимо снять вовсе. Канавки .для болтов сильно ослабляют и без того довольно слабые вкладыши.
йри слишком силь-
Фиг. 1575. Подшипник с подтягиванием при помощи винта.
317
В железнодорожной подвижном составе форма подшипников (называемых буксами) обусловлена требованием подвижности их по отношению
к раме из-за пружинящих опор. В этих целях букса скользит в неподвижных направляющих, а у ведущих осей часто и в подтягиваемых направляющих. В вагонных буксах, где, главным образом, воспринимаются вертикально действующие силы, вкладыш обхватывает шейку большей частью только на одной трети окружности с той. целью, чтобы уменьшить трение и избежать нагревания вследствие его защемления. В ведущих осях, напротив, верхний вкладыш охватывает половину шейки, так как сложение горизонтальных усилий ведущего механизма с силами веса дает равнодействующую, направленную наклонно вверх. Нижних вкладышей не ставят, а заменяют их подушками для смазки шейки.
Фяг. 1576. Коренной подшипник для вертикальной машин». Фиг. 1577 изображает буксу М. 1:10. оси сдвоенного товарного паро-
воза О—3—О—3 прусских государственных железных дорог. Корпус L сделан из стального литья или прессованной стали
и имеет иа скользящих плоскостях башмаки R из бронзы. Вкладыши также бронзовые или с заливкой баббитом прилегают к корпусу буксы плоскими поверхностями как сверху так и к боковым стенкам. Из верхней части буксы, сделанной
Фиг. 1577. Осевой подшипник товарного паровоза 0—3—0—3.
в виде масляного резервуара, свежее масло подается посредством фитилей; помимо того, шейка смазывается подушкой, находщейся в нижней коробке, на чертеже не по-
318
казанной. В нижней половинке буксы, легко удаляемой после отвинчивания болта В, сделаны две канавки для двух войлочных полуколец, назначением которых является препятствовать проникновению пыли и грязи. Корпус буксы L, передающий осевое давление через шпинтон D на рессору, на левой своей стороне получает направление по привинченной к раме А направляющей F, а направой — вдоль установительного клина К, позволяющего компенсировать изнашивание. Для уменьшения напряжений на изгиб ослабленной вырезом рамы вырез внизу скрепляется поперечиной Q.
В качестве еще одного примера зависимости конструктивного оформления подшипника и его корпуса от того или иного его назначения укажем на опору валков в станине прокатного стана трио (фиг. 1578). Давление валков испытывают цапфы нижняго валка U только сверху, цапфы среднего валка М — сверху и снизу и цапфы верхнего валка О — только снизу. Поэтому у нижннх цапф можйо обойтись без верхнего вкладыша, а у верхних цапф ннжний вкладыш может быть сделан легким, так как он должен выдерживать только собственный вес валка. Далее необходимо, чтобы валки могли быть точи* установлены друг против друга как по высоте, так и в боковом направлении, и чтобы давление валков передавалось через предохранительный стакан В, ломающийся в случае возникновения опасных для валков усилий.
- Такое разностороннее задание разрешается следующим образом. Подшипники для среднего, валка расположены в станине С на выступах А. Нижний валок, при помощи клина /Clt и верхний валок, с помощью двух клиньев по отношению к среднему могут быть установлены на требуемое расстояние. Наверху через предохранительный стакан В Подшипники упираются в установительный винт 5, передающий усилия на станину. Стакан В закрепляет непосредственно верхний валок. Давление, возникающее между нижним и средним валками, также передается через тело верхнего подшипника на предохранительный стакан, не нагружая верхний валок или его шейку;
В боковом направлении валки набегают на внутренние заплечики вкладышей; для этого все подшипники можно передвигать в осевом направлении и устанавли-
вать при помощи показанных в плане болтов Т. Анкерные болты Z закрепляют положение станин друг относительно друга. Для облегчения смены валков верхняя поперечина Q, в которой сидит установительный винт, сделана откидной или съемной.
В передних бабках токарных и фрезерных станков из-за особой точности работы опора для шпинделя должна быть надежная и свободная, от зазоров, ибо она должна противостоять переменному давлению, имеющему место при прямом и обратном ходе. Задачей конструктора в данном случае является достижение возможно меньшего изнашивания подшипника и легкого исправления его путем подтягивания. Первое достигается применением умеренных удельных давлений, закаливанием и шлифовкой цапф, применением твердых металлоа в подшипнике и хорошей смазкой. Подтягивание при цилиндрических рабочих поверхностях может быть осуществлено согласно фнг. 1579 при помощи конических втулок, разрезанных в месте Ь и имеющих несколько вырезов а, и закрепля-щихся с двух сторон в закрытом корпусе подшипника при помощи гаек, которые легко могут быть подтянуты. Смазка производится при этом посредством капельной масленки сверху, либо же при помощи уложенной в вырезе прокладки из войлока, вытягивающей масло из корпуса подшипника, сделанного в виде масляного резервуара. Осевые давления должны быть-восприняты особым упорным подшипником.
Другое решение задачи показано иа фиг. 1580 для передней бабки фрезерного станка Хендей-Нортон. Шпиндель имеет две конические рабочие поверхнюти. В правом вкладыше, закрепленном в теле подшипника при помощи заплечика В и гайки Мъ вращается главная шейка, воспринимающая осевое давление, действующее справа. Давление, действующее ^противоположном направлении 319
воспринимается левым подшипником, который передает его через гайку Ms на втулку ременного шкива на 7Иг и на упорное кольцо D, вращающееся по заплечику левого вкладыша. Зазор в радиальном направлении уничтожается благо-
Фиг. 1580. Передняя бабка фрезерного станка Фиг. 1581—1582. Промежуточные вер-
Хенди-Нортон. тикальные подшипники.
Фиг. 1583. Подшипник коренного вала машины водопроводной станции, черт. I. М. 1:10.
даря тому, что левая шейка может передвигаться вдоль оси вала и с помощью гайки М2 может быть установлена в правильном положении по отношению ко вкладышу. Подшипники снабжены тщательно устроенной кольцевой смазкой.
320 *
у В качестве направляющих для вертикальных валов служат промежуточные подшипники, которые в простейших случаях состоят из цельной втулки, а в случаях, когда предвидится изнашивание, состоят большей частью из трех частей и подтягиваются посредством клиньев (фиг. 1581) или винтов (фиг. 1582). Вследствие отсутствия возможности устройства масляной ванны, смазка подобных подшипников весьма затруднительна, так как масло снимается ребрами вкладышей. Вкладыши из бакаутового дерева, применяемые в водяных турбинах, благодаря достаточно хорошему смазыванию водой, отделяют от клиньев металлическими пластинками (фиг. 1581), для того чтобы клинья не врезались в деревянные вкладыши.
маслинный резервуар. Для возможности
Фиг. 1584. Изготовление клиньев к подшипнику, изображенному на фиг. 1583. М. 1:20.
е) Примеры
Коренные подшипники машины водокачки (черт. 1). В гл. 15, разд. IV, А, 4 для шейки вала были определены: диаметр d = 250 мм и длина / = 36Олглг. Подшипники (фиг. 1583) имеет чугунный вкладыш, состоящий из четырех частей толщиной 35 мм, с заливкой белым металлом толщиной в 8 мм\ смазка кольцевая. Смазочные канавки отводят масло всегда к середине вкладыша. Масло, вытекающее у концов, при по-моши сидящих на валу и на втулке кривошипа колец, препятствующих разбрызгиванию (фиг. 1298) отводится через два привинченных ко вкладышам маслоуловительных кольца и оттуда через отверстия в " "
удлинения вала при колебаниях температуры, подшипники на стороне высокого и низкого давления машины делаются одинаковыми, рабочая поверхность шейки вала на одной из сторон сделана на 1 мм длиннее (фиг. 1'325). Часто для этой же цели один из вкладышей делают несколько короче, оставляя вал симметричным. Для подтягивания средних вкладышей применяются стальные литые клинья с уклоном ’/ю> прилегающие к выточенным вокруг вертикальной оси стенкам выемки подшипника и затягиваемые болтами с прямоугольными I оловками. Указанные клинья могут быть отлиты согласно фиг. 1584 по четыре вместе*и обточены в виде цилиндрических стержней с диаметром, равным диаметру выемки подшипника, а именно: 470 мм\ наряду с простотой изготовления, вкладыши в известной степени могут самоустанавливаться. Косые нажимающие плоскости обрабатываются на долбежном станке, на котором клинья могут быть и отделены друг от друга. Если принять, что давление иа подшипник воспринимается одними только средними вкладышами, то согласно фиг. 1585 болты для клиньев в самрм неблагоприятном случае нагружены во время работы если
не учитывать трения. При As = 500 кг/см* поперечное сечение их в резьбе должно равняться:
Фиг. 1585. К расчету болтов клиньев к поцшиц-нику фиг. 1583.
; = = 150 =483 С^
0 10 • k, 10 - 500
Выбраны: болты У/я" с поперечным сечением в резьбе в 4,5 см2 и напряжением иа разрыв в 537 кг/см2. Ввиду невозможности £ достаточной точностью установить величину сопротивления трения в клиньях и на поверхностях вкладышей, определить напряжение в болтах во время подтягивания затруднительно; подтягивание следует делать по возможности во время остановки машины.
В соответствии с цилиндрической расточкой рамы крышка может быть выполнена как тело вращения с вертикальной осью и обработана по сферической поверхности с внешним радиусом 4з0 мм\ при этом и модель для крышки может быть обработана на токарном станке. Лишь поверхность, прилегающая к верхнему вкладышу, обрабатывается путем расгочки рамы и крышки вокруг горизонтальной оси подшипника. В усло-
21 Ретшер. Детали машин, т. II.
821
виях нормальной раооты крышка вообще не нагружена', ибо в самом неблагоприятном случае, когда плечо кривошипа стоит перпендикулярно к шатуну и когда в этом положении действует наибольшее давление на поршень, слагающей силе, направлен'* ной вверх и равной ~ • Р„ = 2Z122 = 348O кг, противодействует половина веса ° вала и маховика величиной в 3650 кг.
Фи. 1586. К расчету крышки подшипника.
Несмотря на это, крышку рекомендуется затягивать солидными болтами. В данном случае взяты четыре болта по I*/**-Крышка должна выдерживать те же усилия, что и болты. В соответ ствни с этим поперечное сечение / над серединой подшипника следует рассчитывать на изгиб, согласно фиг. 1586. При напряжении на разрыв А, = 500 кг1см? в поперечном сечении резьбы Fo каждый болт может выдержать
Р' = F0. kt = 8,39 • 500 = 4195 кг.
При этом напряжение на изгиб во внеш* них волокнах поперечного сечения I со-
ставляет:
1
«. -2 •Л2' 2.4,95 (24.7-7.1].6.8 = + ж
Что еще допустимо; et и определяются известным уже способом по вычерченному рядом эскизу поперечного сечения, причем дугообразные очертания его заменяются прямыми линиями.
Закраина крышки, захватывая центрирующий выступ на раме, усиливает подшипник, так как при хорошей пригонке закраина крышки воспринимает часть давления на подшипнике. Для суждения о степени сопротивляемся ги края, крышки, рассчитывают на весьма неблагоприятные условия, принимая, что к нижнему его ребру приложена сила ~ (фиг. 1586, относительно Л, см. гл. 15, разд. IV, А). Тогда по теории прямой балки поперечное сечение II, расположенное под углом 55°, ис-
пытывает напряжение:
_6-Л„-с_ 6*23 820-5,3 2Ь№ 2-27-5,7^
= 432 кг/см*
А„ sin 55° 23820-0,819 м ,
2.27.5,7-==63 кг,см-
Поперечное сечение III должно выдержать на внутренних волокнах:
о 2
g-L> 23 8 20-12,8-10,3
J, ~ 2 • 3380
465 кг 1см?
я
А, 23 820 „ , _
’•— 2/ — 2 • 156 — 76 кг1см?‘
я ..
Поперечное сечение Z:
Л, 2 ‘
А-са 23 820 1 4,1-6,3 .
-----йм-=3,вкг/сл*
А„ 23820 .•
°'=2/=27-2-32 = 59 KilCMt
325
При этом следует иметь в виду, что вычисленное выше напряжение, вызванное давлением, направленным вертикально вверх, имеет противоположное направление. Уменьшить напряжение конструктивным путем возможно, уменьшая плечо k.
Наиболее важные в отношении подшипника поперечные сечения I н II рамы машины, приведенной на фиг. 1ь99, рассчитаны в гл.22. Учитывая изложенные на стр. 304 опыты, рекомендуется применять солидные формы и при расчете по теории прямых балок для поперечного сечения 1 брать низкие допускаемые напряжения.
Б. ПОДПЯТНИКИ И УПОРНЫЕ подшипники
Различают подпятники со сплошной или кольцевой рабочей поверхностью (фиг. 1587 и 1588) и гребенчатые подшипники с несколькими
Фиг. 1587. Надводняя ляп турбины (по Пфарру).
кольцевыми упорными поверхностями (фиг. 1589;. Помимо соображений, приведенных на стр. 275 в пп. J, 5, 6 и 7 относительно конструкции обыкновеи* ных подшипников, здесь надо указать на необходимость совладения оси опорных поверхностей с осью вращения. Кроме того опорные поверхности, особенно плоские, должны быть расположены точно перпендикулярно к оси вращения, ибо иначе указанные в конце гл. 15 нарушения правильной работы неизбежны. Точно так же должна' существовать возможность легкого компенсирования возникающего изнашивания путем смены опорных линз и пяты или посредством подтягивания в осевом направлении.
Фнг. 1588. Подпятник турбины дм 5000 кг давления.
Вследствие центробежной силы необходимо, чтобы масло подводилось либо к середине пяты, либо к внутреннему краю и отводилось у наружного. Лля первой цели у концевых пят делают отверстие посредине (фТтг. 1157 и 1587). Для распре-деления масла устраивают радиально или косо направленные, прямолинейные или криволинейные канавки. Указанные канавки к наружному краю целесообразно ?и . 323
сужать (фиг. 1124). У гребенчатой цапфы (фиг. 1991) масло во вкладыше подводится
через нижние р'диальные отверстия; стекает же оно через верхние отверстия. При больших нагрузках обычно масло подводят и отводтт под давлением. В упор-
ных подшипниках горизонтальных валов возможно
Фиг. 1589 Гребенчатый подшипник для трансмиссионных валов.
применение кольцевой смазки (фиг. 15£0i. Упорная цапфа захватывает смазочное кольцо, подающее масло в канавку N, находящуюся на верхушке подкладки L, откуда масло подводится через отверстия к середине цапфы, -Вращению подкладки препятствует штифт в крышке Д'.
У водяных турбин, для сохранения зазора и. правильного зацепления между шестернями, необходимо обеспечить возможность регулировки опорных по ерхностей, которая осуществляется: либо с помощью прокладок В (фиг. 1590), либо посредством резьбы в шапке, несущей пяту (фиг. 1588), либо (в простых случаях) с помощью устано-вительного винта (фиг. 1157).
При переменном направлении давления, вследствие изнашивания происхо
дит увеличение зазора и получаются удары. В этих случаях рекомендуется устраивать отдельную пяту для каждого направления, а соответствующие подпятники переставляемыми друг относительно друга.
Если наряду с большими осевыми усилиями возникают радиальные, то для их воспринятия следует устраивать отдельные подшипники, хотя бы для того, чтобы легче и уверенней устанавливать причины нарушения правильности работы.
Примеры выполнения. Некоторые простые конструкции подробно описаны и изображены на фиг. 1153, 1154 и 1157 для вертикальных валов и на фиг. 1990 и 1991 в применении к червячным передачам
На фиг. 1588 дана конструкция подпятника к рассчитанной в примере 17 гл. 15 пяте вала диаметром в 150 мм для нагрузки в 5000 кг при 200 об/мин. По расчету определяется только ширина пяты в 5,55 см, выбор же диаметра — произво-
лен. В данном случае внутренний диаметр, если учесть толщину стенки масляного резервуара, в котором влащается пята, можно взять примерно в 18л мм\ если завалить края колец на 2 мм, а кольцо пяты сделать шириной 3 = 56 мм, то средний диаметр получим rfm = 245 мм. Края следует срезывать не только у трущейся поверхности для предотвращения повреждений при неосторожной посадке колец, но также и все прочие кромки для предохранения от трешин при закалке. Особо тщательно должны быть закруглены масляные канавки для облегчения доступа масла к трушимся поверхностям. Толщина стальных трущихся колец, в среднем 30 мм, определяется отверстиями в нижнем кольце, через которые подводится масло, отводимое смазочными каиавкамИ наружу.- Бс&ее тонкие кольца легко коробя1ся и ломаючя при закалке. Нижнее кольцо обтачивается по шаровой поверхности; при вращении его захватыванию препятствует штифт. Верхнее кольцо сдслаьо б виде плоско*! шайбы
324
и прикреяляется к нижней поверхности шапки или гайки посредством двух винтов, для того чтобы при разборке оно не отпало. Для того чтобы рабочая поверхность верхнего кольца быта точно перпендикулярна к оси вала, гайку делают довольно высокой. Для установки по высоте служит трапецеидальная резьба 150X6 согласно DIN 378 ’. Точная установка на каждую ]/в мм достигается тем, что (как видно в плане) в гайке сделано пять, а на валу шесть канавок для клина S. При перестановке клина на смежную канавку гайка должна быть подтянута или спущена на = окружности, или на 0,2 мм. Выдалбливание продольных канавок в гайке облегчается благодаря идущей кругом канавке /V. На валу канавки сделаны такой длины, чтобы они были достаточны даже при наивысшем его положении. Для перестановки на шестигранную головку на конце вала надевают ключ, гайку же удерживают вторым ключом. Во время работы масло подводит капельная масленка Т, избыточное масло стекает по внутренней стенке масляного желобка к расположенному под подпятником промежуточному подшипнику. Для предохранения от грязи и пыли сделана крышка К.
Поверочный расчет удельного давления с учетом шести смазочных канавок шириною в 10 мм и двух отверстий для головок винтов дает:
vd-b — 6-b-l — 24'2,52 к-24,5-5,6 — 6-5,6- 1-2-4,90 “ 4
Давление на поверхность резьбы. Поверхность при"егания одного витка ори глубине 2,5 мм-.
/0 • (152 — 14,52) = j i>6
Число витков за вычетом кольцевой канавки:
Я—10 120—10 , ,, .
Z — . — - л — 10,0.
h 6
Вычет шести канавок для клина:
6 • 2,1 • 0,25 -16,7 = 33,7 с.11-’.
Р 50Р0
Р ~ г-/0 —Зз,7 ~ 18,3- 11,6 — 33,7 = 28 кг!см^
Длина ключа для установки вала при нагрузке Р=5000 кг. При среднем радиусе винта г=7,35 см получаем угол подъема а винта из:
tga = 2T7 = 2^f35==0’013()’ а = 0°45'’
а при угле трения р = 5°4(У (р. = 0,1) необходимый для подтягивания шпинделя крутящий момент согласно (99) составит:
Мл = Р • г • tg (а + р) = 5000 • 7,35 • tg (45' + 5°40') = 4130 кгсм.
Если подтягивание производится двумя рабочими, прилагающими окружное усилие в Ро=15 кг-каждый, то длина ключа L (фиг. 1588, вверху) должна равняться:
_ 4130 __133cif 2-15 ”138 СМ‘
Для данного случая сделан двуплечий ключ с полной длиной в 1,7 м.
Фиг. 1587.изображает надводную пяту турбины Ф ита в Гейденгейме. Рабочее колесо висит на наружном чугунном пустотелом валу И/ н поддерживается находящимся внутри него неподвижным, опорным стояком. Т. На стояке Т сидит
I ОСТ 2411.
325
сделанный в виде масляного резервуара чугунный башмак для нижней неподвижной опорной подкладки. Стальная вращающаяся пята входит коническим хвостом в установительпый винт нз ли. ой стали, к которому н пришлифовывается; как ко* ни веский хвост, так и установительный винт, просверлены по длине для подвода масла. Через отверстия в подкладке масло из башмака подводится к середине пяты И через смазочные канавки выводится наружу. Свежее масло притекает к установочному винту из масляного сосуда. Нижняя подкладка, при вынимании пяты благодаря сцеплению с масляным слоем, легко подымается и затем может отпасть; во избежание указанного она удерживается в башмаке винтом. Следует заботиться о хорошем уплотнении этого винта и спускного отверстия во избежание утечки масла.
Гаечная резьба для установочного винта сделана в опорной гайке At, закрепленной в пустотелом валу W посредством штыкового затвора; гайка М точно центрирована по отношению к валу и закреплена двумя винтами. Благодаря
Фиг. 1591. Упорный подшипник для судовых валов.
применению гайки JJi избегаем нарезки резьбы в чугунном валу W. К верхнему концу установочного винта для поднятия турбины привернута еще одна головка. Эта конструкция, состоящая из довольно боль-
ного числа частей, должна быть тщательно и точно выполнена, в особенности верхний штыковой затвор, ибо косое положение поверхности пяты приводит к нарушениям правильной работы. Внутренний диаметр выточки для штыкового затвора в пустотелом валу, вследствие невозможности получения острых углов при расточке, делают бдльшим, чем диаметр штыковых выступов.
Фиг. 1589 изображает нормальный гребенчатый подшипник для трансмиссионных валов Берлин-Ангальтского машиностроительного акционерного общества. Между тремя гребнями работают два смазочных кольца, поднимающих масло к трущимся поверхностям. Благодаря эксцентрически выточенным, круговым канавкам N гребни покрываются маслом, которое через отверстия в низших точках рабочих поверхностей стекает опять в масляную камеру под подшипником.
Подшипники для воспринятая значительных давлений гребного винта больших судов составляются, как показано на фиг. 1591, из отдельных скоб. Упорный вал, который на случай смены делается по большей части в виде отдельного короткого вала, вращается в двух поддерживающих его подшипниках, находящихся на концах корыта, к которому пригоняются скобы упорного подшипника. Охлаждаемые водой и залитые белым металлом скобы надеты на два шпинделя, на которых они могут точно устанавливаться посредством гаек с контргайками. При нагревании или в случае повреждения отдельные скобы легко можно снять и вменить,
32в
таг как ояя охватывают вал и шпиндели лишь сверху. Давление вала передается Шпинделями посредством длинных втулок на корыто, а оттуда на корпус судна.
Значительное улучшение достигнутое однокольцевом упорном подшипнике Митчелля, в котором опорная поверхность разложена на несколько коротких упорных частей. Указанные части поддерживаются винтами во время работы в косом направлении по отношению к нажимному кольцу, образуя благодаря этому тот клиновидный масляный слой, который необходим для получения режима жидкого трения (гл. 15, разд. V Б, 2). Опорныевинты захватывают закрепленные в радиальном направлении в кольцеобразной выточке нажимные части (фиг. i 134) немного далее середины, считая по показанному стрелкой направлению вращения вала. Как упорный подшипник, так и расположенный непосредственно рядом промежуточный подшипник (служащий для направления кольца) находятся в м । ляной ванне, образуемой благодаря сальникам на обоих концах. Подшипники Митчелля в последнее время все больше применяются на судах, а также у водяных турбин; они уже оправдали себя при мощностях на валу до 25000 л. с. Согласно справочнику .HOlte* при окружной скорости в 2 м/сек они допускают повышение удельного давления до 20 кг/см1 против 5,5 кг/см? в старых упорных подшипниках. Коэфициент трения составляет 0,0015 против 0,03.
П< ПОДШИПНИКИ КАТАНИЯ
Основной целью подшипников катания как шариковых, так и роликовых, является замена трения скольжения обыкновенных подшипников трением катания для возможного уменьшения сопротивления при вращении. При применении указанных подшипников имеем следующие преимущества: легкий пуск в ход, незначительное изнашивание, незначительный расход смазочных материалов и малую строительную длину подшипников. Недостатками являются: выСЬкая цена, малая надежность работы при ударах и иногда сильный шум.
А. ШАРИКОВЫЕ ПОДШИПНИКИ
1. Виды шариковых подшипников и основные соображения при их конструировании
Шариковые подшипники впервые были установлены на велосипеде. Проблема шарикоподшипников разрешена благодаря научным опытам Штрибека в 1897— 1901 (XXI, 20]. Различают: 1) радиальные подшипники (фиг. 1592), воспринимающие главным образом усилия»
направленные перпендикулярно к оси; 2) упорные (осевые) подшипники (фиг. 1593), предназначенные для воспринятия осевых усилий, и 3) р а-
Фиг. 1594. Радиально-упорный подшипник.
Фиг. 1592. Радиальный аод-пипннк.
Фиг. 1593.
Упорный подшипник.
Фнг. 1595. Шарик в канавке.
диальноупорные подшипники (фиг. 1594), воспринимающие одновременно усилия, направленные как по радиальному, так н по осевому направлениям. Все эти подшипники состоят из двух колец, между которыми катаются шарики, причем по большей части одно из колец неподвижно, другое вращается.
Для уменьшения сопротивления и изнашивания во время работы, при конструировании следует стремиться к чистому катанию. Шарик К, катящийся в канавке I (фиг. 1595), одновременно имеет мгновенное вращение вокруг линии ab,
327
соединяющей обе точки его прикосновения. Угловая скорость ®, с которой происходит это вращение, изображенное двумя отрезками одинаковой длины ао! и ЬЬ', вдоль оси вращения, может быть разложена на касательные и радиальные, по от-
ношению поверхности шарика, слагающие. Первые из
них соотве1 ствуют катанию вдоль стеной канавки, а
вторые — сверлящему действию, которое и объясняет причину сильного изнашивания шариковых подшипников, шарики которых соприкасаются с кольцами в четырех точках abed /фиг. 1596). Теоретически чистое катание имеет место в случаях, когда линии, соединяющие точки касания ab и cd, пересекаются на оси подшипника пип, ибо если принять, что нижнее
кольцо неподвижно, а верхнее вращается вокруг тт
Фиг. 1596. Шариковый подшипник с угловой скоростью то скорости точек с и d с касанием в четырех точках. при чистом катании должны равняться V, = re®, и
<ud = rd<ai. Если же, с другой стороны, рассматри-; вать движение шарика как мгновенное вращение вокруг оси ab, происхо-! дящее с угловой скоростью ®2, то
% = fc • И Vd = gd • <о2,
.где fc и gd—длины перпендикуляров, опущенных из точек с и d на ось вращения ab. Из условия для чистого катания, а именно: rt®j =fc • ®а и rd®1=i,rf-®a; путем деления получаем:
Л = Л гл gd
условие, которое’может быть удовлетворено лишь в случае геометрического иодобия iтреугольников cfe и dge, т. е., если последние имеют общую вершину е на оси/п/п. Практически подобные подшипники не употребляются, так как под - влиянием нагрузки шарики вдавливаются в канавки и поэтому прилегают
к ним уже не точками, а плоскостями, тогда как их края должны скользить г—-Л - благодаря вышеупомянутому сверлящему движению. От этою происходят | повреждения шариков и колец, обнаруживаемые по образованию полосок 'и бороздок; повреждения усиливаются еще более при быстром вращении, ! вследствие сильного нагревания, зависящего от скользящего трения. Эти 3>и<- -597 недостатки уничтожаются лишь в том случае, если касание шариков с коль- И*армк, цами .происходит в одной лишь точке, как на фиг. 1597, причем мгновен- щ^й'только ная ось является касательной к шарику, и радиальная слагающая угловой одной
. скорости исчезает.
ТОЧКОЙ.
2. Расчет шариковых подшипников
В основание расчета шариковых подшипников прежде брали ту нагрузку, при которой шарик разрушался, и полагали, что допустимая нагрузка равна от до */ю разрушающей силы, подобно тому как это принимается для многих-частей машин. Рассчитанные так подшипники нагрузки не выдерживали; происходили разрушения и поломки шариков и колец. Правильные основания для расчета создал Шт р и бек [XXI, 20]. Он показал, что расчет нужно производить не по нагрузке, разрушающей шарик, а по той нагрузке, при которой происходит образование на подвергающейся давлению поверхности волосных трещин; сообразуясь с этим, он и установил допустимую нагрузку. Для разрушения подшипника достаточно небольшой трещины, и вовсе не требуется поломки шариков.
На, рузка, разрушающая шарик, и нагрузка, вызывающая образование на опорной поверхности трещин, зависят от диаметра шариков и от формы поверхности прилегания. Если, согласно фиг. 1598, сила будет передаваться через три шарика одинаковой величины (устройство, примененное Штрибеком для испытания шариков), то касание будет происходить вдоль выпуклых поверхностей, следовательно, в кеблаго-328
приятных условиях. Нагрузка, разрушающая шарик, и нагрузка, вызывающая образование на опорной поверхности трещин, будут малы. Чем больше площадь прилегания шарика к опорной поверхности, тем благоприятнее условия передачи усилий. Поэтому
допустимую нагрузку увеличивают при плоских и вогнутых нажимных поверхностях (фиг. 1599 и 1600).
Средняя величина удельного давления рт в месте соприкосновения двух шариков диаметром dt и d2, прижимаемых друг к другу силою Ро кг, материал которых имеет коэфициент удлинения а, составляет по Г ер цу: 3Г~Р 71 1 \2
При опытах Ш три бек нашел, что до предела упругости эта формула совпадает с действительно-
стью. Для одинаковых шариков при d,=d2 — d Фиг. 1598. Фиг. 1599. . Фиг. 1600-
Испытание Шарики Шарик в
шариков по между канавках. Р 1_Штрибеку. двумя пло-
—2 • • (4О/) скостями.
имеем:
Рт = 0,6521/
В случае касания шарика диаметром dt=d с плоской плитой (d2 = oo) имеем:
п =0411 — . — = 0 652 1 / --° - • 1
Рт U»411 у а2 дГЭ у 4,а2 d2 •
(468)
Если шарик диаметром dx = d лежит на ,вогнутой сферической поверхности с диаметром d2 =— 2dlt то среднее давление составляет-
p.=^V % , <46!|)
Если в этих трех случаях шарики равного диаметра должны испытывать давление одинаковой' силы, то нагрузки должны относиться одна к другой как 1:4:16; иными словами, шарик на вогнутой поверхности двойного радиуса может быть нагружен в 16 раз сильнее, чем два шарика одинаковой величины, непосредственно прижатые друг к другу, и в 4 раза сильнее, чем шарик на плоской поверхности.
Если уравнение (467) разрешить относительно Ро, а именно:
<470)
то для определенной величины удельного давления коэфициент при d2 является Постоянным, так что равенство может принять форму Ро = const (Р, следовательно, при условии одинакового напряжения шариков нагрузка может возрастать пропорционально квадрату диаметра шарика; поэтому допустимую нагрузку Ро отдельного шарика выбирают по формуле:
P0 = k-d3, (471)
где k—коэфициент,зависящий от материала, состояния закалки, формы канавки, условий работы подшипника и определяющий допустимую нагрузку шарика диаметром в 1 см, ибо при d=l см k—Ptf, k называют до п у с т и м о й удельной нагрузкой.
При этом следует заметить, что при прозеренных опытами обычных числах для k напряжение на смятие в месте соприкосновения превышает предел упругости. Так, например, формула (471) для стального шарика диаметром в 20 мм, лежащего на вогнутой шаровой поверхности диаметром в 40 мм, при удельной нагрузке А — 50 дли силе
Ро = А • rf2 = 50 • 22 = 200 кг,
329
дает среднее удельное давление в месте касания:
1 поил’/ 200-2 ЮОООО-'* — О.-^ЬУ |/ j . 2а
= 15650 кг/см3,
в то время как согласно испытаниям на сжатие закаченных стальных цилиндров предел упругости лежит уже примерно около 9J00 кг/см3. Возможность существования в данном случае дтитечьнэй нагрузки, превышающей предел упругости и не изменяющей шарообразной формы, объясняется тем, что места, в которых действуют высокие напряжения, являются телами, замкнутыми со всех сторон н принимающими свою первоначальную форму после разгрузки.
Теория упругости показывает, что наряду с вычисленным выше напряжением на сжатие рт, действующим перпендикулярно к поверхности, возникают еще напря-
Фиг. 1602. Шариковый подшипник.
жения на сжатие, направленные в свою очередь перпендикулярно к первому и препятствующие полному образованию соответствующих рт деформаций. По М о р у для суждения о напряжении имеет значение разность между наибольшим и наименьшим из трех главных напряжений, что в рассматриваемом случае составляет примерно ЧзРт-Насколько для напряжения шариков олагоприятно возможно большее прилегание канавок к поверхностям шариков, настолько это неблагоприятно для условий трения. Подшипники, у которых шарики окружены подобно тому, как показано на фиг. 1601, обладают большей сопротивляемостью, но вследствие значительно скользящего трения не могут быть применены в работе. При увеличении поверхностей прилегания трение растет медленно, способность же выдерживать нагрузку — чрезвычайно
быстро. Правильное соотношение указанных поверхностей может быть найдено лишь опытным путем. Штрибек установил, что наиболее целесообразно округлять канавки по радиусу г = а/3 d. У радиальных подшипников прилегание обоих колец различно: наружное кольцо, согласно фиг. 1602, вогнуто как в плоскости шарика, так и в плоскости, перпендикулярной к ней, внутреннее же кольцо вогнуто более неблагоприятно, и путь катания в плоскости кольца выпуклый. Фиг. 1602 показывает в увеличенном виде различные поверхности сжатия шариков. На этом основывается выбор для внутреннего кольца меньшего радиуса кривизны, чем для внешнего [XXI, 22], а именно:
Фиг. 1601. Шарик, охватываемый канавкой.
r, = 0,52rf, re = 0,56df.
Распределение'нагрузки на отдельные шарики подшипника. У упорных подшипников, (фиг. 1593) при условии точного изготовлений, одинаковой величины шариков и центрального действия силы все шарики нагружены равномерно, Так что полная нагрузка Р подшипника определяется числом z шариков и допускаемой Ро одного шарика:
(472)
Напротив, в радиальном подшипнике (фиг. 1603), нагруженном силой Р кг, нагрузка распределяется только на шарики одной половины подшипника, которые при том не одинаково нагружены. Исходя из обозначений, приведенных на фиг. 1604, амеем для условия равновесия по направлению силы Р:
Р—Ро 4" 2Р| cos 7 2Ра cos 27 -J- •.. + 2Р» cos п I,
Причем я • f< 90°. Вследствие нагрузки шарики сдавливаются, и поэтому оба кольца сближаются друг с другом. Если это сближение составляет по направлению силы азе
Ро, согласно фиг. 1604, 80 см, по направлению силы Р1— 8, см и т. д., то при условии сохранения круговой формы кольца, имеем:
Oj = o0cos?; о2 = Зо cos 2?, • • • ,8О = 80cos« • ?, (473)
так как между силами и величинами сжатия, как показал Герц существует зависимость
Роа _ V
Р» V
ИЛИ Pt = P0
у/а
г
то при помощи равенств (473) получим
Рх = Ро • cos*/» ?.
и соответственно:
р2 = р0. cos *!• 2? • • • Ря = Ро cos */• п ?
или
(474)
Р = Р0(1 + 2cos'/* ? + 2соз’> • • + 2cos*> л?).
Фиг. 1603. Распределение давления в радиальном подшипнике.
Фиг. 1604. К определению распределения давлений в радиальном подшипнике.
Для различного числа шариков z, а именно: для z — 10 15 20
360° — 36° 24° 18°
* Z
р Р Р
2,28 3,44 4,58
Рь= Р • 4,38 Р-4,36 Р • 4,37
Z Z Z
Ро в трех последних случаях, именно, для числа шариков между 10 и 20 равно Р • 4 37
около -----2—, Учитывая, что вследствие зазора и изменения формы колец нагрузка
z
шарика, находящегося в нижнем положении, несколько больше, Штрибек принял»
5Р г
Поэтому при z=10 15 20
шарик в нижнем положении должен воспринять: Р Р Р
2 3 4
831
Обратно, силу Р для радиального подшипника определяют по допустимой нагрузкеРо на один шарик диаметром d\
P = = . (475)
5 о
« Величина k. На основании опытов с радиальными подшипниками, радиус кривизны которых в канавках составлял 2/3d, Ш т р и б е к установил следующие значения допустимой удельной нагрузки: для закаленных стальных шариков на закаленных стальных кольцах:
k = 100,
для плоских, конических или цилиндрических рабочих поверхностей
k = 30,... ,50.
В последнее время указанные значения принимают в 1V9 раза ббльшими. Более точные числа, зависящие от числа оборотов п и размеров подшипников, дает Арендс [XXf, 23]. Если их пересчитать на среднюю окружную скорость шариков, равную
» у м/Ы
Фиг. 1605. Допустимая нагрузка k шариковых подшипников в зависимости от окружной скорости v. /—для радиальных подшипников, II—для упорных подшипников U.
чим значения, показанные на фиг. 1605 маленькими кружочками. Последние с достаточной точностью можно соединить кривой I, изображающей, следовательно, зависимость между коэфициентом нагрузки k и средней окружной скоростью шариков V. В действительности эта последняя скорость одинакова со скоростью-вра ща юще-гося кольца и поэтому в одном и том же радиальном подшипнике при одинаковом числе оборотов юна различна в зависимости от того, вращается ли внутреннее кольцо, а наружное неподвижно, "или же имеет место обратный, менее благоприятный случай. Вычисленное выше значение v является средним из этих двух случаев. Кривая / служит для тех случаев, когда работа подшипника происходит без ударов и без дополнительных напряжений и когда радиус канавок на внутреннем кольце rt = Q,6d.
Для упорных подшипников безразлично, происходит ли вращение внутренних или внешних колец, для них служит кривая И с нагрузками значительно меньшими и быстро падающими уже при малых скоростях.
Подпятники для кргновых крюков и им подобные, работающие редко или весьма медленно, могут быть рассчитаны с k = от 220 до 250.
При работе с ударами k должно быть значительно ниже. Для железнодорожных букс при очень ограниченном пространстве k должно равняться 80, максимум 120.
332
Для чугунных шариков и плоских, цилиндрических или конусообразных рабочих поверхностей k можно взять равным 2,5.
3. Изготовление шариковых подшипников
Материалы. Высокие напряжения на смятие (удельное давление) шариков и колец обусловливают высокие требования к качеству применяемых материалов. Главным образом применяются хромовые и хромоникелевые стали, которые наряду с большой твердостью должны обладать и достаточной вязкостью ввиду происходящих иногда ударов. Очень твердый, но хрупкий материал был бы непригоден. Для больших и тяжелых колец возможно применение цементованной литой стали, более дешевой и обладающей вследствие своего мягкого ядра большой вязкостью; цементованные стали, однако, вследствие коробления при закалке, легко дают брак и требуют значительной последующей обработки при окончательной шлифовке.
Изготовление шариков и колец. Заготовки для отдельных шариков делают из круглой стали; шарики прессуют или отковывают в штампах (причем малые в холодном состоянии,-большие — в нагретом) и для уничтожения внутренних напряжений отжигают. Затем необработанные шарики шлифуют с маслом и наждаком между двумя имеющими концентрические бороздки дисками до желательного диаметра с припуском от 0,01 до 0,02 мм. Диски вращаются в противоположных направлениях, шарики же перемещаются от одной бороздки к другой. После этого они закаливаются, окончательно шлифуются и полируются, испытываются на твердость и правильность сферической формы и особенно точно сортируются по величине, ибо для правильного"распределения усилий и равномерной работы отдельных частей необходимо применение в каждом подшипнике лишь совершенно одинаковых шариков. «Указанные шарики изготовляются, например, на заводе стальных шариков Фишера в Швейнфу рте диаметром от 1,5 мм до 6" = 152,4 мм с точностью до 0,0025 мм в отношении величины и сферической формы поверхности; другие фирмы изготовляют шарики диаметром от 0,8 до 200 мм.
Кольца либо штампуют из полосовой стали, либо отрезают от цельнотянутых труб, а при больших размерах отковывают кольца ватем обтачивают и закаливают. Для получения точной формы кольца шлифуются, причем необходима особая тщательность как в отношении концентричности рабочей и наружной поверхности, так и параллельности канавок торцевым плоскостям. Торцевая и наружная поверхности кольца должны Оыть точно, перпендикулярны друг к другу, ибо иначе неизбежна неравномерность хода.
4. Конструктивное оформление шариковых подшипников 1
Радиальный подшипник. Существующие конструкции отличаются друг от друга способом введения шариков и конструкцией применяемых во многих
случаях сепараторов. ^Прежде шарики вводили в подшипник через отверстие в одном из колец, закрываемое, согласно фиг. 1606, особой крышкой,либо только винтом, как на фиг. 1607. Подшипник получался с полным количеством шариков, но, с прерванной на месте ввода поверхностью катания. Повреждения и поломки шариков, крышек и колец в ослабленном месте происходили даже в тех случаях, когда отверстия для введения шариков располагались таким образом, чтобы они не подвергались нагрузке; поэтому стремление конструкторов было направлено
(подшипник с одним заплечиком).
1 Конструкцию и размеры шарикоподшипников, изготавливаемых у вас, см. ОСТ 2201—2228 и 2254—2260.
333
к созданию непрерывной поверхности катания. Укажем здесь на следующие решения этой задачи. У подшипника „Norma" акционерного общества SKF один из заплечиков наружного кольца (фиг. 1608) совершенно отсутствует, так что подшипник мсжет быть собран надеванием в осевом направлении наружного кольца на шарики, си тящие во внутреннем кольце. Осевые давления воспринимаются только
в одном направлении, в противном случае устанавливают симметрично два подшипника. Допускаемая нагрузка подшипника значительно уменьшена, так как наружная поверхность катания на одной стороне цилиндрическая. Согласно немецкому патенту № 148486 один из заплечиков колец сделан настолько низким, что это кольцо может быть надето в осевом направлении на шарики, уложенные на другом кольце с помощью нагревания или упругого расширения (фиг. 1609). Малисе и Блин а патенте № 155661 ограничились вырезами в каждом из колец, не достигающими дна рабочих канавок у позволяющими вдавить шарики, при расположении отверстий, как показано на фиг. 1610, друг против друга; этим способом пользуются многте германские фирмы. Беговые дорожки остаются вовсе незатронутыми. На заводах фирмы .Германские оружейные заводы." (DV/F) кольца укладывают эксцентрически одно в другое, заполняя шариками пространство между ними (фиг. 1611). Один или два последующих шарика могут быть введены посредством нагревания наружного кольца или путем впрессовывания при упругом изменении обоих колец (патент № 184024/25). Ослабления колец не наблюдается; однако, так как
в зависимости от вы-
1610. Шариковый
Фиг. 1609. Сборка шарикоподшипника при помощи упругого расширения ияи нагревания наружного кольца.
Фиг, 1611. Закладывание шариков по способу германских оружейных фабрик.
Фиг. подшипник по М а л и с е и Блину.
Фиг. 1612. Подгмртвик шведского шарико-подшипникового завода SKF.
соты заплечиков шарики занимают только от ®/3 до 3/4 окружности, то допускаемая нагрузка подшипника меньше. Кроме того, для получения правильного и одинакового расстояния между шариками необходим так называемый сепаратор. Шведский шарикоподшипниковый завод акционерного общества §KF делает поверхность катания наружного кольца в виде вогнутой сферической поверхности (фиг. 1612), наполняя подшипник шариками следующим образом: внутреннее кольцо, имеющее две канавки, вместе с сепаратором просовывается сквозь наружное и наполняется шариками по мере возможности. Повернув сепаратор, вкладывают недостающие шарики, а затем отводят сепаратор на свое место. Эти подшипники обезвреживают вибрации и прогибы валов, так как внутреннее кольцо и шарики самоустана-вливаются благодаря наличию сферической поверхности. Шарики указанных подшипников находятся в неблагоприятных условиях, ибо радиус кривизны наружного кольца по отношению к диаметру шариков весьма велик, вследствие чего для определенной нагрузки подшипника необходимо большее число шариков. Поэтому вти подшипники обычно делаются двухрядными; их ширина ограничивается тем, что шарики в обоих рядах сдвинуты один против другого. Так как точки соприкосновения шариков с поверхностями катания лежат на радиусах, проходящих через центр подшипника (фиг. 1612), то и канавки на внутреннем кольце должны быть симметричны по отношению к этим линиям.
Самоустанаэливаемость радиальных подшипников может быть достигнута также н сферической формой наружного кольца. При малых нагрузках достаточно
334
пригнать подобные подшипники к цилиндрической поверхности, как это показано на трансмиссионном подшипнике Фихтель и Сакс (фиг. 161Э)?»Для больших нагрузок заводы поставляют точно пригнанные, сферически обточенные наружные кольца (фиг. 1614); при колебаниях вала должно быть преодолено трение скольжения, имеющее место между сферическими поверхностями, и таким образом для само-установки подшипника необходимы большие усилия, которые к тому же при неблагоприятных условиях должны быть переданы через шарики от внутреннего кольца к наружному. Подобными подшипниками можно, конечно, обезвредить ошибки сборки или длительные прогибы вала; для валов, подверженных различным прогибам, более пригодны подшипники SKF. Фиг. 1614 изображает недавно выпущенный некоторыми фирмами дву х ря дн ы й шариковый подшипник, конструкция которого позволяет повысить опорно^ давление, но требует для рав-
номерного распределения нагрузки на шарики весьма точного изготовления.
Упоминавшийся выше сепаратор целесообразен с точки зрения работы подшипника, для
Фиг. 1613. Трансмиссионный шариковый подшипник Фихтель и Сакс, Швейифурт.
Фиг. 1614. Поперечный подшипник со сферическим кольцом и двумя рядами шариков.
быстроходных подшипников он даже необходим. Два соседних шарика вращаются в направлениях, указанных стрелками на фиг. 1615. Если шарики сталкиваются, то части поверхностей в точке соприкосновения имеют противоположно направленные скорости. Так как шарики скользят друг по другу с двойной окружной скоростью)
то понятно, что происходят повреждения поверхностей, замечаемые на несколько более мягких шариках в виде глубоких бороздок. Столкновения происходят благодаря нагрузкам и разгрузкам, испытываемым шариками при каждом обороте, и усиливаются при косом положении внутреннего кольца по отношению к наружному, что происходит пи прогибах вала или неправильной сборке. В этом случае, как показывает фиг. 1616, шарики катаются на внутрен-
Фиг. 1616. Путь катания шариков при косом положении вала.
нем кольце нё по окружности вокруг центра подшипника, а по эллипсу, указанному пунктирной линией, и имеют при прохождении четверти АВ боль
Фиг. 1617. Подшипник с пружинящими прокладками (устарелая конструкция).
шую скорость, так как ВМ больше
АМ\ на пути ВС движене шариков вновь замедляется. Поэтому, догоняя друг друга, шарики сильно сталкиваются, вызывая у быстроходных шариковых подшипников силь
ный шум. Вначале этот недостаток пытались уничтожить помощью пружинящих про кладок, допускавших небольшое передвижение шариков друг относительно друга, и избавляющих от непосредственного касания (фиг. 1617). Теперь везде перешли к жест-
ким сепараторам, так как прокладки 'легко ломались и приводили к повреждениям при попадании ни рабочую поверхность. Сепараторы должны быть легкими,имеющими жесткую и простую форму, пригнанную к шарикам, для передачи малых давлений на до-
335
верхность и для возможности изготовления простыми механическими способами без последующей обработки. Конструкции, состоящие из нескольких частей, в случае их расшатывания или поломки одной из частей, становятся опасными для всего подшипника. Само собой разумеется, вращение каждого шарика должно1 происходить легко и свободно. Направление возможно осуществлять только у полюсов вращения шариков, имеющих при катании небольшую скорость (см. сепаратор подшипника „Norma", фиг. 1608, состоящий из U-образного кольца). Германские оружейные заводы (Deutsche Waffen-und Munitionsfabriken) применяли бронзовый сепаратор с обработанными выемками (фиг. 1618), лапки которого загибаются после того, как он вставлен между равномерно распределенными шариками. Перегородки между отдельными ячейками для шариков должны быть расположены вблизи от средней плоскости, для непосредственного вос-принятия ударов шариков, и чтобы избежать появления изгибающих моментов, которые вызвали бы в кольце сильное напряжение. Понятно, весьма важен выбор подходящего материала, допускающего отгибание лапок.
заклепывает прокладки, держащие шарики, между двумя
Фиг. 1619. Сепаратор шарикового подшипника завода Фишера.
Фиг. 1618. Сепаратор германских оружейных фабрик (старая конструкция).
Фирма Фишер боковыми металлическими шайбами (фиг. 1619). Общество шариковых подшипников SKF штампует цельные сепараторы (фиг. 1612) из стали. Углубления сепаратора образуются волнообразно изонутой шайбой и отгибанием наружных лапок; разделение шариков друг от друга производится внутренними зубцами. Подшипники для особо больших нагрузок имеют сепараторы из бронзы с выделанными в них выемками для шариков. Фирма Фихтель и Сакс в Швейн-фурдте применяет пружинящую волнистую коробку (фиг. 1613), представляющую собой сепаратор, спрессованный из профильного волнистого листа.
Упорные подшипники. Упорные подшипники большей частью делаются с желобками, сечения которых имеют радиус примерно r=a/8d (фиг. 1593). В тех случаях, когда боковые перемещения оси не могут быть устранены, применяют упорные подшипники с плоскими рабочими поверхностями, обладающие, однако, меньшей способностью выдерживать нагрузку. Фиг. 1620 изображает подобную конструкцию шарикоподшипника завода Фишера, в которой центры шариков расположены на трех концентрических окружностях. В упорных подшипниках полностью избежать скользящего трения нельзя, ибо касательные в точках соприкосновения шариков не пересекаются в одной и той же точке вала. Шарики при катании постоянно. вращаются вокруг линии, соединяющей их точки соприкосновения с рабочей поверхностью, - и поэтому оказывают на кольца сверлящее действие. Для равномерного распределения давления необходимы: одинаковая величина шариков, совпадение диаметров желобков катания и точно перпендикулярное положение опорных плоскостей к оси вращения. Если соблюдение последнего условия затруднительно, то рекомендуется применять нижние кольца с шаровой опорной поверхностью, как показано на фиг. 1621, которые, при сферической шайбе с плоским основанием допускают как угловые перемещения, так и самоустанавли-ваемость подшипников. Кольцо, вращающееся вместе с валом, глухо насаживается на последний; для этой цели оно имеет несколько меньший внутренний диаметр, > чем неподвижное кольцо и сепаратор.
В червячной передаче подшипники должны воспринимать давления, изменяющие свое направление. В этих случаях применяют либо два обыкновенных упорных подшипника (фиг. 1992) либо; что лучше в смысле дешевизны и занимаемого места, двойной упорный подшипник. Фиг. 1622 изображает конструкцию подшипника SKF с нормальным корпусом для тяжелой нагрузки. Среднее кольцо прикреплено к валу и в зависимости от направления силы передает ее то на один, то на другой ряд шариков. Для возможности самоустанавливаться наружные .
336
кольца обточены по шару. Та же фирма изготовляет подшипники, показанные на фиг. 1623, с отшлифованным по шару корпусом, в который отдельные части вводятся через два боковых выреза. Машиностроительный завод Рейпланд в Дюссельдорфе изготовляет двойные упорные подшипники с одним лишь рядом шариков (фиг. 1624).
Фиг. 1621. Упорный подшипник со сферическим кольцом и шайбой.
Фиг. 1620. Упорный подшипник с плоскими поверхностями катания, завода Фишера.
Фиг. 1622. Сдвоенный упорный подшипник для переменного давления в нормальном корпусе для тяжелой нагрузки SKF.
Оба кольца сидят свободно на оси с небольшим зазором как в осевом, так и радиальном направлениях. Когда давление действует справа, заплечик вала
ложится на правое кольцо и захватывает его с собой, второе же, кольцо благодаря трению между ним и корпусом, остается неподвижным и служит упором. При давлении слева гайка захватывает
Фиг. 1624. Однорядный сдвоенный упорный подшипник завода Рейнланд.
Фиг. 1623. Сдвоенный упорный подшипник со сферической опорной поверхностью корпуса.
Фиг. 1625. Действие центробежной силы шариковвупор-ных подшипниках.
тяжелых подшипниках
левое кольцо, а правое остается неподвижным. Желательно иметь поверхности прилегания, в особенности у гайки достаточно больших размеров, которые бы не били и таким образом давали хорошее направление для кольцд. Крышка шарикового подшипника должна быть плотно присоединена к коробке при помощи медного кольца и асбестовой прокладки.
В упорных подшипника.: также применяются сепараторы для удобного и равномерного размещения шариков и во избежание повреждений вследствие набегания шажков друг на друга. Фиг. 1621 показывает две соединенные несколькими заклепанными штифтами металлические шайбы с удлиненными отверстиями для шариков; фиг. 1593 изображает сепаратор, согнутый из металлической полосы. В употребляются и обработанные металлические кольца, в вырезах которых шарики после вставки удерживаются сжимаемыми краями, подшипника (фиг. 1622),
22 Ре т ш е р. Детали машин, т. II.
337
При большом числе оборотов создаются известные затруднения, под влиянием центробежной силы, которая стремится вытолкнуть шарики наружу, а также, раздвинуть кольца (фиг. 1625). В этих случаях шарики лежат не в наиболее углубленных местах канавок, а в определяемых параллелограмом сил точках А и В. Благодаря этому значительно увеличивается трение скольжения, равномерная же нагрузка шариков становится сомнительной, как только один какой-нибудь шарик попадает внутрь. Как этим, так и указанным выше сверлящим движением, которого нельзя избежать, можно объяснить допускаемую на основании опытов относительно низкую нагрузку шариков в упорных подшипниках при большом числе оборотов (фиг. 1605).
5. Стандартизация шариковых подшипников в Германии
Стандартизация шариковых подшипников проводится уже давно в целях их удешевления при массовом производстве. Конструкторы обязаны пользоваться только стандартными подшипниками, так как подшипники специальных конструкций обходятся очень дорого и требуют много времени для изготовления.
Фиг. 1626. ОдиарядныЙ радиальный подшипник по D1N 612.
Фиг. 1627. Однорядный радиальный подшипник с самоуста-на вливающимся кольцом по D1N 612.
Фиг. 1629. Двухрядный радиальный подшипник.
рядный радиальный подшипник с самоуста-нанливающимся кольцом.
Фиг. 1630. Однорядный подшипник с конусной нтулкой.
Фнг. 1631. Двухрядный подшипник с конусной' втулкой.
Первоначально отдельные фирмы вырабатывали более или менее независимо друг от друга свои нормали, которые теперь объединяются нормами DIN1. Согласно DIN 619 среди радиальных подшипников следует различать:
а) однорядные (фиг. 1626 и 1627),
Ь) двухрядные радиальные подшипники (фиг. 1628 и 1629),
с) однорядные (фиг. 1630) и
d) двухрядные подшипники с конусной втулкой (фиг. 1631), е) самоустапавливающиеся подшипники (фиг. 1612) и f) подшипники с заплечиком (фиг. 1608).
Пока/ нормированы только группы от а) до d) самоустанавливающиеся в кольце и без самоустановки, причем группы а) и Ь) для легкой конструкции—DIN 612 и 622, для средней—DIN 613 и 623 и для тяжелой конструкции — DIN 614 и 624; группа с) для легкой—DIN 632, для средней—DIN 633, и группа d) для легкой конструкции — D1N 642.
Для краткого обозначения принят диаметр отверстия подшипника в мм, причем буква Z при нем обозначает, что речь идет о подшипнике без самоустанавливающегося кольца, а буква R— что речь идет о подшипнике с самоустановкой. Однорядный, легкий, радиальный подшипник с отверстием в 30 мм и с самоустанавливающимся кольцом обозначается поэтому следующим образом: „Шариковый подшипник R 30 DIN 612“.
В табл, от 136 до 141 даны извлечения из норм DIN 612 до 614 и 622 до 624, причем приведенные наивысшие нагрузки должны служить лишь в качестве ориентировочных. От них часто приходится отступать в зависимости от особых обстоятельств и условий работы.
1 См. ОСТ 2201-2228 и 2254 -2260,
338
Таблица 136
Двухрядные, легкие радиальные шарикоподшипники DIN 612 (извлечение) (фиг. 1626 и 16'27)
d D ь D, Г Число об/мин
1 10 60 20J 500 1(00 20:0
Наибольшая нагрузка в кг
1 2 3 4 5 6 8 9 10 11 12
4 16 5 0,5 26 24 22 19 16 13 8,5
5 19 6 0,5 35 32 30 25 21 17 11
7 22 7 1 35 32 30 25 21 17 11
9 26 8 — 1 70 65 60 50 40 32 22
10 30 9 35 1 • 100 90 85 60 55 45 35
12 32 10 37 1 110 100 95 80 65 50 40
15 35 И 40 1 130 120 110 90 75 60 45
17 40 12 47 1,5 . 170 160 150 110 100 80 55
20 47 14 52 1»5 220 210 190 140 120 100 65
25 52 1-5 58 • 2 270 250 240 190 150 120 85
30 62 4 16 70 2 350 &0 320 250 200 160 ПО
35 72 17 80 2 450 4зо 400 ЗЛО 250 190 140
40 80 18 90 2 550 530 490 380 310 240 160
45 85 19 95 2 650 6’0 5 0 450 370 290 200
50 90 20 100 2 750 730 680 54(1. 450 360 240
55 100 21 ПО 2,5 900 880 820 660 530 410 270
60 110 22 120 2,5 1100 1050 970 7-0 620 490 310
65 120 23 130 2,5 1300 1200 1100 880 720 550 350
70 125 24 135 2,5 1500 1400 1300 10С0 820 630 400
75 130 25 140 2,5 1750 1600 1500 1200 940 720 460
80 140 26 150 3 гооо 1800 1700 1400 1100 850
85 150 28 160 3 2300 2100 2000 1600 1250 100J ——
90 160 30 170 3 2600 2400 2300 1800 1450 1150
95 170 32 180 3,5 2900 2800 2600 2100 1700 1300
100 900 34 190 3 5 3200 3100 2900 2300 1900 1500
105 182 36 210 3,5 3500 31СО 32(0 2600 2000 1600 ——
110 001 38 220 3,5 3900 3600 3400 2800 2200 . 1700 —
Таблица 137
Однорядные, средние радиальные шарикоподшипники DIN 613 (извлечение) (фиг. 1626 и 1627)
d D ь D, Г Число об/мин
* 10 60 200 600 «КО 2000
Наибольшая нагрузка в кг
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12
10 35 11 40 1 160 150 130 110 9$ 75 50
12 37 12 42 1,5 170 160 150 120 1С0 80 55
15 42 13 47 1,5 190 180 170 130 110 90 60
17 47 14 52 1,5 270 260 240 190 160 130 90
20 52 15 58 2 360 340 310 250 220 170 НО
25 62 17 70 2 450 430 420 340 280 230 150
30 72 19 80 2 6'0 600 560 450 380 3( 0 200
35 80 21 90 25 850 8г0 720 600 500 400 260
40 90 23 100 2,5 1100 1000 930 750 640 500 320
45 100 25 ПО 2,5 1300 1200 1100 9.0 760 600 880
50 ПО 27 120 3 1550 1500 1400 1100 880 690 440
55 120 29 130 3 1850 1800 1700 Г’ОО 1050 820 500
60 130 31 ' 140 35 2800 2100 2000 1500 1250 960 580
65 140 33 150 35 2700 2500 23 0 1800 1500 1150 680
70 150 35 160 3,5 3200 2900 2700 2200 1800 1350 780
75 160 37 170 3,5 3500 3100 3100 ' 2500 2000 1500 900
80 1'0 39 180 3,5 3900 3800 3500 2700 2’00
85 180 41 190 4 4500 4200 3900 3000 2400
90 190 43 210 4 5000 4700 4300 3300 2600 — .
95 200 45 220 4 5500 5200 4700 3700 2900 —
22*
939
Таблица 13а Однорядные, тяжелые радиальные шарикоподшипники DIN 614 (извлечение) (фиг. 1626 н 1627)
d п ь о, ‘ Г Число об/мнн
1 10 50 203 500 1C0J 2000
Наибольшая нагрузка в Kt
1 2 3 4 5 6 7 8 я 10 11 12
17 62 17 70 2 550 500 450 380 320 250 160
20 72 19 80 2 750 690 650 . 530 440 330 220
25 80 21 90 2,5 970 900 870 690 560 440 290
30 90 23 100 2,5 1200 1100 1050 900 700 550 360
35 100 25 110 2,5 1500 Г50 1300 1100 860 670 430
40 11Q 27 120 3 1750 1650 1600 1200 1000 800 510
45 120 29 130 3 2000 1950 19Ю 1500 1200 930 600
50 130 31 140 3,5 2400 2300 2200 1750 1400 1100 700
55 140 33 150 3,5 2900 2800 2600 2000 1700 1300 —
60 150 35 160 3,5 3400 3300 Зг00 2400 2000 1500 —
65 160 37 170 3,5 3900 3800 3400 2700 2200 1600 —
70 180 •42 190 4 4400 4300 4000 3100 2500 1900 —
75 190 45 210 4 5000 4-.00 4500 3500 2800 2100 —
80 200 48 220 4 5600 5400 5000 4100 3300 — —
85 210 52 230 5 6300 6000 5300 4200 3500 — —
Таблица 139
Двухрядны^, легкие радиальные шарикоподшипники DIN 622 (извлечение) (фиг. 1628 и 1629)
d D ь л, т 1 Число об/мин
50 200 500 1000 2001
Наибольшая нагрузка в кг
1 2 3 4 ь 6 7 я 9 10 Ч 12
10 30 14 35 1 160 140 130 100 90 70 50
12 32 14 37 1 180 160 150 130 100 80 65
15 35 14 40 1 210 190 180 140 120 100 70
17 40 16 47 1,5 270 260 240 180 160 130 90
20 47 18 52 1,5 350 340 300 220 190 160 100
25 52 18 58 2 430 400 380 300 240 190 140
30 62 20 70 2 560 540 510 400 320 260 180
35 72 23 80 2 720 690 640 ^80 400 320 220
40 80 23 90 2 880 850 780 610 500 380 260
45 85 23 95 2 1050 1000 920 720 590 460 320
50 90 23 100 2 1200 1150 1100 860 720 580 380
55 100 25 ПО 2,5 1450 1400 1300 1050 850 660 430
60 110 28 120 2,5 1800 1700 1550 1250 990 780 500
65 120 31 130 2,5 2100 1900 1800 1400 1150 880 560
70 125 31 135 2,5 2400 2200 2100 1600 1300 1000 640
75 130 31 140 2,5 2800 2600 2400 1900 1500 1150 740
80 140 33 150 3 3200 2900 2700 2200 1800 1350
85 150 36 160 3 3700 3400 3200 2600 2000 1600 —
90 160 40 170 3 4200 3800 3700 2900 2300 1850 —
95 170 43 180 3,5 4600 4500 4200 3400 2700 2100
100 1«0 46 190 3,5 5100 5000 4600 3700 30 0 2400 —
105 190 50 210 3,5 5600 5Ю0 5100 4200 3200 2600 —
110 200 53 220 3,5 6200 5800 5400 4500 3500 2700 —
340
Таблица 140 Двухрядные, средние радиальные шарикоподшипники DIN 623 (извлечение) (фиг. 1628 и 1629)
а D ь Р, г- Число об/мин
1 10 50 200 500 1000 2000
Наибольшая нагрузка и кг
1 2 3 4 5 б 7 8 9 10 п 12
10 35 17 40 1 200 240 210 180 150 120 80
12 37 17 42 1,5 270 260 240 190 160 130 90
15 42 17 47 1.5 300 290 270 210 180 140 95
17 47 19 52 1,5 430 420 380 300 260 210 140-
20 52 21 58 2 580 540 500 400 350 270 180
25 62 • 24 70 2 720 690 670 540 450 370 240
30 72 27 80 2 1050 960 9С0 720 610 480 320
35 80 31 90 2,5 1400 1300 1150 960 800 640 420
40 90 33 100 2.5 1750 1600 1500 1200 1000 800 510
45 100 36 110 2,5 2100 1900 1800 1500 1200 960 610
50 110 40 120 3 2500 2400 2200 1750 1400 1100 700
55 120 43 130 3 3000 2900 2700 2100 1700 1300 800
60 130 46 140 3,5 3700 3400 3200 2400 2000 1500 930
65 140 48 150 3,5 4300 4000 3700 2900 2400 1850 1100
70 150 51 160 3.5 5000 4800 4300 3400 2700 2200 1250
75 160 55 170 3,5 5600 5400 5000 4000 3200 2400 1450
80 170 58 180 3,5 6200 6100 5600 4300 3500
85 180 60 190 4 7200 6700 6200 4800 3800
90 190 64 210 4 8000 7500 6900 5300 4200
95 200 67 220 4 8800 8300 7500 5900 4600 — —
Таблица 141
Двухрядные, тяжелые радиальные шарикоподшипники DIN 624 (извлечение)
(фиг. 1628 н 1629)
d D b Г Число об|мип.
I 10 50 203 500 юоо 2000
Наибольшая нагрузка в кг
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 и 12 .
17 62 29 70 2 880 800 720 610 510 400 260
20 72 33 80 2 1200 1100 1050 850 700 630 350
25 10 36 90 2,5 1550 1450 1400 1100 900 700 460
30 90 40 100 2,5 1900 1800 1700 1450 1100 880 580 .
35 100 42 ПО 2,5 24 00 2200 2100 1800 1400 1100 690
40 ПО 46 120 3 2800 2600 2500 19и0 1600 13сО 800
45 120 50 _ 130 3 3200 3100 3000 2400 1900 1560 960
50 130 53 140 3,5 3800 3700 3500 2800 2200 1800 1100
55 140 57 150 3.5 4600 4500 4200 3200 2700 2100
60 150 60 160 3,5 5400 5°00 4800 3800 3200 2400
65 160 64 170 3,5 6200 6100 5400 4300 3500 26и0
70 180 74 190 4 7000 6900 6400 5000 4000 ЗОиО
75 Г 90 77 210 4 8000 7700 7200 5600 4500 3400
80 200 80 220 4 9000 8600 8000 6500 5°00
85 210 86 230 5 10100 9600 8500 6700 5600 — —
311
Так как общая стандартизация упорных подшипников предстоит еще в будущем, то в табл. 142—144а приведены данные об упорных шарикоподшипниках по проспекту Акционерного общества индустриатьных предприятий Берлин — Карлсруэ. В зависимости от нагрузки они разделяются на четыре группы: совсем легкие, легкие, средние и тяжелые упорные шарикоподшипники, а также па шарикоподшипники для переменного давления с двумя рядами шариков; по внешнему виду они разделяются на подшипники с двумя плоскими кольцами, подшипники с одним плоским и одним сферическим кольцом и на подшипники с самоустанавлийающимся кольцом, подобно фиг. 1621.
Плоские упорные подшипники (фиг. 1593) состоят иэ двух колец, имеющих на своей внутренней стороне желобки, по которым катаются заключенные в сепараторе шарики. Насаженное (верхнее, вращающееся) кольцо захватывается валом, в то время как свободное (нижнее, неподвижное) кольцо служит для точного центрирования. Такие плоские упорные подшипники применимы лишь в тех случаях, когда существует уверенность в точном расположении поверхности прилегания в корпусе под прямым углом к оси подшипника и в совпадении последней во время работы с осью в_ала. В противном случае следует считаться с перегрузкой отдельных шариков и уменьшением срока службы подшипника.
Таблица 142
Очень легкие упорные шарикоподшипники
ъ [ И С Л С иб/мии .
№ d dt ft С R Г 1 50 200 000 1000 1500 ' 30.0
Наибольшая нагрузка в кг
1600 10 26 12 18 20 0,5 490 345 195 125 100 80 70 42
1601 12 28 13 20 20 0.5 550 380 215 140 по 90 7. 47
1602- 15 31 13 23 25 0,5 620 420 2'5 150 125 100 82 52
1603 18 35 13 26 25 0,5 680 465 260 165 135 105 88 55
1604 20 37 13 28 30 0.5 740 500 280 180 145 115 95 60
1605 25 45 15 35 35 0,5 970 700 395 255 185 145 130 83
S о 1606 39 50 15 40 40 1 1120 8U0 450 285 210 160 115 90
Л 1607 35 55 17 ' 45 45 1 ИЗО 1020 575 355 265 205 175 115
О ж 1608 40 60 17 50 50 1 1630 1150 640 400 310 225 2CO 130
S 1609 45 68 17 56 55 1 1840 1350 750 475 335 250 225 : 140
I 1610 50 74 19 62 60 1 2000 1550 870 480 360 270 260 155
£ X . S 1611 55 78 19 66 65 1 2260 1650 910 570 400 300 270 175
S 1612 60 82 19 71 70 1 2500 1800 1000 620 440 330 290 185
S X 1613 65 90 22 77 75 1,5 3050 2150 1200 750 535 400 320 215
и о 1614 70 95 22 82 80 1.5 3200 2250 1250 770 560 410 350 225
sr X Q. 1615 75 100 22 87 85 1,5 3350 2350 1300 800 575 420 Зо5 235
О о* 1616 80 ПО 24 95 95 2 4000 2750 1500 940 685 509 410 260
1617 85 115 24 100 100 2 4350 3000 16 0 1020 740 535 420 280
и 1618 90 120 24 105 105 2 4'00 3200 1700 1060 785 570 440 __
1619 95 130 27 112 110 2,5 5700 3800 2100 1320 950 685 550 —
1620 100 135 27 117 115 2.5 2930 4000 2200 1370 980 710 575
1621 ' 105 140 27 12’ 120 2.5 6290 4150 2’50 1420 1010 725 6 0
1622 ПО 145 27 127 125 2,5’ 6420 4300 2350 1470 1050 750 625 —
342
Таблица 143
Легкие упорные шарикоподшипники
Числе об/мна
м л d. л С R Г 1 Ю 50 203 500 1000 15Э0 30 ;о
1 аибольшая нагрузка в кг
1102 10 30 14 14 25 1 640 450 240 145 по 85 65 45
низ 15 35 15 19*3^5 30 1 800 650 340 205 1с 5 115 95 65
1 lu4 d 20 42 16 25,47 35 1 100 J 775 425 250 175 140 120 75
О 1105< 25 47 17 2 <,35 35 1 1300 950 525 305 215 180 145 95
и X И Об1 30 53 18 35,68 40 1 1400 1100 575 350 250 200 165 105
ч о 1107 35 62 21 44,4 50 1,5 2000 1500 785| 430 300 250 200 150
ж 110S 40 64 21 49,66 50 1,5 2500 1600 865 515 350 300 2 0 160
S X НОУ; 45 73 25 54,32 60 1.5 3500 2100 1180 670 400 ЗэО 300 210
X £ X 1110 50 78 25 59.47 65 1,5 4000 2300 1310 770 500 400 350 230
1111 55 88- 28 66,5 70 1,5 4500 29 JO 1480 920 600 500 400 290
X 1112; 60 90 28 71,24 75 1.5 5000 3100 1580 102J 700 550 450 300
2 П13 65 100 32 75,99 80 2 6000 3800 1ч30 ИЗО 800 650 550 380
Ж ' 1114 70 103 32 80,74 . 85 2 7000 4000 1970 1200 900 700 600 400
(U 1115 75 110 32 86,23 90 2 7400 4200 2070 1350 950 750 650 410
X 1116' 80 115 35 90.98 95 2 8000 5000 2500 1500 1100 8и0 700 490
0J 1117 85 125 31 97,49 105 2 10(100 6000 3000 1800 1300 950 850 580
В* 1118, 90 135 38 103,75 HO 2.5 10 5О0 6300 320Э 1900 1400 100J 900 600
о 1119 95 140 41 109,98 115 2.5 12 000 7000 3600 2200 1600 1П0 1000 690
о И2(Г 100 150 41 114.96 125 2.5 13 200 7400 3970 2300 1700 1200 1100 730
1121 105 155 46 119,°8 130 2,5 15 000 80( :0 4470 2500 1800 1400 1200 ——
1123 115 165 ‘.9 129.98 . 140 3 18 000 10000 5270 3000 2200 1600 1,300 —.
1125. 125 175 52 140,62 150 3 21 О.Х) 11000 63 0 3400 2400 1900 1400 —
1128 140 200 58 156,19 170 3 26 5п0 12 503 8280 4400 3000 2200 1700 ——
ИЗО 150 220 60 171,22 185 3 27500 13 750 9300 5000 3300 2500 —
Таблица 144
Средние упорные шарикоподшипники
м d h С R Г Число об/мна
10 SO 200 500 100J >500 3000
Наибольшей нагрузка в кг
1202 10 45 25 23 35 1 1700 1103 660 350 240 200 170 115
1Д)3 15 50 27 28 40 1 2200 1430 840 45J 315 260 210 150
1204; 20 60 27 38 45 1 2700 1760 1030 560 380 315 260 180
1205. 25 65 30 39 50 1,5 3200 2100 1090 670 450 375 300 200
з 1206 30 70 32 45 55 1.5 3801 2500 1300 790 540 450 370 250
о д 1207 35 75 34 50 60 1,5 4400 2900 1520 880 620 500 420 280
1208 40 80 36 52 65 1,5 4 о00 3100 1650 990 675 540 460 310
5 12091 45 90 38 63 70 2 6090 3750 2040 1170 810 600 530 360
1210 50 95 38 68 75 2 6500 4 000 • 2210 1260 875 650 575 390
35 X 1211 55 105 42 76 80 2 7800 4900 2480 1520 1060 790 700 470
X £ 1212 60 110 43 76.5 85 2 85<Х) 5300 28^0 1640 1150 950 750 510
X ' 1213; 65 115 45 78,5 90 2,5 10 000 6000 3430 I960 1330 1000 880 575
во 1214= 70 125 48 87,5 100 2,5 10800 6500 3680 2040 1420 1080 9'0 620
S X «2154 75 130 50 92 105 2.5 11 800 7000 4090 22С0 1560 1180 1000 665
ж CJ 1216: 80 140 52 100 110 2,5 1340Э 7800 4670 2600 1750 1300 1170 750
4) 1217 85 150 56 107 120 3 16 ООи 9000 535J 2800 2000 15)0 1300 830
X & 1218? 90 155 57 118 125 3 18 000 9300 6100 3300 2300 1700 1500 900
(U 1219" 95 165 62 123,5 130 3 20 000 10 000 688' 370J 2430 1800 1620 1000
•в* 1220 100 170 62 128 135 3 21 700 10 800 737и 4000 2600 1950 1730 1100
о 12221 ПО 190 67 141 150 3.5 25 000 12 600 8600 4600 3000 2270 2020 —
о 12242 120 205 72 149 165 3,5 30 000 15 000 10 050 5300 3600 2700 2400 —
1226; 1,30 220 75 160 175 ЗЛ 35 000 17 500 11470 6300 4200 3150 2800 —
1223' 140 230 80 172 185 3,5 40 0001 20000 12900 7000 4500 3500 3170
343
ТАБЛИЦА 144а
Тяжелые упорные шарикоподшипники
ч пело об/мин
№ d d, Л С Л Г 1 ю 5) 200 5ОЭ 100.» 1500 3000
Наибольшая нагрузка в кг
- -
1308 40 90 38 65 65 1,5 7'150 4:800 2 350 1 430 1 150 800 595 420
1309 45 100 42 78 75 2 9 000 5 500 3'000 1 770 1300 975 700 490
1310 50 ПО 47 80 80 2 11000 7 300 3700 2100 1 580 1190 880 620
1311 55 120 52 90 90 2 13000 8 900 4450 2 600 1900 1420 1040 730
*
1312 60 130 56 95 95 2 14 000 9500 4 650 2 750 2000 1500 1100 770
S о 1313 65 140 61 105 105 2,5 18 000 12 000 6150 3 600 2600 1900 1350 950
а 1314 70 150 65 ПО ПО 2.5 20 000 13 500 6 770 4 000 2 850 2100 1510 1050
3 X 1315 75 160 70 120 120 2,5 24 500 16 000 7 700 4 700 3350 2450 1750 1200
S S 1316 80 170 74 125 125 2,5 26500 17 500 8800 5100 3650 2650 1880 1300
1317 85 180 78 135 135 3 29 000 18 800 9800 5600 3 900 2800 2000 1400
я 1318 90 190 83 140 140 3 33500 21 500 >,1 000 6 400 4 300 3000 2200 —
S ' 1319 95 195 86 145 145 3 36 500 23 500 Н900 7 000 4 800 3300 2400 —
S
X 1320 100 215 90 155 155 3 37 000 24 000 12 500 7 200 5000 3500 __
S 1322 ПО 225 95 160 175 3 43000 27 000 14 900 8200 5500 3900 — —
CL 1324 120 235 105 162 205 3 48 000, 30000 15 400 9000 6 050 4200 — —
•в* о 1326 130 250 105 178 220 3 53000 32 500 16600 9500 6600 — — —
?Сс i 1328 140 265 105 190 245 3 57 000 35000 18 000 10300 7100 —
: 1330 150 280 115 192 270 4 61 000 38 000 19 500; 11 100 7 600 —— —
, 1332 160 300 120 208 285 4 73 000 43 000 22 500; 12 800 8 700 — —
| 1334 170 320 125 226 300 4 82000 48 000 25 000j 14 000 9 500 — —
1 ’ 1336 180 340 130 245 315 4 91000 53 000 1, 27 000' 14 600 11500 —
1340 200 360 135 -266 340 4 104 000 59 000: 30 500j 17 000 12 500 — —
В упорных подшипниках со сферическим нижним кольцом (фигура к табл. 142) последнее опирается на сферическую поверхность, соответственно выточенную в корпусе, благодаря чему создается возможность самоустанавливания подшипника и устранения вредного влияния неточностей в обработке опорных поверхностей в корпусе.
Упорные подшипники со сферической шайбой (фиг. 1621) применяются в тех случаях, когда изготовление сферического сидения в корпусе затруднительно. Отдельные части подшипника связываются в одно целое при помощи развальцованной из тонкой листовой стали коробки. Это облегчает сборку, не устраняя самоустаиа-вливаемости.
При разработке стандартов на подшипники DIN 118 и подвески DIN 119 форма и размеры их были выбраны такими, чтобы на них могли быть поставлены и подшипники катания, т. е. чтобы обыкновенные подшипники могли быть заменены шариковыми или роликовыми подшипнйками. При этом могут быть использованы однорядные, легкие шариковые подшипники с конической втулкой по DIN 632 или средние по DIN 633, либо двухрядные, л^<ие по DIN 642. Для того чтобы не преграждать пути конструктивному развитию подшипников, длина L роликового подшипника установлена лишь, как наибольшая (см. столбец „тип С“ в табл. 133 па стр. 298).
Фиг. 1613 представляет нормальный шарикоподшипник фирмы ФихтельиСакс для трансмиссионных валов. Разумеется, что в дополнение к общим нормам DIN фирмы создали многочисленные заводские нормы для корпусов и крышек к подшипникам или целые упорные подшипники для червячных передач и т. п. Примеры этому даны на фиг. 1622 и 1624.
314
ШАРИКОПОДШИПНИКИ РАДИАЛЬНЫЕ
Основные размеры
OCT 2204-15
. Наименование шарикоподшипников i Легкая серив Средняя серия Тяжелая серия
ост Обозначения ОСТ Обозна* чения ост Обозначения
Однорядные радиальные 2204 л 2205 с 2206 т
Однорядные радиальные самоустанавлнвающиеся в кольце - 2207 сл 2208 сс 2209 ст
Двухрядныр радиальные 2210 дл 2211 дс 2212 дт
Дв\х|ядные радиальные самоустанавливающнеся в кольце .... 2213 дел 2214 дсс 2215 ДСТ
ЕЫ+
о
Пример условного обозначения шарикоподшипника двухрядною радиального тяжелой серин с внутренним диаметром 50 мм, самоустанавлнвающегося в кольце:
Шарикоподшипник ДСТ 50
мм
а Легка! серия Средняя серия Тяжелая серия
D D, ь Г D D, ь Г D D, ь
ОДНО* рхдн. двух-рядн. одно-рядн» двух-рядн. ОДН0-Р*ДН* двуж-рядн
4 16 5 0,5 —
5 19 — 6 0.5 —
7 22 — 7 — 0,5 — — —- —- — — — — —
9 L6 8 1 - .
10 30 35 9 14 1 35 40 11 17 1 —- —-
12 32 37 10 14 1 37 42 12 17 1,5 — — — — —
15 35 40 11 14 1 42 47 13 17 1.5
11 40 47 12 16 1.5 47 52 14 19 1.5 62 70 17 29 2
20 47 52 14 ' 18 1,5 52 58 15 21 2 72 80 19 33 2
345
Продолжение
ШАРИКОПОДШИПНИКИ РАДИАЛЬНЫЕ ОСТ 2204-15
Легки серна Средня! серия Тяжелая серна
d Ь ь ь
D о. ОДНО* Л«ух- Г D D, одно- двух- г D ОДНО- двух- г
рндн. рндн. рыдн. рндн. рндн. рндн.
25 52 58 15 18 1.5 62 70 17 24 2 80 90 21 36
30 62 70 16 20 1,5 72 80 19 27 2 90 10 j 23 40 2.5
35 72 80 17 23 2 80 90 21 31 2,5 100 НО 25 43 2,5
40 80 90 18 23 2 90 100 23 33 2,5 ПО 120 27 46 3
45 85 95 19 23 2 100 1IQ 25 36 2,5 120 130 29 50 3
50 90 100 20 23 2 ПО 120 27 40 3 130 140 31 53 3,5
55 100 ПО 21 25 2.5 120 130 29 43 3 140 150 33 57 3,5
60 НО 120 22 28 2.5 130 140 31 46 3,5 150 160 35 60 3,5
65 120 130 23 31 2,5 140 150 33 48 3,5 160 170 37 64 3,5
70 125 135 24 31 2.5 150 160 35 51 3.5 180 190 42 74 4
75 130 140 25 31 2,5 160 170 37 55 3,5 190 210 45 77 4
80 140 150 26 33 3 170 180 39 58 3,5 200 220 48 80 4
85 150 160 28 36 3 180 190 41 60 4 210 230 52 86 5
90 160 170 30 40 3 190 2Ю 43 64 4 225 250 54 90 5
95 170 180 32 43 3,5 200 220 45 67 4 240 .270 55 95 5
100 180 190 34 46 3,5 215 240 47 73 4 250 280 58 98 5
105 190 210 8 36 50 3,5 225 20 49 77 4 260 290 60 100 5
110 200 220 38 53 3,5 240 270 50 80 4 280 320 65 108 5
120 215 240 40 58 3.5 260 290 65 86 4 310 350 72 118 ' 6
130 230 260 40 64 4 280 310 58 !3 5 340 380 78 128 6
140 250 .280 42 68 4 300 340 62 102 5 360 400 82 U2 6
150 270 300 45 73 4 320 360 65 108 5 380 420 85 138 6
160 290 320 48 80 4 340 380 68 114 5 400 440 88 142 6
170 310 840 52 86 5 350 400 72 120 5 420 460 92 145 6
180 320 360 52 86 5 380 420 75 126 5 440 480 95 150 8
190 340 380 55 92 5 400 440 78 132 6 4ь0 510 98 155 8
200 360 400 58 98 5 420 460 80 138 6 4S0 550 102 160 8
220 400 440 65 108 5 460 510 88 145 6 540 510 115 1F0 8
210 440 480 72 120 5 500 550 95 155 6 580 640 ‘122 190 8
260 480 530 60 130 6 540 590 102 165 8 — — — — —
280 54) 5'0 80 130 6 580 640 108 175 8
300 510 590 85 140 6
320 580 640 92 150 6 — — — — — —- — — — —
Допуски см. ОСТ 2202.
J Январь 1931
346
ОС Г 2217
ШАРИКОПОДШИПНИКИ УПОРНЫЕ ОДИНАРНЫЕ
Особо леглая серия Основные размеры
о-
1 иа
« - 4- . —
.L
L-и — — — — * J
Пример условного обозначения шарикоподшипника упорного одинарного особо легкой сери» при d = 50 мм-.
Шарикоподшипник УЛЛ 50
м и
а dt наим. D а Г
10 104 24 9 0.5
12 . 12.2 26 9 од '
15 15,2 28 9 0,5
17 17,2 30 9 0,5
20 20.2 35 10 ОД
25 25,2 42 11 1
30 30,2 47 11 1
35 35,2 53 12 1
40 40,2 60 13 1
45 45,2 65 14 1
50 50,2 70 14 1
55 55,2 78 16 1
60 60,2 85 17 1,5
65 65,2 to 18 1.5
70 70,2 95 18 .1,5
75 75,2 1оО 19 1,5
80 80,2 105 19 1.5
85 85,2 110 19 1*5
90 90,2 Г’0 22 1.5
100 100,2 135 25 1.5
ПО 1Ю,2 145 25 1,5
120 120,2 1.55 25 1,5
130 130,2 170 30 1,3
140 И»,'! 1й0 31 1.5
150 150,2 “ 190 31 15
160 1^0,2 2и0 31 1,5
170 170,2 215 34 2
180 180,2 225 34 2
190 190,2 240 37 2
200 200,2 250 37 2
220 220,2 270 37 2
210 240,2 300 45 2,5
260 260,2 320 45 2,5
280 280,2 350 53 2,5
300 300 2 3J0 62 3
32J 320,2 400 63 а
340 340,2 420 64 3
360 360,2 440 65 3
Стандарт устанавливается для интервала диаметров 10— 150 лл. При d> 150 мл приведенные в табтиде размеры служат для ориентировки при специальных заказах. Допуски см. ОСТ 2202. Январь 1931
847
OCT 2218-19
ШАРИКОПОДШИПНИКИ УПОРНЫЕ ОДИНАРНЫЕ
Легкая серия Основные размеры
ОСТ 2218
Шарикоподшипники упорные одинарные легкой серин без сферических шайб
Обозначение:
УЛ
ОСТ 2219
Шарикоподшипники упорные одинарное легкой се-рни со сферическими шайбами
Обозначение:
УСЛ
Шарикоподшипнику УСЛ по возможности не применять
Пример условного обозначения шарикоподшипника упорного одинарного дегкрй серии без сферической шайбы при d = 50 мм
Шарикоподшипник УЛ 50
мм
d di найм. маем.' . “и D * Г ». А R . . Г
10 10,2 12 18 26 28 11 13 8,5 22 1’..
12 12,2 14 20 28 30 11 13 *11,5 25 1
15 15,2 17 24 32 35 12 15 12 28 1
17 17,2 19 26 35 38 12 15 16 32 1
20 2И,2 22 30 40 42 14 17 18 36 1
25 25,2 27 36 47 50 х 15 19 19 40 1
30 30,2 32 42 53 • 55 16 20 22 45 1
35 35,2 37 48 62 65 18 22 24 50 1.5
40 40,2 42 55 68 72 19 23 28,5 56 1,5
45 45,2 47 60 73 78 20 ' 24 26 56 1,5
50 50,2 52 62 78 82 22 26 32,5 64 . 1Д
55 55,2 57 72 90 95 25 30 35 72 , 1,5
60 60,2 62 78 95 100 26 31 32,5 72 1,5
65 65,2 67 82 100 105 27 32 40 80 1,5
70 70,2 72 88 105 110 27 32 38 80 ’.5
75 75,2 77 92 ПО 115 27 32 49 90 1,5
80 80,2 82 98 115 120 28 33 46 90 1,5
85 85,2 88 105 125 130 31 37 52 100 1,5
90 90,2 93 ПО 135 140 35 42 45 100 2
100 100,2 103 125 150 155 38 45 52 112 2
ПО 110,2 113 135 160 165 38 45 65 125 2
120 120,2 123 145 170 175 39 46 61 125 2
130 130,2 133 160 190 195 45 53 67 140 ?,5
140 140,2 143 170 200 210 * 46 55 87 160 2.5
150 150.2 153 180 215 225 50 60 79 160 2,5
160 1602 163 190 225 235 51 61 74 160 2,5 -
170 170,2 173 200 240 250 55 65 91 180 2,5
180 180,2 183 210 250 260 56 66 112 200 25
190 190,2 194 230 270 280 62 73 98 200 3
200 200,2 204 240 280 290 62 74 125 295 3
220 2’0,2 224 260 300 310 63 75 118 2’5 3
240 240,2 244 290 340 350 78 92 122 250 3.5
260 260,2 264 305 36J 370 79 93 152 280 3,5
280 280,2 284 325 380 ?90 80 94 143 280 3,5
300 30.1,2 364 360 420 430 9,5 112 164 320 4
320 320,2 325 380 440 450 95 112 157 320 4
340 ЗЮ 2 345 400 460 470 96 113 199 '60 4
360 360,2 365 430 50J 510 110 130 172 360 s
Стандарт устанавливается для интервала диаметров 10— 150 леи. При d> 150 лас приведенные в таблице размеры служат для ориентировки при специальных заказах.
Допуски см. ОСТ 2202.
Январь /931
34S
ШАРИКОПОДШИПНИКИ УПОРНЫЕ ОДИНАРНЫЕ
Средняя серия Основные размеры
OCT 2220-21
OCT 2220
Шарикоподшипники упорные одинарные средней серии без сферических шайб
Обозначение;
УС
OCT 2221
Шарикоподшипники . упорные одинарные средней серии со сферическими шай-~ бамн
Обозначение:
УСС
Пример условного обозначения шарикоподшипника упорного одинарного средней- серин со сферической шайбой при d — 50 мм:
Шарикоподшипник УСС 50
мм
а dt найм. “ ds найм. du D Оа" Л й, А R Г -
25 25,2 27 38 52 55 18 22 21 45 '• 1,5
30 Зи,2 32 45 60 62. 21 25 22 50 ' 1Д
35 35,2 37 52 68 72 24 28 24 56 1.5
40 40,2 42 60 78 82 26 31 28 61 1^
45 45,2 47 65 85 90 28 33 25 64 : 1-5
СО 50,2 52 72 95 100 31 37 28 72 2
55 55,2 .57 80 105 ПО 35 42 30 80 2
60 60,2 62 85 ПО 115 35 42 41 90 2
65 65,2 67 90 115 120 36 43 38,5 90 : 2 •
70 70,2 72 98 125 130 40 48 43 100 2:
75 75,2 77 105 135 140 44 52 37 100 ! 2,5 '
80 80,2 82 110 140 Н 5 44 52 50 11 > , 2,5
85 85,2 88 115 150 155 49 58 43 112 2,5.,
90 90,2 93 120 155 160 50 59 40 11? 2.5
КО 100,2 103 135 170 175 55 64 46 125 2,5
110 110,2 113 150 190 195 63 72 51 140 3
120 120,2 123 165 210 220 70 80 63 160 i з:5
130 130,2 134 177 225 235 75 86 53 160
140 140,2 144 190 240 250 80 92 68 180 3,5
150 150,2 154 200 250 260 80 92 89,5 200 ' 3,5‘
160 160,2 164 215 270 >80 87 100 77 200 4
170 170,2 174 220 280 290 87 1С0 105. 225 -4.-
1Ы) 180,2 184 240 300 310 95 109 91 225 4 ,
190 190,2 195 255 320 330 105 121 J04 250 5
200 200,2 205 270 340 350 110 130 92 250 -5
Стандарт устанавливается для интервала диаметров 25—150 мм: при </>150 мм приведенные в таблице размеры служат для ориентировки при специальных заказах.
Допуски см. ОСТ 2202.
Январь 1931
340 :
ШАРИКОПОДШИПНИКИ УПОРНЫЕ ОДИНАРНЫЕ
Тяжелая серия Основные размеры
OCT 2222-23
OCT 2222
УТ
Шарикоподшипники упорные одинарные тяжелой серии б-з сферических шайб
Обозначение:
Шарикоподшипники упорные одинарные тяжелой серии со сферическими шайбами
ОСт\123
Обозначение;.
УСТ
Пример, условного обозначения шарикоподшипника упорного одинарного тяжелой аервп ао сферическими шайбами при d=5t) мм:
Шарикоподшипник УСТ 50
мм
d ваим. ваим. В ва Л Л, А . Я г
25 25,2 27 42 60 62 24 29 19 50
30 30,2 32 50 70 75 28 33 20 56 1,5
35 35,2 37 58 80 85 32 37 23 64 2
40 . 40,2 42 65 90 95 36 42 26 72 2
45 45,2 47 72 100 105 34 46 29 80 2
50 50,2 52 80 ПО 115 43 50 35 90
55 55,2 57 88 120 125 48 55 28 90 2Л
60 60,2 62 95 130 1 я5 51 58 34 100 tjb
65 65,2 68 100 140 145 56 65 40 1Г2 Э
70 70,2 73 110 1^0 155 60 69 34 112 Э
75 75.2 78 115 160 1*5 65 75 42 125 Э
80 80,2 83 125 170 Р5 68 78 36 125 3,5
85 85,2 88 130 1*0 185 72 83 47 140 зл
V0 90,2 93 140 190 195 77 88 40 140 м
100 100,2 103 155 210 220 85 98 50 160 7
НО 110,2 113 170 230 240 95 109 59 180 4
120 120,2 123 185 250 260 10*2 118 70 200 5
• 130 130,2 134 . 200 270 280 110 128 58 200 5
140 140,2 144 206 780 290 112 131 83 225 5
150 1'0,2 154 225 300 310 120 140 69 225 5
КО 160,2 164 240 320 330 ]?0 150 84 24) б
170 170,2 174 255 340 350 135 156 74 250 в
180 180,2 184 270 360 370 140 164 97 280 15
Допуски см. ОСТ 2202.
Январь 1931
350
OCT 2224 25
ШАРИКОПОДШИПНИКИ УПОРНЫЕ ДВОЙНЫЕ
Легкая серия Основный размеры
OCT 2224
и
Шарикоподшипники упорные двойные легкой серии без сферических шайб
Обозначение: ДУЛ
OCT 2225
Шарикоподшипники упорные двойные легкой серии со сферическими шайбами Обозначение:
ДУСЛ
Шарикоподшипники ДУСЛ по возможности не применять
Од—.-------
Пример условного обозначения шарикоподшипника упорного Сферических шайб dp и d = 50 мм:
Шарикоподшипник ДУСЛ 50
' мм
двойного легкой серии без
<г «аим. <*3 иаимк ... D Da н «1 t R Г л
10 15.2 17 24 32 35 22 28 5 28 1 0,5
15 20,2 22 30 40 42 26 32 6 36 1 0,5
20 25.2 27 36 47 50 28 36 7 40 1 0.5
25 30.2 32 42 53. 55 29 37 7 45 1 0,5
30 35,2 37 48 62 65 34 42 8 50 1.5 1
3J-a 40,2 42 55 68 72 36 44 9 56 1,5 1
35 45.2 47 60 73 78 37 45 9 56 1,5 1
40 50.2 52 62 78 82 39 47 9 64 1.5 1
45 55,2 57 72 90 95 45 55 10 72 1.5 1
50 60,2 62 78 95 100 46 56 10 72 1.5 1
55 . 65,2 67 82 юо 10) 47 57 10 80 1.5 1
55 а 70,2 72 • 88 105 10 47 57 10 80 1.5 1
60 х 7 5, 2 77 92 ПО 115 47 57 10 90 1.5 1
65 80,2 82 93 115 120 48 58 10 90 1.5 1
70 85,2 88 105 125 130 55 67 12 100 1,5 1
75 90,2 93 ПО 135 140 62 76 14 100 2 1
85 100,2 103 125 150 155 67 81 15 П2 2 1
95 1'0,2 113 135 160 П>5 67 81 15 125 2 ]
100 120.2 / 123 145 170 175 68 82 15 125 2 1
110 ,130.2 133 160 190 - 195 80 96 18 140 2,5 1,5
120 140.2 143 170 200 210 81 99 18 160 2.5 1.5
10 15 '.2 153 180 215 225 89 109 20 160 2.5 1 5
140 . 160.2 163 190 225 2'5 90 1J0 20 160 2.5 1.5
150 ‘ 170,2 173 2С0 240 24) 97 117 21 180 2.5 1,5
. 150а: 180,2 183 210 250 2С0 98 118 21 200 2.5 1.5
160 190,2 194 230 270 280 104 131 24 200 3 1 5
170 1 2иО,2 204 240 280 290 109 133 24 225 3 1.5
190 ' 220,2 224 260 300 310 по 134 24 225 3 1,5
Стандарт устанавливается для интервала диаметров 10—150 мм. При d~>150 мм приведенные в таблице ра>меры служат для ориентировки при специальных заказах.
Допуски см. ОСТ 2202.
Январь 1931
261
ШАРИКОПОДШИПНИКИ УПОРНЫЕ ДВОЙНЫЕ
Средняя серия
Основные размеры
OCT 2226-27
ОСТ 2226
Шарикоподшипники упорные двойные средней серии без сферических шайб
Обозначение:
ДУС
О„-------------
Пример условного обозначения шарикоподшипника упорного сферическими шайбами при d =50 мм:
ОСТ 2227
Шарикоподшипники упорные, двойные средней серии со сферическими шайбами
Обозначение:
ДУСС
двойного средней серии ее
Шарикоподшипник ДУСС 50
ММ
а d Н8ИМ. найм. чи D । пи н я, i В Г Л
20 25,2 27 38 52 55 34 42 8 45 1,5 1
25 30,2 32 45 60 62 33 46 9 50 1Д 1
30 35,2 37 52 68 72 44 52 10 56 1,5 1
30-а 40,2 42 60 78 82 49 59 12 64 1,5 1
35 45,2 47 65 85 90 52 62 12 64 1,5 1
40 • 50,2 52 72 95 100 58 70 14 72 2 1
45 55,2 57 80 105 ПО 64 78 15 80 2 1
50 60,2 62 85 ПО 115 64 78 15 90 2 1
55 • 65,2 67 90 115 120 65 79 15 90 2 1
55-а‘ 70,2 72 98 125 130 72 88 16 100 2 1
60 75,2 77 105 135 140 79 95 18 100 2,5 1,5
65 80,2 82 ПО 140 145 79 95 18 112 2,5 1,5
70 85,2 88 115 150 155 87 105 19 112 2,5 1,5
75 90,2 93 120 155 160 88 106 19 112 2,5 1,5
85 100,2 103 135 170 175 97 115 21 125 2,5 1,5
95 110,2 ИЗ 150 '190 195 110 128 24 _ 140 3 м
100 120,2 123 165 210 220 123 143 27 160 3,5 2
Допуски см. ОСТ 2202.
Январь 1931
I—
352
ШАРИКОПОДШИПНИКИ УПОРНЫЕ ДВОЙНЫЕ
Тяжелая серия Основные размеры
ОСТ 2228
О.-
Пример условного - обозначения шарикоподшипника упорного двойного тяжелой серии при й ~ 50 мм:
Шарикоподшипник ДУСТ 50
ММ i
d нанес* <tu D Du Hi t R r rt
15 27 42 60 62 55 11 50 1,5 1
20 32 50 70 75 62 12 56 1,5 1
25 37 38 80 85 69 14 64 2 I
30 42 65 . 90 95 77 15 72 2 ' 1
35 47 72 * 100 105 86 17 80 2 1 J
40 52 80 по 115 92 18 90 2,5 1,5
45 57 88 120 125 101 20 90 2,5 13
50 62 95 130 135 107 21 100 2,5 1,5
50-а 68 100 140 145 119 23 112 3 1,5
55 73 110 150 155 125 24 112 3 .1,5
60 78 ' 115 z 160 165 135 26 125 3 1,5
65 83 125 170 • 175 140 27 125 3,5 2
65-а ' 88 130 180 185 150 29 140 3,5 2
70 93 140 190 195 157 30 140 3,5 2
80 юз • 155 210 220 176 33 160 4 2
Шарикоподшипники упорные двойные тяжелой серии изготовляются только со сферическими шайбами. Допуски см. ОСТ 2202.
23 Р е т ш е р. к. Детали машин, т. II, 353
6. Соображения, которыми нужно руководствоваться при выборе шариковых подшипников
Фиг. 1632, ' Действие осевой нагрузки в радиальном подшипнике.
Фиг. 1633. Кольцевая выточку образовали!<чся от свободной посадки кольца.
Приводимые в проспектах данные о допустимых нагрузках для шариковых подшипников пригодны только для работы, совершенно свободной от ударов. При выборе подшипника должна приниматься во внимание наивысшая возможная нагрузка соответствующего места опоры. Шариковые подшипники, у которых соприкосн вение между Ш1риками и поверхностями катания, происходит почти в одной точке, мало пригодны для воспринягия ударов. Если же их все-таки приходится применять и при ударной нзгрузке, то следует выбирать бэлее сильные подшипники. Так, например, для автомобилей нагрузку, принимаемую для расчета, увеличивают на 100°/о в случае применения жестких, шин, на 75°/0—при массивных резиновых шинах и на 5Э—60°/о — при пневматических шинах. В передачах с цилиндрическими или коническими зубчатыми колесами за нагрузку подшипника принимают трехкратное давление на зубец при обработанных зубцах и пятикратное— при необработанных зубцах, а в ременных передачах — пятикратное натяжение ремня. В особо тяжелых случаях следует запрашивать шарикоподшипниковые заводы, которые, располагая опытом, могут дать в подобных случаях необходимые указания. Слишком большая нагрузка приводит е тому, что кольца и шарики расслаиваются, крошатся и, наконец, разрушаются.
Радиальные подшипники непригодны при больших осевых давлениях. При пол-
2S ном осевом давлении S кг на оба видимых на фиг. 1632 шарика приходится—=Д/са,
где i — полное число шариков в кольце. Вследствие неблагоприятных условий прилегания^ вызывает, как показывает параллелограм сил, значительные на1рузки/? шариков, складывающиеся с нагрузками/действующими в радиальном направлении. Фирма Фихтель и Сакс считает в среднем R = 7 А и поэтому для радиальных подшипников, одновременно подвергающихся действию и продольных усилий, рекомендуют добавлять к радиальной нагрузке еще семикратную осевую и соответственно этому выбирать подшипник. В случае больших осевых усилий безусловно необходимо устанавливать особые упорные подшипники <см. примеры конструкции, фиг. 1634 и 200-1). «
В последнее время стремятся увеличивать способность радиальных подшипников противостоять действию осевой нагрузки, применяя подшипники с высокими заплечиками, которые при опытах действительно допускали значительно более
высокую осевую нагрузку.
При установке подшипников необходимо иметь в виду следующее. Если внутреннее кольцо подшипника свободно сидит на валу (фиг. 1633), то при вращении вала оно провертывается на нем, что вследствие большого удельного давления приводит к образованию глубоких бороздок на валу, соответствующих ширине кольца и нередко являющихся причиной поломок. Кол1Ц<т поэтому должно быть насажено без всякого зазора; в случае тяжелой нагрузки следует применять глухую посадку, а при средней и легкой нагрузках — напряженную посадку, лучше всего с подогревом подшипника в масле, имеющем температуру 40—50°. Насаживание следует производить посредством лггклх ударов по приставленному к внутреннему кольцу куску трубы; одной затяжки кольца в осевом направлении, например, при помощи гайки (фнг. 1635), недостаточно. При применении допусков по системе вала получается всегда напряженная посадка, так как в этом случае отверстия шарикоподшипников имеют нижние отклонения (верхгие равны 0), в среднем равные ?/4 единицы допусков; для неподвижного кольца применяется плотная посадка для того, чтобы оно могло передавать продо ьпые усилия. Исключение представляют только подшипники SKF (фиг. 1608), у которых вследствие цилин
854
дрической поверхности катания наружное кольцо, даже если оно не участвует во вращении, должно быть закреплено. Как правило, кольцо ведомое, т. е. то, которое подлежит закреплению, есть всегда внутреннее кольцо, например, у всех подшипников для валов. Исключения, между прочим, составляют холостые шкивы и некоторые муфты, в которые наружное кольцо должно быть впрессовано без зазора. На длинные цилиндрические валы насаживание упрощается благодаря коническим разрезным втулкам, согласно фиг. 1613 и 1635. Втулка с конической наружной поверхностью посредством гайки крепко затягивается между валом и коническим отверстием внутреннего кольца. Следует подчеркнуть, что коробки, в которых сидят шариковые подшипники, также должны обладать достаточной прочностью. Например, алюминиевая отливка легко срабатывается, что приводит к расшатыванию подшипников.
Особое внимание необходимо уделять возможности удл ин ения валов при перемене температуры. У вала, :зе испытывающего значительной соевой нагрузки (фиг. 1635), только один радиальный подшипник может быть закреплен так, чтобы он не имел перемещений в продольном направлении; остальные, ввиду болгшей чувствительности радиальных шарикоподшипников к осевым давлениям, должны быть подвижными в продольном направлении. Полезно также и первому подшипнику придавать зазор примерно в 0,5 мм для того, чтобы можно было проверить способность вала передвигаться. Если поставлен специальный упорный подшипник для воспринятия осевых давлений (фиг. 1634), то все остальные должны иметь
Фиг. 1631. Установка подшипников.
Фиг. 1635. Установка подшипников.
зазор в продольном, направлении; однако, ближайший к нему должен иметь только такой зазор, при котором невозможность выпадения, сепаратора или шариков из упорного подшипника была бы исключена. Перекашивание подшипников при плохо обработанных поверхностях или прогибах вала следует обезвреживать применением сферических опорных поверхностей (фиг. 1621 и 1614), или же подшипников со сферическими рабочими поверхностями катания фирмы SKF. Неправильная установка шариковых подшипников может вызвать повреждения, подобные тем, которые происходя! от перегрузки.
Для всех шариковых подшипников необходима хорошая смазка не содержащими кисло, смазочными материалами, для того чтобы уменьшить трение и сохранить полированные поверхности катания чистыми, ровными и свободными от ржавчины, а также, чтобы заглушить шум, который может иметь место при больших скоростях. Быстроходные подшипники должны смазываться жидким минеральным маслом,, в которое должны быть погружены нижние шарики, сами обеспечивающие распределение смазки. В медленно работающих подшипниках могут применяться также сало, вазелин и другие густые смазочные материалы. Для подшипников, работающих под открытым небэм, рекомендуе!Ся масло, смешанное с мельчайшим графитом в хлопьях. Расход смазочных материалов для шариковых подшипников Очень мал.
Наибольшую опасность для шариковых подшипников представляют ржавчина, пыль и металлические опилки. Ржавчина образует местами углубления в канавках и на шариках; пыль и металлические опилки быстро портят поверхности катания, отчего они делаются сперва матовыми, а скоро и заметно шероховатыми. Против этого подшипники защищают возможно полным изолированием от внешнего пространства посредством крышек (фиг. 1622 и 1624), тонких шайб (фиг. 1636)
23»
355
или пропитанных салом войлочных колеи (фиг. 1613), либо заполнением всей камеры подшипника густыми смазочными материалами. Например, конструкция опоры червяка, расположенного под червячным колесом (фиг. 1990) на шариковых подшипниках была бы неправильна, ибо тонкая металлическая пыль собирается на дне; правильнее совсем отделить шариковый подшипник от червячной передачи, как показано на фиг. 2003, что сделает однозременно возможным применение весьма жидкэго масла для шфиковых подшипников и более густого масла с примесью графита для червяка, а также облегчит доступ к подшипнику. При практикующейся иногда в автомобилях приработке зубчатых передач в масле с примешанным к нему наждаком целесообразно сперва повременить с окончательной установкой подшипников, ибо наждак может привести их в негодность.
Шарикоподшипники могут работать безупречно лишь в том случае, когда изложенные выше условия точно соблюдены. По сравнению с подшипниками скользящего трения шариковые подшипники имеют значительно меньшие коэфициенты трения, примерно от 0,0011 до 0,0Л8 против 0,03...0,06. Трение лишь в малой степени зависит от нагрузки и почти не зависит от температуры и скорости вращения, так что даже во время пуска в ход сопротивление весьма незначительно, что заметно облегчает пуск машин, работающих на шариковых подшипниках. Эго, между прочим, важно для поворотных кругов, у которых могут быть применены более слабые мотдры, если заменить обыкновенные подшипники шариковыми. Ридберг [XXI, 24] во время испытаний железнодорожных поездов определил, что сопротивление троганию с места при применении шариковых подшипников составляло только 10—15<*/о того же сопротивления поездов с подшипниками скольжения. При скорости поезда в 40 км!час шариковые подшипники оказывали сопротивление движению на 38°/о меньше, чем обыкновенные скользящие подшипники, включая трение воздуха и колес. При этом в основу было положено стационарное, установившееся состояние, которое при обыкновенных подшипниках достигалось спустя долгое время. Большие сильно нагруженные подпятники
Фиг. 1636: в последнее время все чаще и чаще выполняются в виде упорных шари-Шарикопод- новых подшипников, потому что при хорошем уходе и правильно эы-.шинник е бранных размерах избегается опасность заедания. Широко применяются 3щайбами.И шариковые подшипники в автомобилях, где уменьшение трения при большом количестве подшипников играет существенную роль. Износ шарикоподшипников и расход смазочных материалов незначительны и они требуют за собой меньше ухода, чем подшипники скольжения. С конструктивной точки зрения часто имеют особое значение их малые габаритные размеры; для больших скоростей подшипники не должны иметь больших размеров, чем для малых, в то время как подшипники скольжения могут преодолеть большую работу трения, лишь имея большую длину.
Стоимость шариковых подшипников обыкновенно выше подшипников скольжения; несмотря на это, во многих случаях низкие эксплоатационные расходы, а в некоторых случаях также и возможность применения моторов меньшей мощности могут сделать выгодной установку шариковых подшипников.
Шариковые подшипники непригодны в тех случаях, где недопустима игра вала, как, например, у шпинделей токарных станков, а также в тех случаях, когда происходят сильные" удары. Уже непродолжительная перегрузка вследствие ударов может явиться причиной полного разрушения шариковых подшипников вследствие того, что деформации и вдавливание в отдельных местах немедленно приврдят к повреждению шариков. Вторым недостатком является то, чго поверхности катания должны быть неразъемными, вследствие чего установка или смена подшипников на длинных валах со многими сидящими на них частями кропотлива и трудна».
7. Примеры применения
>4 Г- ' , - . .
’Фиг. 1637 изображает подшипник фирмы SKF для опрокидывающихся вагонеток, в которых особое значение отдано простоге конструкции. Цельная коробка подшипника скользит по направляющим рамы вагонетки нмодпи-356
рается спиральной рессорой. Шариковый подшипник надет на ось под давлением и закреплен гайкой; в коробке он удерживается крышками при помощи сквозных болтов, проходящих через обе крышки. На внутренней крышке сделаны канавки для двух войлочных колец, предохраняющих подшипник от пыли и грязи.
Пример, изображенный на риг. 1638, заимствован из двигателя автомо-бил я. Форма коленчатого вала и отверстие подшипника в шатуне должны были быть выбраны такими, чтобы возможна была сборка. На шейку кривошипа насажено разъем
ное пригнанное кольцо, на котором при помощи двух гаек держится внутреннее кольцо подшипника. Подшипник протаскивается через плечо кривошипа в осевом
<£иг. 1637. Шарикоподшипник для вагонетки.
направлении и насаживается на пригнанное кольцо, причем расстояние а должно быть больше ширины подшипника Ь.
Фиг. 1638. Шарикоподшипник на коленчатом валу.
Нормальный трансмиссионный подшипник для средней нагрузки фирмы Фихтель и Сакс приведен на фиг. 1613. Шариковый подшипник держится на валу при помощи разрезной конической втулки и, вследствие наличия сфериче-
ской поверхности, может самоустанавливаться в цилиндрически расточенном корпусе подшипника. Корпус выполнен разъемным и уплотнен войлочными кольцами.
Фиг. 1639 изображает шариковый подпятник для тяжелого-крюк а 20-/п крана. 17 шариков диаметром т/8" испытывают условное напряжение:
20 000
17 • 2,223
239,
которое еще допустимо в условиях медленного вращения с небольшими периодами работы. Шарики работают в сале, которое удерживается двумя кольцами в камере
подшипника. Фиг. 1639. Шарикоподшипник.
Фиг. 1640 изображает упорный подшипник, изгото- крюка крана для нагрузки в 20 т. вленный Германским оружейным заводом для турбины йа 2500 л. с. завода д’Эльберг в Фрейбурге. Нагрузка составляет 45 т при 187 Об/мин и воспринимается двумя рядами шариков диаметром в 21/ъ'. Внутренний ряд имеет 17, "йнешний — 25 шариков; удельная нагрузка, или условное напряжение
составляет:
Р 45000
z-d* ~ 42-6.353
= 26,6.
z • d3
Для того чтобы возможно равномернее распределить нагрузку между медным кольцом К и верхними кольцами катания, расположены 16 трапецевидных нажимных колодок, передающих усилия через узкие приливы. При этом приливы так расположены, что внешнее кольцз соответственно большему количеству шариков нагружено сильнее. Оба нижних кольца лежат на обточенной по шару шайбе.
357
Весь шариковый подшипник вращается в большой масляной ванне. К расположенному ниже промежуточному подшипнику масло подводится через трубку /?, стекающее же масло отбрасывается кольцом S, улавливается маслоуловителем F
Фиг. 1640. Упорный шарикоподшипник для нагрузки 45 т. М. 1:15.
и отводится в масляную ванну.
Нафиг. 1641 изображен холостой ременный шкив. Он опирается на два радиальных подшипника, которые закреплены на гладком сквозном валу при помощи конических втулок, и вращаются в ступице шкива. Ступица плотно закрыта двумя крышками с канавками для войлочных колец; внутрь ее вводится смазочный материал— сало при умеренной скорости вращения и масло—при большой скорости. Наряду с небольшим сопротивлением движению создается большая надежность в отношении смазки, которая в обычных холостых шкивах часто представляет трудности.
Фиг, 1641. Холостой шкив с шарикоподшипниками.
По данным Германе а, приведенным в журнале „Motorwagen" за 1914 г., уже были построен^ шариковые подшипники для нагрузки до 400 т, кольца подшипников др 4 м диаметром и достигнута скорость вращения до 40 000 об/мин.
Б. РОЛИКОВЫЕ ПОДШИПНИКИ *
1. Основные положения
В роликовых подшипниках для осуществления трения катания применяются ролики или валики; по сравнению с шариковыми роликовые подшипники имеют то преимущество, что тела катания прилегают по линии, а,не в точках, и поэтому они способны выдерживать ббльшую нагрузку и менее чувствительны к ударам. В принципе чистое катание происходит в том случае, когда линии соприкосновения пересекаются иа оси вращения, как показано иа фиг. 1642. Следовательно, упорные подшипники требуют конических роликом, поддержание которых в надлежащем положении и правильное направление представляет, конечно, большие трудности. В случае опорного подшипника для цилиндрического вала (фиг.. 1643) ролики должны иметь цилиндрическую форму; благодаря этому, казалось бы, возможно сконструировать несложный подшипник с большой нагрузкой. Практически этому препятствует перекашивание роликов. Уже небольшие неточности вала или роликов, неравномерность нагрузки, деформации и т. п. заставляют один из концов роликов забегать вперед и приводят их в косое положение. Благодаря этому возникают не только высокие напряжения в роликах, которые
1 Конструкцию и размеры стандартных роликоподшипников см. ОСТ 2229—2251 и 2254—2260.
358
изгибаются между валом и наружным кольцом, но часто также и значительные осевые давления и сильное стремление роликов к перемещению относительно вала. Например, в подшипнике, изображенном на фиг. 1644. при радиальной нагрузке в 970 кг и 350 об/мин сдвигающая сила составляла до 68 кг. При открытии подшипника после остановки ван обнаружилось, что ролики имеют наклон по отношению к оси вала около 2’/0. Перекашивания не удается полностью избегнуть; оно тем сильнее и тем вреднее, чем длиннее ролики. Кроме того, трудно изготовить длинные ролики и втулки точно цилиндрическими, н, наконец, во время работы ролики, вследствие перекашивания, срабатываются на концах сильнее и поэтому недолго остаются цилиндрическими. Сильное перекашивание приводит к изгибу и поломке роликов, повреждениям, которые нельзя уничтожить даже применением внутренних или упругих форм, как, например, спиральные пружинящие ролики. Первым при-
Фиг. 1642. Роликоподшипник. Фиг. 1643. Радиаль- Фиг. 1644. Роликоподшипники старой конструкции, ный роликоподшипник. М. 1:5.
•
знаком начинающегося разрушения являются большей частью углубления на поверхности роликов вследствие выкрашивания маленьких частиц. Для ограничения косого положения рэлихоз необходимо направлять их прочными сепараторами, которые, однако, должны предоставлять роликам возможность принимать ча ненагруженной стороне правильное положение. Старые роликовые подшипники с длинными роликами, которыми предполагали повысить предел нагрузки, по изложенным выше причинам показали на испытаниях и в применении на практике, что они допускают низкую нагрузку; таким подшипникам поэтому вряд ли удастся кднкурировать с шариковыми. Напротив в последних конструкциях с короткими роликами, длина которых примерно равна диаметру, найдены подшипники равноценные, а в некоторых отношениях даже и лучшие, чем шариковые подшипники.
2. Расчет роликовых подшипников
Допускаемая нагрузка Ро отдельного ролика устанавливается по формуле (471), выведенной для шариков и преобразованной соответствующим образом:
pi=k.d-k (476)
где k — число, зависящее от качества материала и состояния закалки, а также от условий работы подшипника, d — диаметр, /—длина роликов. Допускаемая нагрузка Р всего радиального подшипника с z роликами может быть принята равной:
Р= 4-(477) и
Для медленных или только качательных движений, как это имеет место у ро-лчкбвых подшипников мостов и железных конструкций (фиг. 1645), для чугунных кагков на чугунных плоских плитах можно принять k = 25, для стали на стальном литье или стали (незакаленной) — А = 60. При этом предположена тщательная обработка ролик эв и поверхностей катания, так что усилие возможно равномерно распределено по всей дзине ролика. При большем количестве роликов и очень большой их длине рекомендуется уменьшение вышеуказанных значений. Для очень медленно работающих подшипников, у колонны крана и т. п., можно принимать k =159 для закаленной стали по закаленной стали. Для быстроходных подшипников с длин-
ам
ними роликами завод железнодорожных шарикоподшипников (М.offet Railway BearingCo) в Чикаго принимает k = 20. При опытах над подшипниками с длинными роликами различной и отчасти плохой конструкции Ш три бе к нашел k = 6... 11. Новейшие подшипники с короткими роликами (Z~rf) допускают значительно большую нагрузку, как это видно из сравнения с однородными шариковыми подшипниками того же диаметра и одинаковых габаритных размеров. Для примера
was* I'SS'I Lwwij
Фиг. 1645. Роликоподшипники у опоры моста. Фиг.1646. Самоустанавливающийся роликоподшипник SKF с бортиками иа внутреннем кольце.
приводим следующие данные, взятые нз проспектов фирмы SKF, причем следует отметить, что подшипник „Radiax* представляет собой шариковый подшипник с высокими заплечиками без отверстия для закладывания шариков, а потому имеет небо ть-диое число шариков, в то время как в самоустанавливающемся роликовом подшипнике с заплечиками на внутреннем кольце, как видно на фиг. 1646, вся окружность плотно заполнена роликами, число которых относительно велико.
Допускаемая нагрузка при п= . Шариковый подшипник „Radiax* 10 100 300 500 1000 об/мии
тяжелой серии № 6420 .... Роликовый подшипник, тяжелой 9500 8000 6800 6000 5000 кг
серии N. S. 100 17000 15 300 .13500 12200 9000 „
Для радиального подшипника средней серии с диаметром отверстия 25 мм и 12 роликами, диаметром d= 10 мм и длиной /=10 мм, согласно формуле:
. = 5Р = 5Р
z-1-d 12-1-1
получились следующие, зависящие от средней скорости вращения, нагрузки.
Число оборотов в минуту . п = 10 100 200 300 500 1000 2000 3000 5000
Средняя скорость (сращения роликов V = 0,02 0,22 0,44 0,66 ’ 1.1 2,2 4,4 6,6 11,0 м/сек
Допускаемая нагрузка по каталогу __ 750 690 600 540 420 350 330 Зп0 250 кг
Удельная нагрузка .... k = 313 288 250 225 175 146 137 125 104
Эти нагрузки довольно заметно выше величин, допустимых для шариков согласно фиг. 1605.
3. Конструкция роликовых подшипников и примеры их применения
Из соображений массового производства подобно шариковым подшипникам стандартизованы также и роликовые подшипники. Их поставляют только с нормированными размерами. При этом короткие ролики дают возможность обходиться с
360
теми же наружными размерами подшипников, которые установлены нормами DIN для шариковых подшипников, благодаря чему создается возможность взаимной замены роликовых подшипников шариковыми, и наоборот.
В специальных конструкциях диаметр роликов выбирается равным примерно от */4 ДО ’/в диаметра вала.
Фиг. 1644 изображает устарелый тип подшипника с длинными, не закаленными роликами. Ролики вращаются в стальной втулке В, концами входят в отверстия двух совершенно несвязанных между собой колец R, чем и удерживаются
на определенном расстоянии друг от друга; однако, во время катания ролики подвергаются довольно сильному перекашиванию. Коробка подшипника сделана из чугуна и, как в подшипнике Селлерса, имеет сферические опорные поверхности К, компенсирующие влияние прогибов вала. При большой длине роликов
трудно достаточно прочно и жестко связать, направляющие кольца друг с другом, ибо при косом положении роликов соответствующие связи подвергаются действию значительных изгибающих моментов;. кроме того, чем прочнее и, следовательно, толще эти связи, тем больше они занимают места и ограничивают число роликов. Далее, благодаря перекашиванию одно из колец R набегает на внутреннюю поверхность коробки и, вследствие возникающего при этом скользящего трения, еще больше способствует перекашиванию роликов. Делались попытки уменьшить это скользящее трение добавлением упорного шарикоподшипника для сепаратора (фиг. 1653), однако, это значительно усложняет и удорожает конструкцию.
Фиг. 1646 изображает нормальный самоустанавливающийся роликовый подшипник фирмы SKF- Короткие цилиндрические ролики катаются между высокими ребордами цилиндрически отшлифованного внутреннего кольца и
благодаря высоким по сравнению с диаметром ролика бортам получают хорошее направление; ролики надеты на штифты, образующие с двумя боковыми пластинками прочный сепаратор. Наружное кольцо сделано слегка выпуклым, благодаря чему нагрузка передается на среднюю часть роликов без опасного давления на края. Вследствие небольшого зазора между роликами и поверхностью катания возможно несколько косое положе-
Фиг. 1647. Роликоподшипник \ с задним заплгчиком SKF.
Фиг. 1648. Направляющий роликоподшипник SKF.
Фиг. 1649. Сферический роликоподшипник SKF.
Фиг. 1650. Роликоподшипник с пояском.
ние вала. Этот роликовый подшипник
не может воспринимать осевого давления. В последнее время наружные кольца делают с бортами; так, в роликовом подшипнике с заплечиком (фиг. 1647) сделан один борт, в подшипнике с направлением (фиг. 1648)—двойной. Благодаря этому подобные подшипники пригодны дЛя восприиятия осевых давлений, которые передаются роликами лучше, чем шариками, ибо последние в большей или меньшей степени подвергаются защемлению между кольцами. Во многих случаях можно благодаря этому обойтись без упорных подшипников. Согласно опытам допускаемая нагрузка в осевом направлении возрастает с ростом радиальной нагрузки. В подобных
подшипниках поверхности катания на внешнем кольце растачиваются точно по цилиндру, что уменьшает стремление роликов к перекосу и выворачиванию вслед-, ствие боковых усилий.
Подшипники разделяются на три группы: для легкой, средней и тяжелой нагрузки и, как указывалось выше, доставляются с размерами, согласованными с нормами DIN.
Фирма SKF изготовляет подшипники с выпуклыми роликами (фиг. 1649), которые, подобно двухрядным шариковым подшипникам, перемещаются по двум канавкам внутреннего кольца и по сферической поверхности наружного кольца. Радиус выпуклости роликов несколько меньше разиуса шаровой поверхности. Подобные роликовые подшипники оправдали себя даже в самых неблагоприятных условиях работы прокатных станов.
Шариковый завод фирмы Фишер в Швейнфурте применяет короткие вы-
361
пуклые ролики, которые удерживаются высокими заплечиками внутреннего кольца и сепаратором и катаются по сферической поверхности наружного кольца. И здесь радиус выпуклости роликов несколько меньше радиуса шаровой поверхности, центр которой находится на оси вала для того, чтобы подшипник мог следовать прогибам или косому положению вала.
Фирма Егер, в Эльберфельде, в целях возможности одновременной нагрузки подшипника как в осевом, так и в радиальном направлениях, делает ролики с пояском посредине (фиг. 1650}, вследствие чего кольца катания делаются разъемными.
В изображенных на фиг. 1651 буксах трамвайного мотора слева показан направляющий роликовый подшипник, который служит для предотвращения осевого движения вала, помещенный же справа подшипник допускает расширение и прогиб вала; последнее обеспечивается благодаря тому, что выпуклая поверхность катания
в противоположность подшипнику, пока-
Фиг. 1651. Подшипники трамвайного мотора SK?.
Фиг. 1652. Ком-биннрзванный роликовый И упорный шариковый подшипник SKF.
занному на фиг. 1646, сделана на внутренне м кольце. Защита от пыли и грязи обеспечивается устройством крышек S и S], имеющих желобки, в которые уложены войлочные кольца F.
Другое решение зада
чи о передаче осевого давления путем соединения роликовых и шариковых подшипников представлено на фиг. 1652, где одно единственное кольцо обра-
зует опорные поверхности роликов для радиальной нагрузки и шариков — для осевой. Благодаря большой ширине внутреннего кольца подшипник надежно сидит на валу; однако, изготовляются подшипники и с коротким внутренним кольцом и особой нажимной частью. Валу и коробке придают простые цилиндрические поверхности без уступов.
Фиг. 1653 изображает подшипник поворотного крана для цапфы диаметром в 90 мм и для горизонтального давления в 3100 кг. Если принять диаметр роликов в 25 мм, то диаметр окружности центров роликов составит 115 мм\ это позволит разместить 9 роликов, если предусмотреть достаточные промежутки для того, Чтгбы поместить между ними связи сепаратора. Длина роликов I при k = 60 для стали (ролики катаются по стальной втулке и по стальной литой цапфе) получается по формуле (477): '
1=
5-Р _ 5-3100
Z' k'd 9 • 60 • 2,5
= 11,5 см.
Сепаратор состоит из двух прочных, связанных друг с другом колец е углублениями, в которых с некоторым зазором лежат ролики. Нижнее кольцо катается "иа шариках для того, чтобы путем уменьшения трения уменьшить стремление к перекашиванию. Для смазки поставлена масленка Штауфера. Для сравнения на левой половине фиг. 1654 изображен шариковый подшипник Z 90 DIN 612 с повышенным числом шариков, взятый из табл. 136. Он имеет 18 шариков диаметром в 19,9 мм, которые по формуле (472) имеют еще допустимую удельную нагрузку:
5-Р 5-3100
z-d”~18- 1,99” ’
ибо подшипник должен работать при очень малых скоростях. Чертеж показывает превосходство шарикового подшипника, основывающееся на высокой удельной нагрузке закаленного и отшлифованного материала колец и шариков, в то время
362
как для роликового подшипника (фиг. 1653) ввиду того, что ось сделана из стального литья, необходимо было выбрать более низкое значение для k.
Фиг. 1654, правая половина, изображает роликовый подшипник NL 85 фирмы
SKF, который согласно каталогу выдерживает 3600 кг давления при 10 об/мин;
Фиг. 1653. Подшипник поворотного крана М. 1:3
диаметр цапфы, понятно, должен был быть уменьшен до 85 мм, что, однако, при небольшой длине ее является допустимым.
Все более широкое применение получают роликовые подшипники для осей трамвайных и железнодорожных вагонов; в последнее время их также ставят в прокатных станах.
На фиг. 1645 изображена роликовая опора моста или большой железной
Фиг. 1654. Цапфа поворотного крана с шариковым и роликовым подшипниками. М. 1:5.
конструкции. Ее назначением является обезвредить возникающие прогибы иля изменения длины балок при перемене температуры. Прогибы выравниваются пря помощи шарнира G, который одновременно служит для того, чтобы равномерно нагрузить все ролики. Ради компактности конструкции и вследствие малых перемещений ролики срезаны по сторонам, причем параллельное друг другу направление обеспечивается двумя парами стальных полос и входящими между приливами опор планками.
III. ОПОРЫ НА ПРИЗМАХ
Опоры на призмах допускают колебательное движение. При малых усилиях применяются острые призмы, примерно, с углом в 45°, между боковыми гранями, качающиеся на подушках с углублениями (фиг. 1655), а при больших нагрузках — тупые призмы, опирающиеся на плоскость \ (фиг. 1656). Е качестве материала применяется закаленная сталь, с отпуском до желтого побежалого цвета, либо вовсе без отпуска. SriV После закалки (а если возможно, то и после установкина место) призму отшлифовывают так, чтобы ребро ее представляло собой точную прямую, и затем закрепляют в опоре путем заклинивания в канавке, имеющей форму ласточкина хвоста, либо закрепляют no-средством накладки (фиг. 1656). j Jr
При расчете Бах рекомендует принимать нагрузку от 1 ОСО до ,
2000 кг на 1 см длины призмы. В разрывных машинах для механи-ческого испытания материалов в качестве наивысшей нагрузки призм встречаются значения от 3000 до 3500 кг)см, при которых, и )65^
правда, уже появляются следы вдавливания, еще не нарушающие риоры на приэ-правильной работы машины. Чем острее призма, тем меньшую еле- F мах.
363
дует выбирать удельную нагрузку \ Фиг. 1657 изображает форму и опору главного рычага разрывной машины для /механического испытания материалов, на 50 т наивысшей нагрузки фирмы Шенк в Дармштадте. Четыре призмы /—IV расположены на одной, прямой для того, чтобы отношение йлеч рычагов, составляющее
= не изменялось при наклоне рычага. Призмы подвергаются действию сле-о 1CU дующих сил.
Главная призма//. При наивысшей нагрузке на нее действуют сила Р0 = 50 000 кг, затем собственный вес рычага, включая противовес. = 615 кг, вес покоящихся
Фиг. 1657. Главный рычаг машины для испытания материалов на разрыв. Нагрузка 50 т. Шенк, Дармштадт.
на призмах / и /// подвесок Ga = 60 кг и тяга подвески у призмы IV Р' = 830 кг, а всего Р=51505 кг. Таким образом удельная нагрузка при длине призмы /а = 2- 16 = 32 см составит:
Р 51505 ,
= у =—д2—= 1610 кг/см.
1 В настоящее время расчет призм производится на основании теории пластичности; об этом см. Н а д а и, Теория пластичности, Hlitte, т. I, 12 и следующие русские издания, а также журнальные статьи проф. Прандтля н др., указанные в перечисленных выше книгах.
364
Приемы I л ///:
Л + ^ 50000 + 60 ,
р = -fE-* = 2 . = 1730 кгЦм.
Призма IV:
Р' 830 1СС , р = ~г = = 166 кг см.
О “
Напряжение на изгиб рычага у призмы III в сечении хх, если пренебречь собственным весом конца рычага, составит:
Мь 6(830-87 + 25030-3) ,
°* = = - J---= 1340 кг!см\
Напряжение на изгиб в сечении уу главной призмы:
Мъ 6-25750-9,25 11ОЛ , „
~ W ~~ 5-162 — 1120 кг, си
365
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ВТОРАЯ
НАПРАВЛЯЮЩИЕ, РАМЫ И СТАНИНЫ МАШИН
А. НАПРАВЛЯЮЩИЕ
Скользящие части, как то: салазки и столы станков как и крейцкопфы в кривошипных передачах могут работать в открытых направляющих (фиг. 1658—1661), если силы, действующие на скользящие поверхности, имеют все время одно и то же направление; в случаях же, когда направление силы меняется, направляющие должны быть либо двойными (фиг. 1662—1664 и 1667), либо закрытыми (фиг. 1669).
Плоское направление, изображенное на фиг. 1658, достаточно для опорных салазок, воспринимающих только действие веса. Для вертикальных усилий, при
Фиг. 1661. Направляющие для супоргов станков. ~
Фиг. 1658—1659. Открытые, плоские Фиг. 1660. Напра-направляющие. вляющие задней
бабки.
открытые призматические1
одновременном действии умеренных боковых, пригодны
направляющие, как представлено на фиг. 1659. На фиг. 1630 боковое направление задней бабки токарного станка осуществлено при помощи призмы Р. Плоскость скольжения О служит тилько для опоры и допускает свободное расширение от теплоты. Фиг. 1662—1664 изображают салазки станков, в которых ласточкины хвосты не допускают приподнимания салазок; такая конструкция допускает подтягивание направляющих.
Фиг. 1666. Круглая направляющая.
Фиг. 1662—1654. Направляющие для супортов станков.
Фиг. 1665.
Закрытая призматическая направляющая.
Фиг. 1665 изображает закрытую призматическую направляющую, а фиг. 1666— круглую направляющую с призматической шпонкой, не допускающей вращения. На фиг. 1667—1669 показаны направляющие крейцкопфов, изготовляемые почти всегда двойными, ввиду возможности перемены направления сил на поверхностях скольжения. Фиг. 1667 изображает одностороннюю, фиг. 1668 — двустороннюю направляющую с выстроганными или фрезерованными поверхностями скольжения; на фиг. 1669 представлена круглая направляющая, обработанная путем расточки.
При выборе и конструировании направляющих надо прежде всего обращать внимание на правильное распределение нагрузки, учитывая также вредные последствия изнашивания трущихся поверхностей. Проще всего уменьшать изнашивание
366
выбором небольшого удельного давления на поверхность; тан, например, в чугунных направляющих крейцкопфа, при условии хорошей обработки и смазки скользящих плоскостей, при удельном давлении от 2 до 3 кг! см? даже после многолетней работы не происходит заметного изнашивания. Приспособления для под-
тягивания направляющих по большей части неудобны, дороги И требуют умелого ухода.
Следует также уделять особое внимание упругим деформациям и по возможности ограничивать их величину выбором подходящей формы и достаточно прочной конструкции направляющих частей. Чтобы при длительной работе избежать образования заусенцев, предусматривают переход скользящих подвижных частей за концы направляющих (фиг. 1194).
Фиг. 1667. Односторонняя направляющая крейцкопфа.
На фиг. 1158 уже была изображена направляющая, пригодная для тяги золот-вика и подобных деталей.
Возникающие в тяге, движущейся взад и вперед, растягивающие и сжимающие усилия посредством болта Z и цилиндрической фрезерованной головки передаются на бронзовый вкладыш В, имеющий большую опорную поверхность. Приведенная конструкция представляется ^собо пригодной для случая, когда сжимающие усилия больше растягивающих. Подтягивание после изнашивания может производиться посредством подкладывания прокладок или же установкой клина под вкладышем В. Тяга, направляемая по прямой, работает на изгиб и должна быть соответственно этому сделана солидной, а направляющая втулка должна быть достаточно длинной для того, чтобы избежать боковых износов.
Изгибающие моменты в тяге могут быть понижены устройством направляющих на обоих концах (фиг. 1670); для этого, понятно, необходимо соединение с тягой в виде вилки.
Фиг. 1671 изображает направляющую для опорных салазок штока между паровым ци-насосом машины водопроводной станции. Здесь достаточна открь*тая
ЮМ
Фиг. 1668. . Двухсторонняя направляющая крейцкопфа.
Фиг. 1669. Круглая направляющая крейцкопфа.
лиидром И направляющая, так как нагрузкой служит только вес поршневого штока вместе с прикрепленным к нему поршнем. Бортик, окаймляющий поверхность скольжения,
Фиг. 1670. Направляющая штавга. Фиг. 1671. Направляющая опорных салазок.
предназначен для удерживания масла. На концах сделаны углубления для маела, в которые погружается башмак в мертвых точках. Скользящая часть служит одновременно и дая соединения концоз обоих поршневых шгоков двумя поперечными клиньями; при помощи плоского клина она регулируется по высоте. Направляющая стойка, привинченная к основной раме машины, закрепляется в правильном положении при помощи двух контрольных штифтов.
367
Б. РАМЫ И СТАНИНЫ МАШИН
1. Общие соображения
Рамы и станины имеют назначением связывать между собой отдельные части машины и воспринимать возникающие между ними усилия. В зависимости от действия и величины этих усилий, а также и от рода машины, рамы получают разнообразнейшее конструктивное оформление. Главным образом, следует добиваться того, чтобы силы воспринимались непосредственно рамой или станиной, по возможности в местах их возникновения, преодолевались и передавались далее ближайшим и наиболее простым путем. Нежелательно, чтобы силы при помощи рычагов создавали изгибающие моменты, либо передавались каким-нибудь окружным путем, так как это всегда связано с повышением напряжений в раме, или с излишним расходом материала. Следует стремиться к тому, чтобы замыкание сил происходило в самой машине и избегать передачи сил через посторонние части (фундамент, стены и т. п.). Рамы должны быть всегда сделаны настолько солидными, чтобы они сами с необходимой надежностью могли противостоять внешним усилиям. Поэтому при расчете рамы следует исходить из полной величины этих усилий, не взирая на то, что частично они могут быть восприняты другими частями или фундаментом. Рамы следует по возможности делать более солидными и надежными, чем связанные с ними легко сменяемые части, как, например, болты крышки подшипника, для того чтобы при повышенной нагрузке они подавались и ломались скорее, чем рама.
Обыкновенно для выбора размеров, форм и толщины стенок имеют решающее значение де фо р м а ц и и. Так, например, станины станков по отношению к возникающим нагрузкам должны быть сделаны очень жесткими и солидными, чтобы не допускать никаких сотрясений и колебаний, препятствующих точности обработки. Следует озаботиться о хорошей опоре и прочном соединении станин или фундаментных плит с фундаментом, устраивая широкие опорные поверхности, ставя толстые болты, а в случае длительной установки машины — тщательно подливая цементным раствором; все это необходимо в особенности в тех случаях, когда масса фундамента должна служить для поглощения вибраций. Рамы тяжелых машин должны прилегать к фундаменту по всей своей длине; легкие станины могут иметь опорные ножки или подпорки.
2. Материалы и допускаемые напряжения
• Для рам и станин двигателей, рабочих машин и станков в качестве материала в первую очередь применяется чугун как более дешевый материал. Когда требуется воспринить или передать большие усилия, то переходят к стальному литью и прокатным профилям; последние применяются также и в тех случаях, когда важно ограничить вес илн массу рамы. Так, в подъемных машинах сталь почти полностью вытеснила чугун. Это наблюдается как в ручных лебедках, где важно, чтобы вес был невелик для того, чтобы их легко было переносить, так и во всех новейших мостовых кранах, для которых всегда важно уменьшить массу при все увеличивающихся скоростях передвижения и подъема. Корпусы автомобильных и аэропланных моторов делаются из легких металлов, главным образом, из алюминиевого литья. В виде исключения встречается и бронза, например, в станинах очень легких судовых двигателей. Благодаря своей большой прочности и легкости отливки бронза позволяет иметь очень небольшую толщину стенок, что дает значительную экономию в весе.
Фиг. 1672 и 1673 ясно показывают, какое влияние имеет род материала на внешний вид н конструкцию рамы. Первая изображает большие ножницы с цельной стальной, литой, ребристой рамой, имеющей округленную форму. В противоположность ей клепаная станина (фиг. 1673) такой же машины имеет прямолинейные контуры с острыми углами, соответственно обработке листовой и профильной стали путем обрезки на ножницах и строжки. Рама склепана из нескольких частей.
Ввиду трудности замены тяжелых частей в случае поломки, а также ввиду деформаций, допускаемые напряжения для рам выбираются по большей
368
части низкими. Так, например, в машинах-двигателях средней величины в качестве напряжений для хорошего чугуна допускается на разрыв от 150 максимум до 200 кг/см?, на изгиб или полное напряжение — от 250 до 350 кг/см1. В местах с резкими переходами
Фиг. 1672. Ножницы для листового материала с рамой из стального литья.
Фиг. 1673. Ножницы для листового материала с рамой, склепаиной из профильного железа.
сечения, где получается концентрация напряжений, рекомендуется из осторожности выбирать для расчета особо низкие напряжения, на что уже указывалось в гл. 21 по поводу пробных испытаний, произведенных Бахом (фиг. 1538), и относительно подшипника (фиг. 1537). Поперечные сечения, имеющие форму, несимметричную
иНЧЯ
Разрез I-I
алюминия, лопнул
по отношению к плоскости действия сил, обладают меньшей способностью к сопротивлению, чем этого можно ожидать на основании расчета. Картер автомобильного мотора (фиг. 1674), отлитый из от нагрузки на изгиб сосредоточенной посредине Силой. Расчет на разрыв в точке А приводил к напряжению 1020 кг!см\ в то время как вырезанные из стенок картера образцы на трех испытаниях показали сопротивление материала разрыву в среднем 1540 кг^слР. Это следует объяснить тем, что прогиб косой боковой стенки примерно в три раза больше прогиба вертикальной, так что удлинения у нижнего края рамы А раньше всего превзошли допустимую величину, что и привело к излому.
Для удельного опорного давления на фундамент и т. п. следует принимать следующие числа:
Фиг. 1674. Станина (картер) мотора. М. 1 : 16.
на клинкер на цементе.......................... 4—5 KzjcM2
, строительный кирпич и бетон....................3—4 „
, балки из твердого дерева....................-. 4—5 „
„ балки из ели и сосны...........................2—3 , • • '
3. Примеры конструктивного оформления рам
- Основные соображения, приведенные в п. 1 на стр. 368 будут в дальнейшем пояснены на примерах старых и новых конструкций для того, чтобы показать преимущества и
24 р « т ш е р. Детали машин, т. IL 369
недостатки отдельных конструкций, а также достижения в области конструирования рам. В старых балансирных паровых машинах (фиг. 1675) распределение усилий между паровым цилиндром, опорой балансира, коренным подшипником и приводимым в действие насосом осуществлялось посредством фундамента, на который действовали как растягивающие и сжимающие усилия, так и изгибающие моменты. Однако сопротивление кладки растягивающим напряжениям очень мало, следствием чего явились трещины в фундаменте, относительное смещение отдельных частей, защемление и поломки в машине. Фундаменты должны иметь своим назначением исключительно распределение собственной тяжести сооружения, а также своей массой способствовать затуханию вибраций, вызываемых свободными усилиями, но не производить передачу сил. Распределение сил в балансирных машинах достигается при помощи А-образной рамы (фиг. 1676), соединяющей подшипник ба-ланси та с основанием цилиндра и коренным подшипником.
В прежнее время для горизонтальных машин-двигателей устраивали сплошные длинные рамы (фиг. 149), на которых устанавливались и закреплялись цилиндры, направляющие для крестовины и коренные подшипники. Благодаря да-
Фиг. 1676. А-образная рама балансирной
машины.
Фиг. 1675. Старая балансирная машина.
влению пара на крышку цилиндра и противодействию подшипника, приложенных на плече h, в подобных рамах возникают значительные изгибающие моменты. Кроме того, пригонка отдельных частей сложна и трудна. Из-за многочисленных болтов и установительных клиньев, которые должны передавать усилия, образуются гораздо большие деформации; одновременно уменьшается и надежность устройства, потому что ослабление одной какой-нибудь части уже может стать опасным для машины.
В байонетных рамах (фиг. 150) действующие в цилиндре силы воспринимаются центрально, а не на плече, и отводятся к подшипнику непосредственно без участия промежуточных частей при значительно меньших изгибающих моментах, Путем поднятия плеча рамы А у места расположения подшипника и особенно уменьшением расстояния b от середины подшипника до оси машины, следовательно, правильной конструкцией концевого кривошипа можно значительно уменьшить изгибающие моменты и напряжения в раме, а равно и в валу.
На фиг. 1699 наиболее важные в конструктивном отношении поперечные сечения помечены цифрами Д // и ///; в приводимом ниже примере расчета они подробно исслетованы в отношении действующих на них сил и возникающих напряжений. Здесь следует вообще отметить, что у машин двойного действия сечения / и II испытывают уагрузку, возрастающую от нуля до максимума, а сечение III подвергается сложному сопротивлению от нагрузки, изменяющейся периодически от наибольшей положительной до такой же отрицательной величины. Напряжение на растяжение в сечении 11 у выемки для подшипника, вызываемое изгибающим моментом, можно 370
уменьшить конструктивным путем» располагая выше центр тяжести 5 (фиг. 1700)» для чего выбирают соответствующую форму и толщину стенок. Часто в случае больших усилий опускают сте ши рамы глубоко внутрь фундамента (фиг. 1522), если в целях экономии материала высоту рамы нежелательно делать слишком большой.
Байонетную раму присоединяют по возможности выше к телу подшипника, делают ее более прочной по мере приближения к направляю
щим, со стенками которых она соединяется путем постепенного плавного перехода. Фланцы для присоединения цилиндров должны быть сделаны прочными и жесткими, особенно если желательно обойтись с небольшим количеством соединительных болтов.
В малых машинах достаточно сделать опору для подобной рамы под подшипником и лапу у фланца (фиг. 1695); в машинах средней величины устраивают еще одну опору у переднего конца направляющих; в больших машинах на фундамент опирают переднюю часть (фиг. 1698) или, наконец, всю раму по всей ее длине (фиг. 1677).
В вилкообразной станине (фиг. 1677) совершенно отсутствует действующий в байонетной раме фиг. 1699) свободный момент Ро • Ь (Ро—давление на палец-кривошипа, b—расстояние между серединами подшипника й цилиндра), который при помощи трения на нижней площади рамы должен быть передан на фундамент. Сила поршня распадается на два давления, на подшипники, распределяется по стенкам рамы и действует в значительно более благоприятных условиях, благодаря чему размеры валов и подшипников могут быть гораздо меньше. С другой стороны, необходимость устройства коленчатого вала и двух главных подшипников вместо одного, хотя и большего, делает установку
Фиг. 1677. Вилкообразная станина.
Фиг. 1678. Станина вертикальной паровой машины./
дороже и тяжелее, в то же время до-
ступ к кривошипному механизму сложнее. Вилкообразные рамы находят предпочтительное применение у больших и тандем-машин.
Стоимость изготовления, статическая неопределимость и большая чувствитель-'Ность вала к ошибкам при сборке машин с параллельным расположением цилинд-
24*
371
<fyr. 1679. А-образная станина вертикального двигателя внутреннего сгорания.
фиг. 1680. Станина для малых машин. М. 1:15.
372
ров и побудили американцев применять байонетные рамы даже для газовых двигателей больших размеров.
Фиг. 1678—1684 дают примеры рам для в е р т и к а л ь н ы х двигателей. В настоящее время цилиндры повсюду располагаются наверху, а подшипники внизу, ибо благодаря этому боковые усилия, создаваемые давлением крейцкопфа на направляющие, уравновешиваются лучше и надежнее. Прежде всего необходимо, чтобы действие момента, вызываемого этим давлением, меньше сказывалось на основной плите или фундаменте. Действительными средствами для этого являются: малая, по сравнению с радиусом 2? кривошипа длина шатуна L (R: L = от 1:4,5 до 1: 4) и приподнятые опорные поверхности рамы на фундаменте. Уменьшение общей высоты вертикальной машины, — что важно как по соображениям стоимости, так и в отношении вибраций машины, вызываемых действием переменного давления крейцкопфа (резонанс), — может быть осуществлено компактной конструкцией крейцкопфа и применением поршней с коническими поверхностями, а в машинах простого действия — заменой крейцкопфа цапфой в самом поршне. Надежное соединение станин или колонн с основной плитой является весьма важным. Так, например, в случае, изображенном на фиг. 1678, у края а следует поставить болты, так как давление крейикопфа стремится отогнуть станину наружу и образовать щель у а. Для воспри-нятия опрокидывающих моментов основные плиты должны иметь достаточную ширину, а фундаментные болты должны быть поставлены на большом расстоянии друг от друга в направлевии, перпендикулярном к оси вала.
На фиг. 1679 А-образная станина вертикального двигателя внутреннего сгорания отлита вместе с рубашкой для охлаждения цилиндра. Эта станина обеспечивает центральное воспринятие сил и симметричную, равномерную передачу усилий от цилиндра на основную плиту; станину легко обработать расточкой по главной оси при одновременной обточке ножек и верхнего фланца. Стойки станины испытывают напряжения от продольных усилий, если соединение с основной плитой сделано таким образом, что равнодействующая сила проходит через центр тяжести стоек н если горизонтальная слагающая в* плоскости разъема надежно воспринимается трением, создаваемым давлением соединительных болтов, или призснными штифтами или клиньями. Необходимо, чтобы основная плита обладала достаточной жесткостью; если она изгибается вследствие действия сил в подшипниках, то могут возникнуть большие изгибающие мюменты и в стойках станины. Недостатком является меньшая доступность кривошипной передачи и подшипников, а также трудность снятия вала, в особенности в многоцилиндровых машинах. По плоскости АА станина отделена от основной плиты, на которой установлены такхсе и подшипники, и может быть великом поднята. Для уменьшения момента бокового усилия кривошипная коробка глубоко входит в фундамент. В малых машинах, где можно вставить вал сбоку, вся рама может быть выполнена в виде одной отливки (фиг. 1680). Рама, изображенная на фиг. 1678, допускает выемку вала сбоку благодаря отъемной колонне 5. Фиг. 1681 изображает, как укрепляется колонна при помощи толстых фланцев и болтов. Эта конструкция допускает снятие колонны благодаря тому, что четыре болта с прямоугольными головками по отвинчивании гаек опускаются на расстояние а и прячутся в цилиндрической части; боковому смешению их препятствует вставленное металлическое кольцо. При сборке для поднятия болтов применяют вспомогательный винт, который ввинчивают в конец болта, после чего надевают гайки. В колонне, понятно, возникают более высокие напряжения, а следовательно, и большие деформации, чеМ в задней стенке рамы, имеющей большее поперечное сечение. Эти напряжения нередко являются причиной качания цилиндров и обусловливают дополнительные напряжения на изгиб в задней стенке? В случае, изображенном на фиг. 1678, станина и нижняя ее часть могут быть отлиты как одно целое, но для облегчения формовки и транспорта они делаются раздельными по плоскости ab. Обработка этой станины сложнее; направление крейцкопфа производится только с одной стороны. Желательно, чтобы цилиндр был центрирован по отношению к головке рамы, как показано на фигуре рядом; эту меру следует особенно рекомендовать в тех случаях, когда направляющая для крейцкопфа должна быть расточена. Колонна скрепляет здесь основную плиту с головкой рамы, на которую цилиндр может быть наставлен без особого труда.
373
Положение стоек рамы в плоскости кривошипной передачи (фиг. 1632) приводит к необходимости устройства широкой основной плиты и требует тем самый увеличения пространства, необходимого для установки машины, так как между стойками должно быть оставлено место для колена вала и нижней головки ( шатуна. Далее, вследствие большого расстояния между опорами стоек рамы, возникает значительный изгибающий момент в плоскости, проходящей через подшипник. Оба эти недостатка можно уменьшить применением коробчатой ста-! вины (фиг. 1683), в которой стенки стоек или рамы перенесены в плоскости коренных подшипников и обходят вокруг кривошипной коробки. Эга конструкция часто ветре-, чается у малых Машин, но также и у больших судовых двигателей и в новейших двигателях внутреннего сгорания. Жесткость рамы в продольном направлении,
весьма важная у многоцилиндровых машин и у судовых двигателей, многоколенчатые валы которых очень чувствительны к дефектам опор, достигается при помощи скрепления отдельных стоек рамы болтами или путем отливки их за одно
Фиг. 1631. Прикрепление колонны.
колена.
Фиг. 1683. Кириочатая станина.
Фиг. 1682. Станнна вертикального судового дизеля. Стойки в плоскости
целое. Благодаря этому образуется единое с основной плитой закрытое тело коробчатой' формы, являющееся жесткой, обладающей большим сопротивлением балкой, на которой установлена машина.
I Очень легкие рамы из стальных стоек, связанных диагональными или треугольными соединениями (фиг. 1784), встречаются у двигателей судов, канонерпых лодок, на яхтах и т. п. Соединение при помощи стоек между насосом и паровой машине# (фиг. 151 и черт. 1) также служит примером непосредственной передачи сил. Оно заменяет часто применяемую дорогую основную плиту и допускает передачу действующих на крышку насоса сил непосредственно на стойки, вызывая, следовательно, в последних напряжения исключительно на растяжение и сжатие или продольный изгиб.
В новейших судовых нефтяных двигателях цилиндр соединен с рамой при помощи болтов, проходящих от основ шия рамы до верхнего цилиндра; поэтому они непосредственно воспринимают действующие на нее усилия, освобождая стенки цилиндра от этой нагрузки.
374
Промежуточные части (фонари), соединяющие циличдры двигателей-тандем или цилиндры воздуходувных илн иных рабочих машин с машинами-двигателями, должны передавать усилия по возможности центрально; часто к иим прадъя-
вляется дополнительное требование допускать осмотр и разборку поршней и сальников или их набивку. Для этой цели в них устраивают вырезы, которые, учитывая действующие на них силы, лучше всего делать с двух сторон и симметрично один к другому (фиг. 1685). При этом, конечно, вынимание вышеуказанных частей, что приходится додать
Фиг. 1685. Фанарь с боковыми вырезами.
сбоку, сильно затрудняется. Большой вкрез в верхней половине (фиг. 1686) улучшает доступ, однако, обусловливает напряжения на изгиб, а также большие добавочные напряжения в местах а и Ь, что вследствие связанных с этим деформациями
Фнг. 1686. Фонарь с вырезом вверху.
нередко приводит к защемлению штока во время работа. Установка отъемной кованой тяги S над отверстием, как показало тонкой лигией на фиг. 1386, устраняет ети явления лишь частично, так как деформации неодинаковы вследствие различной величины поперечных сечений и различия коэфициентов удлинения материалов.
4. Конструктивные детали
Удобное и легкое обслуживание машин требует, чтобы главные части были расположёны на определенной высоте. Для горизонтальных двигателей и рабочих машин ось рамы устанавливают не менее, чем на 600 мм, и не более, чем на 1200 мм над уровнем пола. Более низкие машины следует ставить на цоколи, для высоких же машин устраивают ступени или лестницы. У больших вертикальных двигателей в за виси мест.г от их размеров и конструкции устраивают одну или несколько платформ "или круговых площадок, чтобы иметь доступ к передаточным и распределительным механизмам. Высота шпинделя обыкновенных токарных, фрезерных и подоб-
W5
пых им станков составляет от 1000 до 1200 мм, высота стола строгальных станков — от 500 до 700 мм. Рукоятки для приведения в действие различных подъемников должны быть расположены в среднем на 1000 мм над уровнем пола.
Как правило, коробчатым конструкциям следует отдавать предпочтение перец ребристыми не только вследствие большей их компактности, но также и потому, что они обладают большим сопротивлением изгибающим моментам и меньше дефор-
Фиг. 1687. Сганина современного строгального Фиг. 1688. Рама строгального еТанка старой станка. формы.
мируются. Так, например, у станков с прямолинейными движениями столов и супор-тов часто встречаются коробчатые станины, которые, будучи поставлены не на ножках, а непосредственно на фундамент, образуют очень жесткий и прочный корпус станка.
Во многих случаях можно применять формы равного сопротивления, допускающие более рациональное использование материала при наименьшем весе. Так,
Фиг. 1689. Станина долбежного станка новейшей конструкции.
Фиг. 1690. Долбежный станок старой конструкции.
в строгальных станках (фиг. 1687) дтя воспринятия горизонтально действующего давления на резец в настоящее время преимущественно применяют станину с параболическим очертанием вместо прежней формы, изображенной на фиг. 1688; в вертикальных долбежных станках применяют крюкообразную форму (фиг. 1689), с округленными переходами, вместо прежней формы станины, составлявшейся из постели, стойки и несущего долбяк плеча (фиг. 1690) с выступами и одновременно острыми переходами у а и Ь. Переходы обычно делаются по дуге окружности, а иногда по параболе, как показано на фиг. 1691. Обе касательные АВ и ВС к местам при-
376
мыкания А и С кривой делят иа одинаковое число равных частей, соединяют соот-
ветствующие точки и проводят кривую линию, касательную к полученным прямым.
Фундаментные болты должны устанавливаться возможно ближе к местам опоры и к тем местам, где действуют главные силы или же передаваемые на фундамент усилия (например, непосредственно у главного подшипника, фиг.’ 1699, в местах 1 и 2), и располагаться на высоких приливах (фиг. 1692),
а не на низких фланца* (фиг. 1693), которые легко дбламы-
Фиг. 1691. Построение параболической переходной кривой.
ваются. Если болты проходят сквозь раму, как например, в плече байонетной рамы (фиг. 1698), то может явиться целесообразным устройство особой опоры, непосредственно передающей усилие по болту на фунда-
мент, что рекомендуется делать в тех случаях, когда ввиду большого расстояния на стенки рамы можно ожидать добавочных напряжений или опасных прогибов.
Рабочие поверхности для прикрепления вспомогательных частей машин, ввиду неизбежных неточностей при формовке и очливке, должны быть сделаны достаточно высокими и большими и расположены таким образом, чтобы их легко и удобно было обрабатывать. Рабочие поверхности полезно располагать в одной плоскости (фиг. 217), для того
Фиг. 1692. Прилив в раме для фундаментного болта.
Фиг. 1693.
Слишком низкий прилив для фундаментного . болта.
чтобы их можно было одновременно обработать. Наклонных поверхностей следует всячески избегать.
Особое внимание следует уделять очертаниям рам и станин с точки зрения облегчения формовки и отливки. Следует стремиться к простоте изготовления
Фяг. 1694. Левая рама нерациональной формы.
Фиг. 1695. Более рациональное оформление рамы фиг. 1694.
моделей и стержневых ящиков при возможно более многостороннем их использовании, к удобству формовки и удаления частей моделей, к надежным опорам стержней и вентиляции их. Например, использовать части левой рамы (фиг. 1694) для правой рамы трудно вследствие несимметричной по отношению к плоскостям АВ и CD конструкции главного подшипника, вследствие примыкания штыка к одной стороне направляющей и различной конструкции укрепляющих ребер направляющей для крейцкопфа. Фиг. 1695 изображает более рациональную в этом отношении форму, допускающую возможность использовать одну и ту же модель для правой и левой рамы при помощи перестановки на ней подшипника, ножки F и прилива Е.
Фнг. 1696 показывает заформованные опоки. Рама формуется в опрокинутом положении с широкими основными фланцами, обращенными вверх, для того чтобы облегчить удаление модели подшипника, а также для того, чтобы части поверх--ностей, которые на отливке будут обращены вверх и наружу, вышли возможно,болеэ плотными и гладкими. Вдоль главной горизонтальной плоскости и юдоль поверхно-
377
сти основания рамы форма сделана разъемной; стержни частью держатся на железных жеребейках и частью подвешены к верхней опоке.
В случаях, когда изготовляется только одна рама, стремятся по возможности удешевить ее отливку применением шаблонов.
В целях экономии в расходе масла, а также для предохранения фундамента важно, чтобы стекающее из мест смазки масло полностью было уловлено. В медленно вращающихся горизонтальных машинах для этой цели устраивают под кривошипом
Фиг. 1696. Формовка рамы фиг. 1695.
кой и отводят в масляное корыто,
корыто для масла и на переднем конце рамы — маслоуловитель или щиток, препятствующий разбрызгиванию (фйг. 1677 и черт. 1). В быстроходных машинах и в случаях, когда имеют'дело с большими количествами масла, например, при смазке под давлением, раму делают закрытой, либо весь механизм целиком окружают: в горизонтальных машинах— железиьйи кожухом, а в вертикальных — крышками или щитками из листового железа. Полное уплотнение достигается обработкой стыков и прокладкой уплотнительных материалов. Во многих случаях, однако, для удаления масла от стыков и фундамента вполне достаточны правильно устроенные масляные стоки (фиг. 1697). Масло, стекающее у наружной стороны коренного подшипника, часто улавливают масляной чаш-находящееся на противоположной стороне,
через залитую или. ввинченную в раму газовую трубку. Масло собирается в самых глубоких местах корыта или рамы и выпускается оттуда по трубке (фиг. 1679) или
Фиг. 1697. Сток дм маем.
же отводится к маслоочистителю или резервуару, откуда оно вновь вступает в свой круговорот.
В малых быстроходных машинах нижняя часть совершенно закрытой рамы часто используется в качестве масляной ванны (фнг. 9J1), из которой ма ло захватывается головками шатунов, разбрызгивается ими в картере и тем самым смазывает все части. В этом случае необходимо уделять особое внимание хорошему уплотнению всех крышек и стыков.
В станках также часто приходится разрешать задачу надежного улавтивания необходимой при обработке струи масла или воды и отвода их вноаь
к насосу или сборному резервуару. Для этой цели служат: соответствующая конструкция самой станины, отводящие корыта, бортихи у столов и т. д.
Для установки и подливки рамы целесообразно делать нижнюю ее поверхность ровной. После того как рама с помощью подкладок н клиньев точно выверена и фундаментные болты слегка затянуты, цементный р створ подливают лучше всего изнутри через отверстия в раме; в то ж.* время для предохранения от вытекания цемента раму окружают бортиком из глины, болтовые же, отверстия тщательно затыкают. Когда цемент затвердел, фундаментные болты еще раз равномерно и сильно затягивают. Подлитые части крепко схватываются с фундаментом в могут быть сняты лишь с большим трудом.
Дтя предохранения о г несчастных случаев подвижные части окружают перилами, предохранительным и решетками, кожухами й т. п., причем в тех случаях, когда они укрепляются на раме, на последней должны быть сделаны необ-ходимые отверстия, приливы, выступы и т. п.
5. Пример
Байонетная рама (фиг. 1693) для горизонтальной машины водопроводной станции (черт. I) имеет направляющую для крейцкопфа обычной круглой формы и они-/ 378 '
рается на фундамент: спереди непосредственно, а у конца ци чинара — ножкой. К фундаменту рама прикрепляется шестью фундаментными болтами, опирающимися в передней части на высокие приливы или проходящие между стенками рамы; лишь у ножки рамы из-за болтов на фланце цилиндра они должны быть поставлены на низкие приливы. Высота оси машины под уровнем пола для удобства обслуживания была выбрана в 650 мм. Ножка имеет опорную плоскость на уровне пола, а подшипник, который вместе с байонетной частью может быть сделан на 100 мм ниже,
Фиг. 1698. Байонетная рама для горизонтальной машины водопроводной станции черт. 1.
поставлен на каменный цоколь. Масло, разбрызгиваемое нижним башмаком крейцкопфа, улавливается канавками на концах направляющей и, кроме того, специально насаженным на переднем конце колпаком и ребром, отлитым на заднем конце. Для освобождения клина и удаления крейцкопфного болта служит отверстие А в направляющей. Цилиндры высокого и низкого давления имеют фланцы различной величины; соответственно этому примыкающие стенки рам и приливы для железных тяг, служащих для передачи усилий от корпуса насоса н для замыкания сил в машине, должны быть в обеих рамах различи >i. Для облегчения формовки модели ьтих Частей можно сделать съемными и приставляемыми к модели направляющей крейц
379
копфа. Подобным же образом для изготовления левой рамы на стороне цилиндра высокого давления необходимо сделать особую модель для части рамы, как показано на чертеже в плане штриховкой вдоль контура. На модели для коренного подшипника должны быть сменены только борты для масла. Направляющая с примыкающей байонетной частью, благодаря тому, что она сделана симметричной к горизонтальной плоскости, проходящей через главную ось, может быть использована для обеих рам, если переставить стержневые знаки, опорные плоскости для подшипников распределительного вала, приливы для масляных сосудов, маслоуловительные ребра и ножку у переднего конца. Подобно тому, как показано на фиг. 1696, рама отливается в опрокинутом положении для тою, чтобы облегчить подвешивание и вентиляцию стержней <через большие отверстия в нижней' поверхности байонетной части.
Помимо высверливания отверстий,'обработка рамы производится на токарном станке по трем главным осям, а именно: обточкой фланца и расточкой направляющей для крейцкопфа — по главной оси, расточкой коренного подшипника — по
Фяг. 1699. Силы, действующие на раму цилиндра высокого давления машины водопроводной станции, по черт. 1.
вертикальной оси для того, чтобы образовать поверхности прилегания для клиньев и для центрирования крышки (фиг. 1583) и, наконец, рассверливанием (по установке крышки) — по горизонтальной оси подшипника, чтсбы получить опорные поверхности для нижнего и верхнего вкладышей.
Силы, приложенные к раме, нанесены на фиг. 1699; на основании размеров рамы и вала (фиг. 1325) они определяются на стороне высокого давления, при положении кривошипа в задней мертвой точке, следующими величинами: давление пара Pd= 16 900 кг-, приложенное к задней крышке цилиндра, давление насоса действующее в соединительных тягах, равно 3700 кг. В мертвом положении поршня оба давления суммируются и образуют усилие Ро = Рл Pf = 20 600 кг, действующие, с одной стороны, по оси рамы, а с другой стороны, на передачу, если не учитывать сил инерции, которыми можно пренебречь при медленном вращении машины. Если считать, что Ро полностью действует на палец кривошипа цилиндра высокого давления, а на палец кривошипа цилиндра низкого давления, который опережает первый на 90“, действует разность между давлением пара и воды Р, = 150 кг (гл. 18, разд. IV, Г), то Согласно изображенной иа фиг. 1326 схеме вала горизонтальное давление на подшипник составит:
д^Рр-293,5 Р, -13.5
°* 250 250 ~241W Кг'
^Разность —РО = 24 160 — 20 600 = 3560 кг есть действующая на раму цилиндра высокого давления сила, которая должна быть передана на фундамент в плоскости опоры рамы. ’
380
Подобным же образом момент Ро • Ь, стремящийся повернуть раму на фундаменте и опрокинуть коренной подшипник относительно вала, должен быть воспринят трением, вызываемым фундаментными болтами.
В вертикальном направлении на подшипник действует полусумма веса р
вала и маховика, Bs = 3650 кг-, влияние же силы на пальце кривошипа цилиндра
Р, 43,5 к о низкого давления, составляющее -g • = 5,2 кг, можно не принимать в расчет.
, При нормальном числе оборотов машины п = 35 в минуту сила инерции, равная 1115 /сг(гл. 14, А, 4, б), уменьшает движущую силу до 20 600—1115= 19485 кг, горизон-19485-293,5 150-43,5 опосп х
тальное давление на подшипник—до-----— ----------=22850 кгм свободную
силу —до 22850 — 20 600 = 2250 кг.
t.В основу последующих расчетов на прочность положены наибольшие из полученных выше сил.
Что касается свободных сил, то для преодоления Bw — Ро, главным образом, требуется трение, вызываемое четырьмя болтами на передней части рамы.
Если считать, что усилие распределяется по ним равномерно, то на каждый болт приходится по 4 —° = 2422 = 890 кг. Менее точные указания можно сделать относительно восприятия свободного момента Ро • Ь. Проще всего предположить, что в шести фундаментных болтах, если оии равномерно затянуты, возникают одинаковые по величине продольные усилия и, следовательно, равные же силы трения по нижней поверхности рамы. В качестве плеч, на которых они действуют для уравновешивания момента Ро-Ь, следует брать соответствующие расстояния поперечных сечений / фундаментных болтов ах до о3 (фиг. 1699) от общего центра тяжести Sa. Положение его определяется:
1) по отношению к главной оси машины — из равенства:
6 • f • у =/(2 • 43,5 + 47,5 — 38,5 +18,5 — 18,5);
96 у= 6 =16 см;
2) по отношению к оси коленчатого вала — из равенства:
; б-/-л:=/( — 63 4-45+135 4-133,54-2 - 280);
1 ' ; 810 5
х = с = 13о см. о
' t • »’< *»!
Приходящееся на каждый из болтов трение 7? получается тогда, исходя из суммы расстояний а от точки So:
• ' p:^a=PQ-b; R=P°- =—"-----------------20600-43,5----------= 1330 кг.
200 + 94 + 31+54,5+145 + 149,5
Насколько трение достаточно для преодоления свободных сил, может показать проверка коэфициента трения у наиболее нагруженного болта. По фиг. 1699 это болт; 3, у которого обе силы трения почти совпадают по направлению, следовательно, укладываются в /?3 = 1330 + 830 = 2220 кг. Так как по болту диаметром в 2", при ,затядивани»| с напряжением на растяжение k, = 500 кг/см2 в сечении резьбы, возникает продольное усилие Q =/\- kt—14,91 • 500 = 7455 кг, то коэфициент трения будет равен:
Я. _ 2220 14“ Q- 7450“°’298-
Q 1 ' Этот коэфициент достаточно низок, так как для необработанных нижних поверхностей рамы можно считать у. = 0,4, а для подлитых рам брать еще бблыние значения.
20600-43,5
381
’Проверка поперечного сечения//—//под подшипником (фиг 1700). Если не учитывать подошвенной плиты под средним ребром, так как разрыв произошел бы, минуя ее, то расстояние центра тяжести составит:
_ 20-3* 1,5 +21 • 3» 10,5 + 2-2-4+2• 36• 3«' 1 + 4.5.1.5.36,7 + 4.5-4 • 37
~ 29-3 + 21.3+.2-2 + 2.36-3 + 4,а-1,5 + 4,5-‘4 - 15,8 глс,
а момент инерции: ✓
/= 4-29.3.14,За4“—4-21 • 3.5,За 4- 4-2 • 2.11,8» 4-Ц^- +•
15.45» 4 5 • 4»
4-2 • 3.36.5,2Э 4- 12 4-1,5 • 4,5 • 21»+- 4-4,5 • 4 • 21,22 = 60500 см*.
Вследствие этого напряжение поперечного сечения на изгиб вдоль края подшипника от давления Bw составит:
£„•«4 24160-31.8.15,8 , _
= ! =-----60500------+201 «/ж».
К нему еще присоединяется равномерно распределенное по всему поперечному сечению напряжение на разрыв:
В„ 24 160 . Л
= -395-= +61
так что наивысшее напряжение на растяжение равняется:
о = о44_3» = 201 4-61 =262 KZ/c/fi, и высота рамы под подшипником является вполне достаточной.
Проверка поперечного с е че н и я /. Так как заранее нельзя установить, где находится опасное сечение, были подвергнуты исследованию три различных сечения под углами а = 16°20', 27“ и 37°, причем предположено, что излом исходит из угла в выемке подшипника и проходит в боковых стенках рамы по косой линии, в то время как сгенка выемк< подшипника разрушается вдоль горизонтальной плоскости, а лицевая стенка рамы — перпендикулярно к поверхности, так как при этом получается наименьшее сопротивление. Таким образом получаются поперечные сечения излома, у которых различна лишь величина х, что облегчает определение положения центров тяжести и моментов инерции. При этом части, имеющие дугообразн/ю форму, разложены на прямоугольники и треугольники. Поперечные сечения подвергаются сложному сопротивлению,и получают следующие напряжения:
1) па изгиб, равное оь, от момента ВК-с,
2) на разрыв, равное ое, от Ba sina,
3) на срез, равное тв, вследствие В,, -cosa.
Сумма первых двух указанных напряжений приводит к наибольшему напряжению на растяжение у внутреннего ребра выемки подшипника kt. Оно является основанием для определения условий сопротивления этою места рамы. Так как этот расчет не представляет трудности, приводим только таблицу результатов.
Поперечное сечение Наклон попе речного сече-нна « Вью) га в мм Положение центра т>.жестн У в мм Поперечное сечениа в см3 Момент инерции J в см* Напряжение на нагиб °Ь в кг/см* Напряжение на растяжение в Напряжение у ребра h 9=9ь в кг}см' Напряжение на срез в кг1см9
а • . 1бс2(У 180 147,5 291.5 25Яг0 138 28 166 118
ь. . 27° - 215 164 315,5 35 8S0 179 35 164 102
е. . 37° 275 193 351,5 57 300 123 41 164 82
88t
*—га>~' ,
Фнг. 170Э. К расчету передней части рамы фиг. 1699. М.1:20.
Весьма сложным является напряжение в месте примыкания 7//(фиг. 1699) байонетной части к направляю цей крейцкопфа. Для упрощения принято, что опасное сечение имеет приблизительно симметричную U образную ферму (фиг. 1701) и расположено перпендикулярно к оси машины. В действительности излом будет, конечно, исходить из угла вследствие сложности формы места примыкания, но может пройти по ломаной линии. Все же сделанное допущение дает ориентировочное представление для' установления ожидаемых в угле напряжений. Если рассматривать левый конец рамы в фиг. 1699, то иа поперечное сечение III действуют следующие силы:
1) растягивающая сила 7?и в вертикальной плоскости, которая, действуя на плече _У| = 16,1 см} создает соответствующий изгибаю-, щий момент;
2) части свободной силы Bw—Ро, приходящиеся на болты 1 и 2 и вызывающие напряжение на сжатие, а на плече j/2 = 3Э,8 см изгибающий момент;
3) воспринимаемые фундаментными болтами 7 и 2 слагающие силы /?, и /?3 момента трения, находящегося в равновесии с Ро-Ь. Для упрощения расчета примем, что их направление параллельно плоскости поперечного сечения III. Тогда они действуют на плечах z, и z2 на изгиб, на плече у'ч— иа кручение и, кроме того, еще иа соез.
Наибольшее напряжение на растяжение имеет место в точке а (фиг. 1701) в углублении рамы. При поперечном сечении fm=A75 см\ моменте инерции-/,=303 400 см* относительно горизонтальной и /2 = 95 140 см* относительно вертикальной оси, проходящей через центр тяжести поперечного сечения, отдельные напряжения в этой
составят: на растяжение под действием силы Bw\
= = +51 ю/сж»;
Jin 4/0 на изгиб вследствие действия B„-y,-et 24160-15,2.35,2 . .
’•Х L-----зоз«»—= + ’ т1см ’
0 _р
2а) на сжатие силой —2:
в-^°=-2^=-3’5 В_________р
26) на изгиб силой ——2:
(Я„ —3360-39,8.35,2 . , а
2 Л - -------2+03Т0б-+ 7>7 K/"‘l
точке la)
16)
Фиг. 1701. Попереч-ное сечение рамы, изображенной на фиг. 16j9. М. 1 :20.
За) на изгиб силой /?(
= + JIM0(l^+78O15j +57,2
36) н*а срез крутящего момента (/?f + 7? ) • .у,.
Д1Я воспринягня крутящего момента открытое Ц-образное поперечное сеченйе являетсй неблагоприятным. Если представить себе пэперечное сечение вытянутом в один прямоугольник, длина которого составила бы h =188 см и ширина Л =
= 2,5 см, то наибольшее напряжение приблизительно равнялось бы:
9 ’ 2.1330.39,8 ' . .
2 ‘ 2,52 • 188 36 * * * 40° Кг^СМ *
2
b* • Л
333
Этого, напряжения следует ожидать примерно на половине высоты боковых стенок, следовательно, в таком месте, где нормальные напряжения малы.
Зв) Напряжения на срез, вызываемые силами /?( и R» могут не приниматься во внимание. Из суммы напряжений, указанных под пп. 1а—За, получается наибольшее напряжение:
\ \ + % = 51 42,6 — 3,5 4- 7,7 4- 57,2 — 155 кг!см?.
У машин двойного действия, как это имеет место в рассматриваемом случае, это напряжение носит переменный характер.
В первую очередь расчет должен показать род напряжения в поперечном сече-
Фиг. 1702. К рас-счсту приливов для соединительных тяг.
нии ///. Величина напряжений в значительной мере зависит от закреплений рамы на фундаменте. Возможно, что трение, вызываемое фундаментными болтами 3—6, достаточно для передачи свободного момента Ро-Ь; тогда поперечное сечение /// совсем разгружено от моментов сил Ri и R2. Однако напряжение может быть значительно повышено, если фундаментные болты 5 и 6 недостаточно затянуты и Ро • Ь передается на фундамент только через переднюю часть рамы. Это указывает на важнре значение ножки на конце фланца: чем больше плечи, на которых свободные моменты уравновешиваются, тем меньше могут быть вызываемые ими напряжения.
Для приливов, служащих для укрепления соединительных тяг, допущено весьма небольшое напряжение на изгиб, чтобы избежать поломок. На расстоянии 75 мм от оси тяги (фиг. 1702),
при условии, что толщина стенки всюду равна 25 мм, напряжение составит:
Мь • е 3700 • 7,5
J 2
19з. is _ 143. ю 21 кг/слЛ
Переходы к фланцам для укрепления цилиндров должны быть возможно более постепенными. В раме цилиндра низкого давления вообще нет фланца, как
Фиг. 1703
Фиг. 1704. Усиленный фланец рамы для передачи больших усилий.
такового. Усилия по болтам приложены к высоким . приливам, сидящим на косом краю и служащим для того, чтобы стенки рамы работали, главным образом, на растяжение и в меньшей степени —на изгиб. Было бы неправильным вести расчет на изгиб и растяжение обычным для плоских фланцев способом, по вырезанной из рамы полоске (фиг. 1703), ибо свободному прогибу полоски препятствуют Соседние полоски и возникающие в раме сжимающие напряжения, идущие в касательном направлении. Такой расчет привел бы к значительно большему напряжению, чем оно в действительности имеет место. Определить действительные напряжения и путем расчета установить форму пр >соединения является трудным; здесь приходится положиться на чутье конструктора. Фиг. 1704 пок.зыаает форму, весьма пригодную для передачи больших усилий. Благодаря двойной стенке и радиальным ребрам или трубчатым приливам для болтов образуется очень прочное весьма жесткое кольцо, воспринимающее усилия и- передающее их на стенки рамы лищь с небольшими добавочными напряжениями.
У рамы для цилиндра высокою давления (фнг. 1698) почти плоский фланец служит лишь для перехода и опоры для обшивки цилиндра.
384
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ТРЕТЬЯ
ЦИЛИНДРЫ
I. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ЦИЛИНДРОВ. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НИМ. МАТЕРИАЛЫ
Фиг. 1705. Гидравлический аккумулятор. Цилиндр передвигается по неподвижному поршню.
Цилиндры образуют замкнутое пространство, в котором находятся в состоянии взаимодействия поршень и рабочее вещество. В двигателях рабочее вещество приводит в движение поршень, а в рабочих машинах поршень передает усилия заключенному в цилиндре веществу.
В машинах простого действия цилиндр открыт с одной стороны (фиг. 1715 и 1771). В машинах двойного действия цилиндры закрыты с двух сторон (фиг. 952 и 1742), и рабочее вещество действует попеременно то на одну, то на другую сторону поршня. В большинстве случаев цилиндры неподвижны, а поршни подвижны; реже встречается случай, когда цилиндр ходит по покоящемуся поршню, как у гидравлического аккумулятора (фиг. 1705).
Наиболее подходящей формой рабочих поверхностей, по которым двигаются поршни вследствие преимущественно прямолинейного движения последних, является круговой цилиндр. В зависимости от целей и особых условий цилиндры, равно как и принадлежащие к ним крышки, получают дальнейшее свое конструктив-ние оформление. Дальнейшее- изложение ограничиться некоторыми важными формами в главных областях их применения.
’ В этом направлении можно различать: 1) цилиндры для прессой; 2) цилиндры рабочих машин: а) корпуса насосов, б) цилиндры воздуходувок и компрессоров; 3) цилиндры машин-двигателей: а) паровых машин, б) двигателей внутреннего сгорания.
Из общих требований, предъявляемых к цилиндрам, следует отметить:
1. Достаточное сопротивление рабочим давлениям при часто встречающихся высоких температурах. Нередко происходит значительное повышение нормального или допущенного при расчете давления благо
даря наличию воздушных мешков или позднему закрытию клапанов в насосах вследствие водяных ударов в паровых машинах или раннего зажигания в двигателях внутреннего сгорания. Благоприятными в этом отношении наряду с упомянутыми цилиндрическими .формами являются сферические и конические поверхности. Плоскости, напротив, оказывают меиьшее сопротивление и применение нх связано с большим расходом материала. Особое внимание необходимо уделять плавности переходов между отдельными частями стенок.
2. Непроницаемость как для рабочих веществ, заключенных внутри цилиндра, так равно и для некоторых нагревательных или охлаждающих веществ, действующих на наружные его стенки. Для этого прежде всего требуется плотный материал. Поэтому при отливке цилиндров необходимо устройство больших
25 1‘ с ти е р. Детали машин, т. II.
385
прибылей. Стыки между двумя частями также должны быть вполне плотными, если они подвержены внутреннему или наружному давлению. Это достигается зачеканиванием, запаиванием или сваркой, если не требуется, чтобы соединение было разъемным, в противном же случае—пришлифовкой или путем прокладки особых уплотняющих материалов. Для испытания на прочность и плотность полость исследуемого изделия наполняют водой и подвергают пробному давлению, превышающему рабочее давление по меньшей мере- на несколько атмосфер. Для данной цели можно пользоваться предписанными для трубопроводов пробными давлениями по DIM 2401 1 (табл. 84, гл. 8). Если испытуемое изделие удовлетворяет условию плотности, то по остановке насоса давление не должно понижаться.
3. Уплотнение движущегося в цилиндре поршня. Оно осуществляется большей частью особыми набивками или прокладками, устанавливаемыми либо в цилиндрах в виде сальников поршней или поршневых штоков (фиг. 1714 и 952), либо также на поршнях (фиг. 1715) (см. гл. 13). Особо высокие требования в отношении точности выполнения предъявляются к поршням в тех случаях, когда они работают в цилиндрах без набивки и должны быть тщательно уплотнены.
4. Правильное конструктивное оформление с точки зрения изготовления. В тех случаях, когда благодаря присоединению частей распределительного механизма форма цилиндров получается сложной, следует при кон-.струированни предусмотреть возможность легкой формовки стержней, хорошей оперы и вентиляции широкими каналами, а также обеспечить отливку от образования внутренних напряжений, раковин и трещин. Брак сложных отливок, имеющих часто значительный вес, причиняет большие расходы и потери. Вообще следует стремиться к возможно более простым, солидным и жестким формам. Ребра представляют собой большей частью сомнительное и ненадежное средство усиления, однако, не всегда можно без них обойтись.
5. Возможность легкой и простой обработки. Хорошее уплотнение и ничем не нарушаемое движение поршня в цилиндре требуют точной обработки не только самой рабочей поверхности, йо также и поверхностей, примыкающих к раме и к направляющим передаточного механизма. Обработка должна производиться на солидных станках с надежным направлением для инструмента во избежание неточностей обработки из-за его сотрясений или вибраций. Обработка иа специальных цилиндро-сверлильных и шлифовальных станках требует устройства в днищах цилиндров широких отверстий для прохода сквозных толстых оправок (фиг. 230 и 1742), что должно быть учтено уже при проектировании.
Часто можно значительно упростить обработку и ограничить отнимающую время и дорого стоящую установку и выверку инструментов или обрабатываемых предметов путем устройства рабочих поверхностей на одинаковой высоте или расположением различных частей на одной оси. Так, на фиг. 1745 кбнцевые поверхности патрубков для клапанов и фланцы для впускной и выпускной трубы на нижней поверхности цилиндра расположены в одной плоскости, для того чтобы их можно было одновременно обстрогать; на фиг. 1755 головки для впускных и выпускных клапанов находятся на одной и той же осн, что позволяет расточить их сквозной оправкой.
6. Полный учет условий работы. Условия работы, в особенности при высоких температурах, часто весьма трудны н сложны. Наряду с напряжениями, вызываемыми внутренними и внешними усилиями, возникают часто значительные Напряжения от нагревания. Сдедует тщательно учитывать упругие деформации и расширение вследствие нагрева и их влияние как на самый цилиндр, так и на примыкающие трубопроводы, распределительный механизм и т. п. Нельзя также пренебрегать и добавочными напряжениями, создаваемыми другими частями, например, неупругими трубопроводами, нередко являющимися причиной искривления цилиндров и даже поломок патрубков, фланцев и т. п. Весьма важным является постоянное исправное состояние рабочих поверхностей, подвергающихся сильному напряжению при больших скоростях поршни и высокой температуре; в целях хорошего
* Или ОСТ 739.
3&i
уплотнения рабочие поверхности должны оставаться в исправности, износ их допускается лишь весьма небольшой. Поэтому следует уделять особое внимание выбору подходящего материала для вставляемых в цилиндр втулок или всей отливки, надлежащей конструкции смазки и устранению загрязнения рабочих веществ. Разработанные цилиндры после смены поршневых колец остаются долгое время очень неплотными, так как точно по цилиндру обточенные кольца не прилегают к рабочей поверхности и часто пришлифовываются к ней лишь после сильного износа. Помочь здесь может только новая расточка цилиндра, что, конечно, необходимо иметь в виду при выборе толщины стенки.
В качестве материала для цилиндров часто весьма сложной формы следует в первую очередь указать на такие, которые допускают отливку. Наиболее подходящим материалом является чугун, который легко отливается и обрабатывается и весьма пригоден для скользящего движения поршня даже при больших скоростях н высоких температурах. Он должен быть прочным и плотным, а ради уменьшения износа — тверже материала, из которого сделаны двигающиеся в цилиндре поршневые кольца или поршни. Если сопротивление чугуна недостаточно, то выбирают стальное литье и, наконец, при очень высоких требованиях к материалу или когда необходимо значительно снизить вес, — кованую сталь. В последнем случае необходимо прн конструировании иметь в виду, что необходимые полые пространства обычно вытачиваются из сплошного металла и лишь в редких случаях могут быть' предварительно откованы. Однако применение всех вязких материалов при высокой температуре представляет трудности благодаря тому, что при скользящем движении , поршня они икеют наклонность к заеданию. Когда применению черных металлов препятствуют причины химического свойства, то применяют латунь и литую или ковкую бронзу. Ввиду малого удельного веса, а также большой теплопроводности, в последнее время для цилиндров применяются легкие металлы, в особенности сплавы алюминия, в цилиндры же вставляются тонкие чугунные втулки.
II. ЦИЛИНДРЫ ДЛЯ ПРЕССОВ
1. Конструктивное оформление
Цилиндры прессов служат для получения давлений в гидравлических прессах всякого рода, гидравлических подъемниках и т. п. Ввиду высокого напряжения, испытываемого от рабочего давления, желательно, чтобы цилиндры имели простую форму, что в этих случаях большей частью легко достижимо, так как для подвода рабочих веществ требуется лишь небольшое поперечное сечение трубы, а распределение может быть выполнено отдельно. Цилиндр по большей части служит одновременно и направляющей для поршня; он делается в виде цилиндра простого действия (фиг. 1715), открытого с одной стороны или с двух сторон для прохода шпинделя во время обработки расточкой или шлифовкой (фиг. 1709), либо в виде цилиндра двойного действия, закрытого с двух сторон (фиг. 952). Особое внимание необходимо уделить возникающим деформациям и побочным влияниям. Так, например, цилиндр (фиг. 1706 и 934) вследствие изгибающего момента, возникающего во время работы в соединительных стойках нажимной плиты, перестает быть круглым, что может привести к защемлению поршня. В этом ртно-шении весьма чувствительны пришлифованные поршни; их пригоняют поэтому к цилиндрам, подобным изображенным на фиг. 935, в которых совершенно устранено действие изгибающего момента, воспринимаемого особой опорной плитой. Днищам открытых с одной стороны цилиндров прессов, поскольку оии не могут быть разгружены от рабочего давления при помощи подпоры снизу (фиг. 60), лучше всего придавать шарообразные формы. Плоские формы ие только создают неблагоприятные условия сопротивления, но так&е подвержены высоким дополнительным напряжениям в местах присоединения или переходов вследствие концентрации напряжений. Так, например, сломался чугунный цилиндр одного из примененных на постройке моста „Britania* гидравлических домкратов с подъемной силой в 1160 т (фиг. 173), у которого лишь слегка выпуклое и под резким переходом присоединенное днище отскочило по отмеченной линии. Новый же цилиндр с сильно выпуклым днищем,
25* 3S3
имеющим форму, вычерченную пунктиром, устоял. Даже уступы а (фиг. 1707 и 1708), получающиеся при обработке рабочей поверхности для направляющей поршня или
при выключении инструмента во время расточки цилиндра, являются опасными при высоких давлениях, так что их следует избегать. Иногда бывает целесообразно
отделять днище от стенки цилиндра и присоединять его особо (фиг. 1709).
Надежное и безопасное, в смысле заедания, направление поршня простого действия в цилиндре требует прежде всего центрального действия внешней силы и наличия малой игры в радиальном направлении. Полезно устраивать точку приложения силы глубоко в поршне (фиг. 1709). В качестве минимального размера для действительной длины направляющей L в крайнем положении поршня следует
принять его диаметр, т. е. L = d. Большие боко-
Фиг, 1706. 100-тонный пресс (цилиндр, см. фиг. 934).
вые усилия безусловно следует воспринимать особыми направляющими, непосредственно в месте приложения этих сил.
Подвод нагнетаемого вещества (жидкости) лучше всего устраивать в наивысшей точке пространства для того, чтобы всплывающая грязь могла быть смыта и удалена от направляющей поршня и чтобы избежать образования воздушных мешков, хотя воздух тем не менее засасывается жидкостью при высоких да-
Фиг. 1707—1708. Цилиндры прессов со слишком острыми переходами у днища.
Фиг. 17J9. Цилиндр пресса с от. дельным днищем и глубоко ле‘> жащей точкой приложения силы.
влениях. В длинных направляющих во избежание образования бороздок имеющимися в жидкости твердыми примесями рекомендуется делать несколько канавок, которые могут быть использованы и для распределения см. зочных материалов.
Для цилиндров прессов большей частью применяется вертикальная отливка. При этом установка отливки в форме днищем вверх или вниз зависит от условий формовки, а также от того, какая часть должна быть плотнее и прочнее для противодействия напряжениям от внешних сил или от рабочего давления. При толстых стенках труднее достигнуть отливки, равномерной и свободной от внутренних напряжений. Особого внимания при конструировании требуют цилиндры из стального литья с толстыми стенками; о надлежащей форме сложных частей рекомендуется сговариваться предварительно с поставщиком.
2. Расчет цилиндров прессов .
Цилиндры прессов с круговым поперечным сечением могут рассматриваться как трубы. При толщине стенки $, небольшой по сравнению с внутренним диаметром d(, напряжение на растяжение в касательном направлении можно рассчитать довольно точно по формуле:
a
• 2s >
В88
откуда толщина стенки
® = (478)
где С—прибавка, учитывающая неравномерности в толщине степкй, возникающие при изготовлении, например, при отливке вследствие смещения шишки.
Предположенное при этом равномерное распределение напряжений в стенке приводит у толстостенных цилиндров к значительной недооценке действительных напряжений, что вынуждает прибегать к следующим более точным формулам.
У цилиндров, открытых с обеих сторон или имеющих такую опору, при которой стенка разгружена от давления на днище (фиг. 60 и 1714), при внутреннем радиусе г{ и наружном г„
наибольшее напряжение на растяжение:
а =ew+w «шах * Гва—Г* * наибольшее напряжение на срез: ' г а
(479а)
(479b)
Оба напряжения возникают у внутренней поверхности.
У цилиндров; стенки которых одновременно должны воспринимать и давление на днище, т. е. подвержены и продольным напряжениям (фиг. 58), имеем:
0,4г а -I- 1,3г 2
г*— Г/ ’
т« Pi -2__«3*
r а ’ i
(480а)
(480b)
В любом месте на расстоянии г от оси имеет место напряжение на растяжение: в цилиндре без днища
’.=а(0,7^+^.1,3^), (481а)
в цилиндре с днищем (г .2 1 г 2 • г 2 \
<’•‘^+^'.3^). (481b)
На фиг. 1715 показано распределение напряжений на растяжение, действующих в касательном направлении в сравнении со средним напряжением, вычерченным пунктиром.
При допускаемом напряжении k, и заданном внутреннем радиусе rt можно рассчитать наружный радиус по формулам:
в случае, когда цилиндр не подвержен действию продольных напряжений
r.-r,/A±ffiZ+C, (482а)
г Л,—1,3а
и в случае, когда давление на днище вызывает продольные напряжения:
г/ = rt1/ Л.~г°.4А с.
(482b)
Если давления возрастают постепенно, а не возникают под действием удара и если цилиндры имеют простую форму, то допускаемые напряжения на растяжение могут быть выбраны довольно высокими:
для чугуна............ 400— 750 кг)см1 для стального литья . . 1000—1500 кг/см*
. бронзы............ 300— 600 „ „ „ литой стали мягкой . 1000—1800 „ м
. фосфористой бронзы 500—1000 . , , литой стали........ 1000—2000 „ ,
389
В цилиндрах, предназначенных для очень высоких давлений при прессовании по способу Губера, напряжения доходят до 4000 «г/см2.
Если даны давление н4 поршень Р и допускаемое напряжение k, и если можно выбрать ^ = 0,36, то цилиндры будут иметь следующий наименьший наружный радиус: у цилиндра, открытого с двух сторон, г„ = 1,54гЛ у цилиндра с днищем— г„=1,47гс Эти соотношения можно получить из формул (479а) и (480а), если ввести в них Р = ы?-р( и определить наименьшее значение га в зависимости- от rt путем приравнивания соответствующей производной нулю.
Крюгер [XXIII, 1] произвел измерения напряжений в пустотелых цилиндрах с толстыми стенками, определяя с помощью зеркального аппарата Мартенса деформации концентрических зон у колец из мягкой литой стали, стального литья и чугуна. На фиг. 1710 нанесены касательные напряжения в кольце из
зге*-
го»
tSDQ
(500
W2 ат чвапГ
г
|«ЙИ
(ООО
Фиг. 1710. Распределение напряжений в кольце из мягкой литой стали с внутренним диаметром 90 лл и наружным 320 мм при нагрузке внутренним давлением (по Крюгеру).
'гобаат
0 2 9 6 3}
---*1»
Фиг. 1711, Кривая напряжений и удлинений литой стали кольца фиг. 1710.
литой стали счвнутренним диаметром 90 мм и наружным 320 мм, возникающие при показанных на фигуре давлениях. Напряжения отложены на ординатах, а расстояния от оси кольца — на абсциссах. Эти измерения показали, что формула (479а) при вязких материалах дает значения, отвечающие действительности с точностью до 0,&°/о> пока не превзойден предел текучести F материала (см. фиг. 1711, на которой приведена диаграмма, полученная при. испытании материала данного опыта на растяжение н разрыв). При внутреннем давлении в 1048 ат напряжение прохо-' дит по линии 1 (фиг. 1710). Если предел текучести — сперва во внутренних зонах— превзойден, то там устанавливается напряжение, соответствующее ннжнему пределу текучести. Оно падает лишь в дальнейших наружных зонах, как показывают линии 2 для 1452 ат и 3— для 1864 ат давления. Однако внутренние зоны получили при этом остающиеся деформации, которые при разгрузке не исчезают, так что кольцо даже в разгруженном состоянии остается под напряжением и подобно цилиндру, усиленному несколькими стяжными кольцами (см. ниже), находится внутри под действием напряжения на сжатие, а снаружи на растяжение, согласно линиям 2' и S'. После этого кольцо без дальнейших остающихся деформаций может выдержать давление той величины, которая впервые привела его к этому состоянию, следовательно, стала обладать большей способностью к сопротивлению. Более высокие давления приводят к распределению напряжений во внутренних зонах, которое Соот-
юо
ветствует поднимающейся части кривой GH (фиг. 1711). Так, при 2560 ат имеем линию 4, при разгрузке — 4'(фиг. 1710). Испытуемое кольцо из мягкой литой стали нельзя было довести до разрыва, так как один из кожаных воротников, служивших для уплотнения внутреннего пространства, не выдержал давления 3800 ат.
Кольцо из стального литья показало подобный же результат. У чугунного кольца распределение напряжений было несколько более равномерным, чем это можно было ожидать на основании теоретического расчета, что следует приписать возрастающему с напряжением удлинению чугуна. Чугунные цилиндры также находятся под напряжением после разгрузки от высоких давлений, вызвавших остающиеся деформации внутренних зон.
Опытами над чугунными пустотелыми цилиндрами [XXIII, 3] Б а х установил, что в момент разрыва напряжения были ниже временного сопротивления материала разрыву. Цилиндр с внутренним диаметром df = 506 мм и толщиной стенки s = 20 мм разорвался вдоль оболочки при/>,= 100 ат внутреннего давления. По формуле (478) среднее напряжение на растяжение составляет:
dt • pt 50,6 • 100 ___
°. = = = 1265 кг!см<
наибольшее напряжение на внутренней поверхности по точной формуле (480а) о =1347 кг/см?, в то время как три плоских бруска, вырезанные с литейной кор-гтах
кой непосредственно возле места разрыва, показали сопротивление разрыву, равное в среднем 1760 кг! см2, а три кругом обработанных круглых бруска—1751 кг/см2. По сравнению с плоскими брусками напряжение, вычисленное по первой формуле, на 495 кг! см!1 или на 28°/0 ниже — разница, которую Бах приписывает отклонениям испытуемых тел от точных круговых цилиндров, напряжениям при отливке и влиянию хрупкой наружной корки на внутренние слои отливки. В других случаях разница доходила даже до 30 - 50°/о.
Противоположно описанному вело себя испытанное Крюгером [ХХШ, 1| обработанное кругом кольцо сочень толстыми стенками из высококачественного чугуна с небольшим коэфициентом удлинения; при тех же размерах, что и сделанное из литой стали (фнг. 1710), оно оказалось более прочным и разорвалось при внутреннем давлении 1699 ат. Формула (479а) дает наибольшее напряжение, равное*.
0,7 >724-1,3 г* 1СПП 0,7-4,521,3-163
°, = Pi ~~ 1699 TeS-Чгм = 2500 kz см?, «шах Г2в — г\ 16а — 4,52 ’
в то время как опыты над растяжением трех пробных брусков, вырезанных из кольца параллельно продольной его оси, показали сопротивление чугуна в среднем 2200 кг/см2. Начальное значение коэфициента растяжения металла составляло
”=75^000 см'1кг-
Как установил Бах дополнительно к описанным выше опытам [XXIII, 3], усиление цилиндров наружными продольными и поперечными ребрами приводило к увеличению жесткости корпуса, который подвергался меньшей деформации от внутреннего давления. Однако они повышали сопротивляемость .внутреннему давлению не в той степени, которая соответствовала бы применению большего количества материала. Это является подтверждением общего опытного положения о том, что применение чугунных ребер, работающих на растяжение, нецелесообразно.
Пример 1. Требуется сконструировать цилиндр и поршень к 100-zn прессу для испытания материалов (фиг. 1706): Пресс состоит из цилиндра, стоящего на фундаменте, и Поперечины, которую можно переставлять вдоль двух соединительных стоек на различную высоту над поршнем, чтобы иметь возможность подвергать испытанию образцы различной длины. Рабочее давление />, = 200 а/п; материал— чугун; ход поршня 130 мм. Следует обратить внимание на хорошее направление поршня. Отверстия для укрепления стоек должны быть отлиты вместе с цилиндром.
391
Диаметр поршня D получаем из формулы: •
^О2^^ = 1В00£ = 500 cm* D= 25,2 см.
Исходя из того, что трение в манжетах и поршень обратного хода отнимают часть давления, принято 0 = 260 мм.
Напряжение от внутреннего давления. При k, = 600 кг/смг по формуле (482а) — эта формула выбрана потому, что не следует рассчитывать, что верхняя часть цилиндра подвержена сколько-нибудь значительным Продольным усилиям, так как она составляет одно целое с воспринимающими усилия приливами для стоек, — получаем: >
г = гЛ/ *. + 0.7Л_131/ 600 + 0,7 - 200 _
° V k,— ],3p( 13|/ 600—1,3 * 200 19,
То же значение получается при помощи кривой bb (фиг. 59), которая при
Л.-_600_-30
р, ~ 200 — 3,0
требует соотношения:
О_ = 1,47 г,-
или га = 1,47 • 13= 19,2 см.
Взято для наружного диаметра 380 мм или для толщины стенки 60 мм. В действительности условие нагрузки более благоприятно, чем принято при расчете, так как даже в наивысшем положении поршня лишь часть стенки находится под рабочим давлением, ибо уплотнение с помощью кожаной манжеты устроено у нижнего края поршня (фиг. 934). С другой стороны, в плоскости АВ (фиг. 17С6) цилиндр испытывает напряжение на изгиб от дейстйия усилий по стойкам. По этой причине он был усилен в этом месте до 70 Лм, что соответствует наружному диаметру в 400 мм. Благодаря этому напряжений цилиндра от внутреннего давления снижается, конечно, в незначительной степени; при
умеем по кривой bb (фиг. 59):
-^ = 2,77 и а, = 200- 2,77 = 554 кг!см\
Проверочный расчет сферического днища является излишним, так как по соображениям литья, как ниже будет показано, оно должно иметь ту же толщину, что и цилиндр.
Если бы требовалось, чтобы поршень имел надежное направление вдоль своей наружной поверхности, то он должен был бы иметь большую длину, что усложнило и удорожило бы цилиндр. Кроме того, вследствие изгибающего момента, которому подвержен цилиндр из-за усилий по стойкам, хорошо пригнанный поршень легко мог подвергнуться заеданию. Вследствие этого был устроен особый направляющий шток диаметром в 80 мм (фиг. 934), передвигающийся плотно по направляющему цилиндру, помещенному высоко в поршне, и одновременно служащий для устройства приспособления для обратного хода. Для того чтобы рабочее давление передавалось и на шток, сделаны отверстия CDEF и канавка N. При наивысшем подъеме в 130 мм шток имеет еще направление длиной L = 115 мм, так что отношение
L _ 115 , .. d ~ 80 1,44
является достаточно большим.
392
Главный поршень от рабочего давления испытывает напряжение в 590 кг/см*. В среднем у него
г, = 87,5 мм, гв = 130 мм,
следовательно,
г. 13
г{ 8,75
= 1,487,
а по кривой ЬЬ (фиг. 59) -^- = 2,95 или
аа = 200 • 2,95 = 590 кг! см*.
Напряжение цилиндра на изгиб от усилий по стойкам определяется приблизительно, как показано на фиг. 1712. Дзйствительное поперечное сечение, показанное пунктиром, заменено здесь прямолинейным, вычерченным сплошными линиями сечением с плоским днищем, направляющая часть цилиндра не принята во внимание, так как она весьма незначительно увеличивает сопротивление изгибу. При этом расстояние центра тяжести х от ннжнего края составит
_ 40 • 38,5 • 19,25 + 3 - 5 - 2,5—26 - 25,5 • 25,75 - 8 - 4 • 11 - 3,5 • 3,5 • 7,25 — 33 5,5 -2,7а
Х 40-38,5-1-3.5—26-25,5 —8-4 —3,5-3,5-33.5,5 - !7,5 С.и,
а момент инерции по отношению к горизонтальной оси; проходящей через центр тяжести:
J= 40 -^38,53 + 40.38 5 1752 3^8 +3 5 Д52_ 2^25,53 _ 26 _
—-^р-—8 4 • 6,53— Э»5’3,-2!_ з,5 . зэ5 . Ю,25г—33 ’ 5’-—33 • 5,5 • 14,752=75640 см*.
Если рассматривать цилиндр как балку на двух опорах, нагруженную сосредоточенной силой Р, то наибольшее напряжение на растяжение вдоль нижней поверхности цилиндра, при расстоянии между , стойками с = 500 мм, составит: р!с-х 100000-50-17,5 ооп „ —тт— = ~—j—--------------------------= 289 кг см*-,
4/ 4 • 75 640 ‘
наибольшее напряжение на сжатие вдоль верхней ности:
P-c-(h- х) 100000-50(38,5 — 17,5) If —----—------=---------1—„Г ,Г.----—
поверх
кг/см9.
— О,
4-75 640
Для хорошего чугуна эти напряжения даже личии добавочного напряжения от внутреннего давления допустимы, потому что, как уже было указано выше, действие давления жидкости ограничивается средними зонами цилиндра, где напряжения от изгиба низки.
Устроенный в направляющем штоке поршень для обратного хода действует давлением р; = 200 ат в кольцевом пространстве с диаметрами rf, = 35 мм и d2 = = 24 мм (фнг. 934, справа вверху) и вызывает, следовательно, усилие обратного хода:
4J
при на- . „
г Фиг. 1712. К расчету цилин-
дра фиг. 934 на изгиб. М. 1:10.
P = -J- (<а —= (3,52— 2,42) • 200= 1020 кг.
Назначением этого приспособления является — заставить поршень опуститься, когда в главном цилиндре спуск воды открыт; оно должно, следовательно, преодолеть трение поршня, а в особенности манжет, и поставить жидкость в главном пространстве под действие давления, необходимого для истечения.
По формуле (252), если взять /?о=0 и |i=0,1, трение в обоих манжетах поршня обратного хода составит:
(к • d, -J- к • </,) • b • р • и = (гс • 3,-5 4- гс • 2,4) 1 • 200 • 0,1 = 370 кг,
393
а у главного поршня при 1,5 ат внутреннего давления:
« • D • b • р • р. = к • 26 • 2,5 • 1,5 • 0,1 = 30,6 кг,
вместе — около 400 кг. '
Таким образом для получения давления жидкости имеется усилие Р' = 1020 — 400 = 620 кг, что вызывает удельное давление
Фиг. 1713. Неправильная с точки зрения техники литья конструкция цилиндра фиг. 931.
— 26*
4 4
это является вполне достаточным.
Конструктивная форма цилиндра была принята, исходя из отливки его в перевернутом положении, что имеет целью облегчить формовку основной плиты и сделать возможным насадку посредине днища прибыли диаметром в 140 мм, чтобы обеспечить плотность отливки. Днище было сделано той же толщины, что самый цилиндр, следовательно, толще, чем оно могло быть на основании расчета на прочность. Это сделано для того, чтобы днище при отливке не могло остыть раньше стенок и не образовалось усадочных раковии в месте перехода в стенку цилиндра (фиг. 1713).
- 3. Усиление цилиндров прессов
На основании формул (482а) и (482b) пределом применения простых цилиндров, поскольку определенное напряжение kt не должно быть превзойдено, является ke = l,3pt, так как знаменатель нод корнем в этом случае равен нулю, и, следова-вельно, толщина стенки получается бесконечно большой. Если взять наибольшее 750 из приведенных на стр. 389 значений для ke, то для чугуна предел при р( = -—^- =
1800
= 577 ат, для мягкой литой стали при pt = . ,, = 1380 ат. Уже при приближении к этим давлениям получается очень большая толщина стенок и весьма плохое использование материала.
Для выдерживания бблыпих давлений применяются равличные способы. Способ, указанный Крюгером, заключающийся в том, чтобы довести напряжение во внутренних слоях стенок цилиндра до предела текучести и тем повысить их сопротивление, был уже успешно использован при изготовлении австрийских бронзовых пушек капитана Ухациуса; при помощи проталкивания оправки дула сперва растягивались, а затем уже рассверливались. О применении этого способа к цилиндрам прессов автору неизвестно.
а) Цилиндры конструкции Губера,
Укажем сначала на новое предложение Губера [ХХШ, 2], по которому цилиндр пресса окружают оболочкой с зазором в несколько миллиметров (фиг. 1714). Здесь и в дальнейшем обозначения, относящиеся к цилиндрам, помечены цифрой 1, а относящиеся к оболочке — цифрой 2. В промежуточном пространстве создают давление q < pt, сжимающее внутренний цилиндр и уменьшающее высокие напряжения на растяжение, вызываемые рабочим давлением р(. На расстоянии г от оси вследствие действия давления q возникает напряжение:
= 0.7 + 1,. (4Й)
а у внутренней поверхности:
шах = -?Ч , • (484)
3)4 -
Конструкция предусматривает, чтобы оба давления возникали одновременно во всех местах. Поэтому уплотнение собственно цилиндра должно быть расположено на той же высоте, что и в промежуточном пространстве (фиг. 1714), и не должно быть устроено у нижнего конца поршня. Иначе части цилиндра выше этого уплотнения не были бы подвержены никакому внутреннему давлению, а лишь высокому внешнему давлению, и в них получились бы чрезмерные напряжения.
Конструкция уплотнения оболочки очень проста и может быть осуществлена резиновым шнуром; напротив, снизить давление с pt до q ат трудно; это осуществляется при помощи особого редукционного устройства.
Пример 2. Цилиндр с днищем, имеющий внутренний диаметр 2г, = 300 жж, из стального литья, прн внутреннем давлении р, = 800 ат и допускаемом напряжении А, = 1500 кг/см*, должен был бы иметь наружный радиус (482b):
1500 + 0,4 • 800 „по
1500-1,3 - 800 — 29,8 СМ'
• 1 И Л,—1,3₽< или толщину стенки в 14,8 см.
Если цилиндр имеет такую опору, что в стенках не возникает напряжений, или если он сделан без днища, то его наружный радиус несколько больше:
продольных получается
= 15
•800 0
. 800 — 31’8
(фиг. 1715). Если желательно разделить цилиндр по способу Губера, • '
мулам (479) и (484) можно вывести формулу для расчета внутреннего цилиндра;
однако, она довольно сложна. Проще использовать для этого кривые фиг. 59. Примем давление в промежуточном пространстве 0 = 0,4^ и допускаемое напряжение у
то во фор-
SU
Фиг. 1714. Цилиндр пресса для 800 ат рабочего давления с пониженным давлением в промежуточном пространстве (по Губеру). М. 1:15.
мо*-
лаоктм^.
внутренней поверхности цилиндра также равным 1500 кг/см*. Напряжение вследствие внутреннего давления pt при любых отношениях — может быть получено по кривой bb (фиг. 59). Для определенна! ж-
ного значения — обозначим П,
ординату через Ь. Под действием внешнего давления 0 = О,4д. напряжение умень-
в
шлется ия О 4 соответствую- фиг-1715- Цилиндр пресса со сплош-шается на и,4 соответствую- ными мми 80о ат рабочего щей ординаты с кривой сс ......
(фиг. 59). Если взять Ъ — 0,4с
зависимости от отношения—, то получим точку кривой
давления. М. 1:15. .
и отложить это значение
(фиг. 1716). На последней находим для заданного отношения:
— = — = 1,368,
р( 800 n,
а отсюда га,= 1,368-15 = 20,5 см.
По отношении* к наружной поверхности цилиндра оболочка сделана с зазором в 3 мм в радиальном направлении, так что ее внутренний радиус г<, = 20,8 см. При том же допускаемом напряжении, которое принято было выше, и при давлении 0 = 0,4^ = 320 ат получим: ^__1500_ q ~ 320
= 1,262; ra> = 1,262 - 20,8 = 26,3 см.
395
Таким образом цилиндр конструкции Губера выходит более легким, чем цилиндр со сплошными стенками; он требует для цилиндрических стенок лишь 57°/о того количества материала, которое необходимо для сплошного цилиндра.
Другое предложение Губера заключается в том, чтобы снижать ступенями не давление, а поверхности давления тем, что полное внутреннее давление pt заставляют действовать в закрытой спиральной трубе, которая лежит в щели между обоими цилиндрами, повсюду прилегая к ним. (См. фиг. 1717, изображающую цилиндр для очень высоких давлений, в котором Губер применил спиральную трубу наряду с усилением цилиндра посредством стяжных колец.) Распределение напряжений, по крайней мере на некотором расстоянии от трубы, такое же, как и указанное выше. Преимущество обеих описанных конструкций заключается в том, что напряжения, возникающие во время работы от давле-
ния в пространстве между цилиндром и оболочкой или в спиральной трубе, исчезают при разгрузке, в то время как последующие способы усиления цилиндров обусло-
Н>|ч г
^>иг. 1716. Вспомогательная кривая для расчета цилиндра фиг. 1714.
b-Ofic
Фиг. 1717. Цилиндр пресса с понижающимися ступенями поверхностями давления (по Губеру).
вливают сохранение напряжений в разгруженном состоянии.
б) Усиление посредством стягивания оболочками или кольцами
Чаще всего цилиндры прессов усиливают стяжными оболочками или кольцами. Внутренний диаметр последних делают меньше наружного диаметра цилиндра на величину натяга z. Оболочки и кольца надевают в нагретом состоянии; вследствие
Фиг. 1718. Цилиндр, усиленный стяжным кольцом. Распределение напряжений вненагружеином состоянии.
Фиг. 1719. Цилиндр, усиленный стяжным кольцом. Распределение напряжений во время работы.
стягивания при охлаждении они. находятся под напряжениями на растяжение в касательном направлении. Во внутреннем цилиндре, который подобно описанным выше цилиндрам подвержен внешнему давлению, возникают напряжения на сжатие. Эти напряжения существуют и при нерабочем состоянии цилиндра; во время же работы они воспринимают давление сжимаемой жидкости, чем уменьшают напряжения на растяжение.
Изложенный ниже графо-аналитический способ определения толщины стенок имеет преимущество большей наглядности па сравнению с чистым ана-
литическим.
Кривые DE и FG на фиг. 1718 изображают распределение вызванных стяжным кольцом нормальных напряжений, действующих в касательном к окружности направлении. Пусть а0 обозначает наибольшее напряжение на сжатие у внутренней поверхности цилиндра, а с0>—то же, на растяжение у внутренней поверхности оболочки. Площади /, и /2, ограничиваемые кривыми напряжений и основной линией АС, равны лишь приблизительно, потому что примененные формулы дают не нормальные напряжения, действующие в касательном направлении, а натяжения, создающиеся
396
в стенках вследствие уменьшения поперечного сечения под действием радиальных и продольных напряжений.
Если затем цилиндр подвержен действующему изнутри рабочему давлению pit то обе стенки можно рассматривать как одно целое. Согласно формуле (481а), р, Вызывает напряжения соответственно пунктирной кривой HJ (фиг. 1719) с максимальным значением о/ у внутренней поверхности цилиндра; вследствие действующих на цилиндр давлений стяжек эти напряжения уменьшаются на величину ординат кривой DE, и в результате получится кривая KL, в оболочке же они увеличиваются ординатами кривой FG и изобразятся кривой MN, так что кривая напряжений во время работы может быть обозначена ломаной линией KLMN. Наибольшими возникающими напряжениями будут Д/С=а4 в цилиндре нВМ = ^ в стягивающей оболочке. При этом имеем,-что V = °,•+°о и чт0 расположенная под линией HJ площадь HOLK=fi. примерно равна расположенной над ней площади MNJO=f2. Если напряжения в цилиндре и в оболочке во время работы должны быть равны, следовательно, af=<\, то положение разделяющего их стыка приблизительно определяется из формулы:
— = — или г = 1/ г. -г . (485)
Я ®1 I/ 4 '
'h »4 *
Приведенные выше три условия являются основанием для проектирования цилиндров, усиление которых должно быть осуществлено при помощи надетых в нагретом состоянии колец или оболочек.
Допустим сначала, что цилиндр и оболочка сделаны из одного и того же материала и подвержены во время работы одинаковым напряжениям о1 =oi . Если рабочее давление />,. и внутренний радиус цилиндра rf даны, то, выбирая на-глаз напряжение о0, вычисляют наружный радиус оболочки га , исходя из равенства а/ = of H-Oq., и вычерчивают кривую напряжений HOJ (фиг. 1720). Формула (485)' определяет тогда положение стыка в цилиндре. Если теперь отложить напряжения, возникающие во время работы, а именно =г = АК и <з.=ВМ и сперва на-глаз кривые KL и MN, то в зависимости от того, равны ли приблизительно площади и /2, легко-можно установить, правильно ли выбрано предварительное напряжение о0 и в каком направлении, если требуется, оно должно быть изменено. Наконец, по формуле (484), зная а0, получаем давление стягивания:
о
= (486)
что дает основания для точного расчета всего цилиндра. Впрочем, характер кривых DE и KL (фиг. 1719) можно точно установить путем определения давления:
°о Га — Г1
<h = ~'- " > *'> (487)
2 Г, а.
которое должно действовать на наружную поверхность оболочки, если предварительное напряжение должно составить aOj, и вычислить по кривую DE.
Грим'гр 3. Стальной литой цилиндр примера 2 (стр. 395), разгруженный от давления на днище, с внутренним диаметром 2^ = 300 мм, должен быть сконструирован для работы под давлением р, = 800 ат, будучи усилен оболочкой из литой стали при напряжении о,. = о{ =1500 кг/см2 (фиг. 1720).
Положим а0 =500 кг/см2. На основании а/ = а^ = 1500500 = 2000 кг! см2
<з' 2000 ' _ „ „ ,, ., СГ1,
и — = о = 2,5 имеем по кривой bb (фиг. 59): pt 800 *
Г-°* = 1,64; г = 1,64 • 15 = 24,6 см. г. а’
ЭД 7
Положение разделяющего стыка получаем по формуле:
ra, = • гв == 1^15-24,6= 19,2 см.
Чтобы вычертить кривую напряжения, достаточна определить последнее по формуле (481а) для расстояний от оси
г ... 18 21 24,6 ем,
чй. . .1481 1175 948 KzjcM2.
Таким образом определяем линию HOJ (фиг. 1720).
Откладывая у внутренних поверхностей цилиндра и оболочки значения
== 1500 кг[см\ тотчас же видим, что площади /, и /2 получатся различимым на величине и что предварительное напряжение выбрано слишком высоким, так мам оче* видно, что Л >/а-
Берем: = 350 кг!см2.
0/ = a. 4-a0i =1500-j-350 = 1850 кг/си« (фиг. 1721);
а/ 1850 га
A=-806“ = 2’31;/’=1’72: '•а, = 1.72.15 = 25,8 см.
Фиг. 1720. К расчету цилиндра со стягивающей оболочкой. М. 1:15.
Фиг. 1721. Цилиндр иа 800 ат Фиг. 1722 Чугунный цилиндр иа 800 ат рабочего давления, усилен- рабочего давления, усиленный стягиваю-ный стягивающей оболочкой. щей стальной оболочкой. М. 15.
М. 1:15.
Округлено: re< = 260 мм. Благодаря этому в/ понижается до 1840 и предварительное напряжение % —до 340 кг/см2.
Разделение цилиндра:
го% = V~rit ‘Га^=У 15 • 26 = 19,75 см.
Округлено: ^ = 200 мм.
Давление стягивания по (486):
<-<-340 202 —152
2 ‘ 2 ’ 20а '
Напряжение цилиндра во время работы: 1840 — 340 = 1500 кг/см2-,
74,3 ат.
то же для оболочки в состоянии покоя от действующего изнутри давления стягивания, согласно формуле (479а):
0,7-г2 4-1,3г2 . 0,7 • 202+1,3 • 269
°0 = <71---2-' 2 - = 74,3 - -----—--------= 312 кг/см2.
262 — 2О9
398
°'=р,
0,7 г2 1 1,3 • г* • г2\ / 0,7 • 153 1
---''Ч 4-2-----2 • 2 ) =800 • (-------1---
г/ rf r^ — rf J \26а—15а ‘ 203
При рабочем давлении р{ к нему прибавляется согласно формуле (481а)
1,3- 15а-26а\
-----------) = 1160 кг! см\ 268—152 /
так что напряжение оболочки во время работы возрастает до =0^+0' =
=312 +1160 = 1472 кг/см2. На фиг. 1721 виден дополненный последующим расчетом нескольких промежуточных точек ход кривой напряжений. Сравнение фиг. 1714 и 1721 показывает равноценность обеих конструкций в отношении расхода материала, если в первой конструкции учесть щель в 3 мм.
Пример 4. Ход расчета для случая, когда материалы цилиндра и оболочки различны, покажем на сравнительном примере, в котором принято, что цилиндр сделан яз чугуна, а оболочка из литой стали (фиг. 1722). Диаметр цилиндра 2г{ = = 300 лй, рабочее давление pf = 800 ат.
Исходным пунктом здесь являются напряжения в чугунном цилиндре: примем напряжение сжатия во время покоя от давления стягивания о0 = 800 кг/см*, напряжение на растяжение во время работы—а{ =500 кг’см2. Оба значения довольно велики, если учесть, что напряжение материала носит переменный характер; они предполагают применение высококачественного чугуна, что необходимо, если размеры цилиндра не должны быть слишком велики. Допускаемое напряжение'в оболочке не должно превышать °<а= 1500 кг/см?.
По сумме напряжений а0 +0^=0/ = 8004-500= 1300 кг'см? определяют сначала наружный радиус га всего цилиндра, который пока рассматривают как одно целое. По формуле (482а) имеем:
аЛ+0,7р< =15 ----1,0 р
/1300 + 0,7 - 800
1300-1,3 - 800
=40,1 см.
Округлим до ^=400 мм. Ход кривой напряжений HJ определяется следующими, полученными по формуле (481а) числами:
г .... 15 20 25 30 35 40 см
з' . . . . 1302 772 527 395 321 262 кг/см*
Для вычерчивания кривой предварительного напряжения DE было вычислено по формуле (487) давление стягивания q<> на наружную поверхность оболочки, которое необходимо было бы иметь для получения %:
2 ____
rl
%
(40а — 15а)
800 • ------------ = 343,7 ат,
2 - 40а
а отсюда ход кривой напряжения по формуле (483): г............................. 15 20 25 30 см
о"....... 800 556 424 380 кг/см*.
Разности a' —rd' приводят к кривой KL (фиг. 1722). Теперь цилиндр нужно разделить таким образом, чтобы площадь HOLK=fi примерно равнялась площади MNJO=f<i, образуемой касательными напряжениями оболочки, причем ордината ВМ дана, допускаемым напряжением оболочки о^=1500 кг!см?. Таким образом находим rat = 295 мм. Давление стягивания по (486):
°о. 2
— г? 800 29,5а— 15а
а‘ 2 '=---------—-------= 297 ат.
% 2 29,5а ‘
Расчет напряжения оболочки от давления стягивания (479а):
0,7 • г2 + 1,3г2 0,7 • 29,5а + 1,3 - 40а
= 71-------2 ' -г-" = 297• —----------!---------= Ю92 кг/см*.
л 4 г!—г2 40а — 29,5а
К
399
Прибавляя к нему напряжение от внутреннего давления о'= 405 кг/см2, получим напряжение во время работы та 1497 кг/см?, что достаточно совпадает с поставленным задачей требованием.
Большой наружный диаметр, получающийся для цилиндра по фиг. 1722 по сравнению с фиг. 1721, указывает на то, что при таком высоком рабочем давлении не следует применять чугун, во-первых, потому что трудно равномерно и плотно
отлить цилиндр с толстыми стенками, а во-вторых, потому что весь пресс и его части получили бы слишком большие размеры. Оболочка из литой стали (фиг. 1722) выходит более тяжелой, нежели стенка всего цилиндра по фиг. 1721. Причина заключается в том, что чугун во время работы подвергается лишь низким напряжениям,
Фиг. 1723.
К определению величины натяга.
следовательно, плохо используется, и поэтому мало участвует в сопротивлении действующим усилиям.
Если несколько оболочек надеты друг на друга, то расчет можно вести тем же путем. Если предположить, что оболочки сделаны из одинакового материала и допускаемые напряжения тоже одинаковы, то положение поверхности раздела при двух оболочках получается по формулам:
<488>
'<1 'о, я, г »
при трех оболочках — по формулам:
^3
(489)
Величина натяга горячей посадки z получается согласно фиг. 1723. Пусть до сборки цилиндр имеет наружный диаметр da< и оболочка — внутренний диаметр d.*. После сборки в цилиндре возникают напряжения на сжатие, составляющие у наружной поверхности оа кг/см2. Если «ц есть коэфициент удлинения материала, то соответствующее относительное сжатие ®i = <Xi- °a и укорочение, испытываемое окружностью цилиндра, составит В, таком же отношении
уменьшается также и диаметр цилиндра, а именно — на е, • da = 04 • °а • da следовательно, до da> — а, оа Оболочка работает на растяжение; относительное удлинение у внутренней поверхности составляет е2 = «2-а^. Диаметр ее увеличивается на Т- е. до dfjгде а2 — коэфициент удлинения материала.
Так как в собранном состоянии наружный диаметр цилиндра должен быть равен внутреннему диаметру рубашки, ибо соответствующие поверхности прилегают друг к другу, то
dn ‘— а. • а • d„ = rf. 4- ай • о . rf.
или 1 — а, • о
da~ 1+а2'3.-., ’
Итак, величина натяга:
(d, \ а. • о -I- а2 • о
(490)
или же, так как обычно величина а2 • % весьма мала, то довольно точно можно принять: z та • оо> 4- <х2 о<а). (491)
%. и Ч
получаем по давлению стягивания
(492)
(493)
400
а{ можно найти также и по кривой bb |фиг. 59). В формулах (490) или (491) обе величины надо вставлять только в их числовой величине, т. ё. положительными.
К вычисленной таким путем величине натяга надо делать прибавки в зависимости от точности, с которой диаметр растачивается в мастерской и от состояния обработки стягиваемых поверхностей, ибо при шероховатых поверхностях, следовательно, при менее тщательной обработке давление стягивания частично тратится на то, чтобы вдавить неровности поверхностей, друг в друга.
При этом имеют место отклонения от вычисленных напряжений, возникает известная неуверенность в отношении величины действительных напряжений в частях, соединенных горячей посадкой.
Минимальная температура нагрева оболочки при насаживании зависит от коэфициента расширения f материала при повышении температуры на 1°; она определяется из
z
T-t-d^z-, (494)
Пример 5. Величина натяга оболочки примера 3. (стр. 397), имеющего внутренний диаметр ^ = 400 мм, при давлении стягивания ^ = 74,3 ат и коэфициентах удлинения «! = «2= 2 100 000 см^кг определяется следующим образом. Напряжение на сжатие у наружной поверхности цилиндра по формуле (492) составляет:
+0,7г* 1,3- 15а4-0,7 • 20а
-s--«—- -- — 74,3 ---------------— = — 243 кг/см*.
a—r- 202—15а
г
Напряжение на растяжение у внутренней поверхности оболочки при —* ri,
26
— =1,30 определяется по кривой bb (фиг. 59):
= 4,20 • q = 4,20 - 74,3 = 312 кг/слА.
Величина натяга (490):
2 = (ia,
40(243 4-312)
2100000 1
= 0,0106 см.
«1 •%, + а2-\
1 + “а ' \ •
. 312 \
+ 2 100 000 )
Чтобы установить чувствительность цилиндров по отношению к ошибкам в размере натяга, выясним, что произойдет, если изменить давление стягивания, например, если в рассмотренном примере взять его равным 100 ат. Тогда °„i = = 328 кг/см2, и а/ = 420 кг]см*, а соответствующая величина натяга г'=0,0143 см. Она увеличилась в том же отношении, что и давление стягивания, на 0,037 мм, так что отклонение величины натяга на 0,01 мм соответствует изменению давления 100—74,3 Q
стягивания на ----------~7 ат. Это отклонение увеличивает или уменьшает
О,/
напряжение в оболочке у внутренней поверхности на 23 кг/см* и напряжение в цилиндре на 30 кг/см*, т. е. в среднем на 1,8°/0 напряжения во время работы.
Согласно расчету для насадки достаточен нагрев на
/__ z _____ 0,0106 24 р
1-dit 0,000011-40 ’
Пример 6. В случае, когда чугунный цилиндр примера 4 (фиг. 1722) усилен стальной оболочкой, напряжение цилиндра составляет — 9а1 =— 415 кг/см*, а обо-
26 F е т ш е р. Детали машин, т. 1F
401
лочки при «t = •
= 1092 «г/ли3 у места взаимного соприкосновения. По формуле (491)
1 1000000
см*[кг
для чугуна величина натяга
/ 415 10°2 \
z = (“1 ч + “а • °*,) = 59 ( ! 000000 2100000 I = 0,055 СМ ИЛИ 0,55 ММ*
при насадке кольцо должно быть нагрето минимум до 85°.
Изготовление цилиндров с несколькими оболочками происходит следующим образом. тщательно обточенный внутренний цилиндр насаживают первую оболочку, которую сперва растачивают точно в соответствии с величиной натяга лишь изнутри. После насадки ее обтачивают согласно размеру, надевают вторую оболочку и т. д. Предел усиления цилиндров посредством стяжных колец и оболочек достигается тогда, когда г^бочеее давление равно радиальному напряжению у внутренней поверхности цилгндра, а это напряжение не должно превосходить предела текучести применяемого материала. О том. что конструкция Губера допускает применение более сильных давлений, уже было сказано.
в) Усиление с помощью обмотки проволокой или полосами
Обмотки проволокой и полосами, примененные в Англии и Америке для пушек, также могут явиться средством усиления цилиндров прессов. Обмотку делают под натяжением; она позволяет применять очень прочные материалы под вполне определенные предварительные напряжения, в противоположность стяжным соединениям, зависящим, как выше было указано, от величины натяга. Если предположить, что слои тонки, то давление в радиальном направлении q в кг!см\ производимое обмоткой на цилиндр, определится, если рассматривать полоску обмотки шириной в 1 см, из формулы:
q • d = 2 аа . s или q = (495)
где $ обозначает толщину обмоткн в см, а вю—натяжение обмотки в кг!см2.
Ш. ЦИЛИНДРЫ РАБОЧИХ МАШИН
А. ЦИЛИНДРЫ И КОРПУСА НАСОСОВ
1. Конструктивное оформление
Смотря по тому, является ли насос вертикальным или горизонтальным, в зависимости от рода поршня, плунжер ли это или дисковый поршень, а также в зависимости от расположения клапанов, воздушных колпаков и присоединений труб, корпуса насосов получают весьма разнообразную конструкцию, причем, однако, большей частью составляются из известного числа пересекающихся цилиндрических, конических или сферических частей. Следует по возможности избегать плоских стенок; если они не сделаны очень толстыми, либо недостаточно усилены, то они „дышат", легко ломаются в случае внезапных изменений давления в мертвых положениях поршней. При проектировании по большей части исходят из поршня, его направляющей, (с учетом уплотнения) и величины и числа клапанов, которые следует располагать таким образом, чтобы получились возможно меньшее рабочее пространство и простое направление течения воды при хорошем доступе к поршню и клапанам. Важно избегать образовавия мешков в рабочем пространстве, которые, наполнившись воздухом, нарушают всасывающее действие насоса, уменьшают его коэфициент наполнения, что приводит к запаздыванию открытия н закрытия клапанов при сильных ударах и толчках. По этим соображениям нагнетательные клапаны всегда устраиваются в верхней части рабочего пространства, а стенкам придают подъем к этому месту. По этой причине у горизонтального насоса (фиг. 1724) горизонтальные штуцера, в которых помещаются поршни в крайних положениях, сделаны коническими, а замыкающая стенка АВ вертикальнбгс насоса (фиг. 1725) сделана наклонной. Присоединения труб должны быть настолько выше клапанов, чтобы ответвляющийся поток жидкости не оказывал бокового
402
давления на клапанные тарелки, которые благодаря этому легко подвергались бы защемлению или одностороннему изнашиванию.
В насосах для большого давления з большой производительности ныряло все более вытесняет дисковы . воршень, несмотря на то, что это приводит к увеличению строительной длины. Причины этого заключаются в том, что он менее чувствителен к загрязнениям, что благодаря нырялу длина направляющей поверхности цилиндра, обработка которой труднее обработки наружной поверхности поршня, укорачивается, н что уплотнение при помощи сальников может быть выполнено легче и надежнее.
Наиболее распространенными материалами для корпусов насосов являются чугун, а при более высоких давлениях и больших размерах — стальное литье. Учет химических реакций может потребовать применения бронзы, облицовки свинцом, оловом, эбонитом и т. п.; очень высокое давление требует изготовления из кованой стали. Фиг. 1726 показывает, как в этом случае корпус насоса изготовляется из одного куска стали.
Фиг. 1724. Корпус насоса двойного действия, черт. 1. М. 1:33
В больших насосах необходимо предусмотреть:
а) у рабочего пространства:
,1 ) перепускные клапаны от нагнетательного пространства к рабочему и и всасывающему воздушному колпаку или к всасывающему трубопроводу для наполнения их при пуске в ход (боковой вид фиг. 1724); вместо них можно устроить присоединение инжектора для всасывания воды;
2) воздушные клапаны для возмещения втянутого в нагнетательный воздушный колпак воздуха;
3) приливы для индикатора;
б) у воздушного колпака:
1) водомерное стекло или пробные краны для наблюдения за уровнем воды;
2) штуцер для манометра;
3) патрубки для подвода и уравновешивания нагнетаемого воздуха в тех случаях, когда последний получается в особом компрессоре.
26 403
Против превышения наибольшего допускаемого давления устраивают еще
предохранительный клапан, большей
Фиг. 1725. Корпус вертикального водопро-водного насоса по Ридлеру. М. 1:30.
частью на примыкающей нагнетательной трубе. Относительно различных способов укрепления клапанов в корпусе насоса, часто требующих устройства особых патрубков, см. гл. 9.
Фиг. 1726. Насос пресса на 400 ат рабочего давления. М. 1:4.
2. Расчет и примеры конструкций
Расчет корпусов насосов сводится к получению проходов достаточно больших поперечных сечений, а именно— во всасывающей и нагнетательной трубе, внутри клапанов и между ними, а также вокруг поршня, как, например, в случае, изображенном на фиг. 1725, где пространство между поршнем и стенкой должно иметь, примерно, то же сечение, что и соединительная труба. Указания относительно применяемых и допустимых скоростей приведены в гл. 8, разд. III. Размеры присоединительных фланцев следует по возможности согласовывать с существующими стандартами (табл. 92 —93f и след.).
Основания для расчета на прочность стенок корпуса насоса и переходов между отдельными частями стенок дает гл. 8 о трубах и фасонных их частях (разд. III, Б).
Условия изготовления, перевозки и установки требуют толщины стенки 5 равной:
при вертикальной отливке, примерно,
5 = 4 + ! см> (496)
□и
при отливке горизонтальной, примерно,
s = ^+1,2cm. (497)
404
Выполнять стенки следует по наибольшей толщине из получающихся по расчету на прочность, или по этим формулам.
Пример 7. Корпус водопроводного насоса двойного действия (черт. I и фиг. 1724).
Основанием для конструкции являются всасывающие и нагнетательные клапаны (фиг. 797) и поршень (фиг. 1002) с его направляющей. Для первых, расположенных вертикально друг над другом, требуются два цилиндрических главных корпуса, соединенных штуцерами для направляющей поршня, а также соединенных над клапанами. Они расположены на общей всасывающей камере и сверху замыкаются нагнетательными воздушными колпаками из железа. Для того чтобы при формовке можно было применить ту же основную модель или те же шаблоны, корпусам стараются придать пригодную для этого форму, для чего их конструируют симметричными к плоскости, проходящей через главную ось насоса АВ. Неизбежные различия в конструкции, а именно — приливы для соединительных тяг рамы, фланец для закрепления направляющей поршня у переднего корпуса и патрубок для нагнетательной трубы у заднего корпуса приходится формовать при помощи вспомогательных моделей, приливы же для перепускных клапанов должны быть на модели сделаны отъемными.
Расстояние между осями обоих корпусов определяется в зависимости от длины направляющей втулки поршня, которая не должна выступать в главные цилиндры, чтобы можно было вставлять и вынимать всасывающие клапаны через седла нагнетательных клапанов, не задевая втулки. Положение крышек у переднего и заднего конца обусловлено крайним положением поршня, а также тем, чтобы удобно было образовать фланец и переход к стенке. Штуцера сделаны широкими для того, чтобы с помощью торцевого ключа можно было затянуть болты, удерживающие направляющую поршня у переднего корпуса насоса. К тому же, как уже было сказано, они сделаны слегка коническими, чтобы выделяющийся воздух мог притекать к нагнетательным клапанам.
Всасывающий воздушный колпак и фланцы в плоскости АВ не центрированы для простоты обработки и сборки. При центрировке обоих фланцев в указанной плоскости потребовалось бы точно придерживаться размеров а и Ь, одновременная же центрировка всасывающего воздушного колпака сильно затруднила бы установку заднего корпуса, после того как передний уже укреплен. Правильное положение отдельных частей друг относительно друга может быть с достаточной надежностью достигнуто посредством призонных штифтов. Для правильности движения поршня центрированы друг относительно друга только сальник и направляющая поршня, причем оба в переднем корпусе насоса. Последний можно установить сперва, затем проверить ход поршня и, наконец, закрыть насос путем установки заднего корпуса. Чтобы сделать это возможным, при присоединении всасывающего воздушного колпака пришлось применить винты (фиг. 1730). Если клапаны, задняя крышка и воздушные колпаки и были центрированы, то только из-за примененных для уплотнения резиновых шнуров. Клапаны удерживаются горизонтальными нажимными болтами.
Расчет. Наружный диаметр всасывающего клапана в 580 мм обусловливает внутренний диаметр главного корпуса в рабочем пространстве rf = 600 мм. По формуле (496) при вертикальной отливке толщина стенки составит:
s = 5^-4-l=—Ц-1=2,2 см,
а по формуле (478) при избыточном давлении в 5,4 ат, допускаемом напряжении k, = 100 кг/см? и прибавке на возможное смещение стержня при отливке С=0,5 см
s =
Р4
2Ае
5,4-60 ..
2-100 +
0,5 = 2,12 см.
Взято 22,5 мм для округления размера диаметра. По соображениям литья была принята та же толщина стенки для камеры нагнетания над нагнетательным клапаном? несмотря на то, что распределение напряжений там благоприятнее.
Поверочный расчет перехода у места присоединения горизонтального штуцера к направляющей поршня. Если выбрцть радиус
405
закругления г = 60 мм, а толщину стенки $ = 22,5 мм оставить без изменения, то согласно формуле (157) имеем:
(37,2-33,2 —~ 7,252)
°, = =-----------2Г9-----------5,4 := 294 кг!см2>
что несколько высоко. Поэтому переход был усилен тем, что и радиус закругления у стержня был также взят равным г=5О мм. Тогда напряжение понижается до
(37,2-33,2 — -J--5®)
о/ =----------худ----------5,4 = 234 кг/см*.
Наиболее нагруженным является фланец для присоединения нагнетательного воздушного колпака (фиг. 1727). Исходя из внутреннего диаметра корпуса насоса выше нагнетательного клапана в 660 мм и из внутреннего диаметра приклепанной крышки в 650 мм, определяющегося применением нормального выпуклого на верхнем конце днища", при толщине листа кожуха 7 мм и при соединительном фланце из стального литья, получаем диаметр окружности отверстий болтов приблизительно в 780 ми. При расстоянии между болтами в 150 мм нужны z = = болта.
1 о
Взято 16 болтов. Полная нагрузка фланца, соответственно наружному диаметру уплотняющего резинового кольца, равна:
P = -J--jD19-a=^-702-5,2 = 20000 кг.
На один болт приходится Q = -^-= ^^.— = 1250кг. Взяты болты диаметром 1", для которых напряжение = -3^53 = 349 кг/см1. Толщина фланца принята равной Л = 1,3 • $ = 1,3 • 22,5» 30 мм. Напряжение на изгиб:
6-Р а 6 - 20000 -3 ,
к-£)2-Ла— к-72-32 —177кг/см ,
что является достаточно низким. Так как все остальные фланцы подвержены меньшим нагрузкам, а сконструированы подобно рассмотренным (фиг. 1727—1730» то расчет их становится излишним; достаточно придать им ту же толщину в 30 мм.
Нагнетательная труба. Если F— поперечное сечение поршня, сж=1,33 м/сек—средняя скорость поршня, н если принять среднююаскоростъ воды vm=l,7 м/сек, то поперечное сечение трубы получится по формуле (151);
я 28,52 1,33 vm 4 1,7
= 500 см*.
Диаметр трубы d = 25,2 см; взято 250мм, чтобы можно было присоединять нормальные чугунные трубы по табл. 85. Переходная труба между обоими корпусами насоса имеет тот же диаметр, ибо во время нагнетательного хода вперед и в ней будет та же средняя скорость воды.
Задняя крышка. Радиус выпуклости 7? = 340 мм, толщина $ = 18 мм. Для первого приближения, считая по формуле (51) для сферических стенок, подверженных внутреннему давлению, получим напряжение на растяжение только
R • pi 34 5,4 „
— ~2$ 2 • 1,8 “ 51 кг1с* •
Это значение следует во всяком случае рассматривать как низший предел, ибо согласно выводам относительно крышек с выпуклостью, обращенной внутрь (фиг. 1799 —1802), в месте присоединения фланца необходимо рассчитывать на значительное повышение напряжения.
406
Передняя крышка имеет ту же основную форму, что и задняя, что позволяет применить ту же модель, к которой нужно только присоединить части сальника.
Спецификация болтов. По поводу положенных в основу таблицы давлений р, действующих в местах соединений, следует указать, что соединения, помеченные
Фиг. 1727. Присоединение нагнетательного воздушного колпака!
Фиг. 1728. Присоединение направляюще? поршни.
Фиг. 1729. Передняя и задняя крышки.
Фнг. 1730. Присоединение у всасывающего воздушного колпака.
Фиг. 1731. Стык соединительного штуцера в камере нагнетания.
Фнг. 1727—1731. Фланцевые соединения у корпуса насоса фиг. 1724.
порядковыми №№ 1 и 5, испытывают нагрузку от избыточного давления в нагнетательном трубопроводе (5,2 ат), 2 н 4 — нагрузку от избыточного давления в рабочем пространстве насоса (5,4 ат), а помеченное № 3, напротив, испытывает нагрузку от разницы между всасывающим и нагнетательным давлением (5,85 ат).
fxffBdon ОП к Рабочее давление р ат Диаметр поверхности давления D, в Мм Нагрузка Р в кг Диаметр окружности отверстий D, в мм Б о л ти Фланцы
ЧИСЛО 9 диаметр болта яапряже» иие в кг/гж’ плечо в мм напряжение В К2\СМ*
1 Фланец воздушного колпака (фиг. 1727, . . 5,2 700 20000 780 16 1" 349 30 т
2 Передняя н задняя крышки (фиг. 1729) 5,4 510 11000 600 12 7а’ 338 28 120
з. Направляющая поршня (фиг. 1728) 5,85 370/285 2560 400 8 а/я 163 28 45
4 Фланец в средней плоскости АВ (фиг. 1728) 5,4 530 11900 600 12 7а" 364 28 130
5 Фланец нагнетательной трубы (фиг. 1731) 5,2 300 3680 350 8 7а" 235 20 72
6 Присоединение у всасывающего воздушного колпака (фиг. 1730) 720 10 1"
7 Патрубок всасывающей трубы (фиг. 1730) — — — 580 10 Та" — — —
407
Применение новых норм к вышеприведенным соединениям представляет известные трудности. Для этой цели можно использовать нормы чугунных фланцев для условного давления & (табл. 93b). Было бы, однако, нецелесообразным применить требуемую этими нормами толщину фланцев, так как для всего корпуса насоса толщина выбрана равной 22^2 мм. Здесь может итти речь только лишь о применении нормальных диаметров окружности отверстий болтов и фланцев, числа и диаметра болтов, согласно нижеприведенной таблице, а также толщины переходов и закруглений. Это можно сделать у соединений 3 и 5, в соединениях же 1, 2, 4, 6 и 7 это невыгодно из-за большого числа болтов, которые’ частично приходится выполнять в виде винтов или шпилек, что требует нарезания резьбы.
№ по порядку Условный проход Диаметр окружности отверстий в мм Диаметр фланца в мм Болты
число диаметр
1 700 810 860 24 7/s"
2 500 600 645 20 %"
3 300 395 440 12 7/'
4 500 600 645 20 74"
5 275 360 400 12 %"
6 600 705 755 20
7 500 600 645 20 8/Z'
Приливы для соединительных тяг к раме нагружены переменной нагрузкой от действующего на крышки давления жидкости, равного давлению на поршень Р=3700 кг. Расстояние между осями обеих стоек на стороне низкого давления равно 1220 мм. Приливы делаются солидными, так как поломка их вывела бы из строя всю часть корпуса насоса; они имеют пустотелое прямоугольное сечение (фиг. 1732) и, если не учитывать усиления от фланца насоса, испытывают при толщине стенки 22,5 мм у места присоединения к корпусу напряжение, равное:
_r £ г Н 2 B№ — bh*
_с 3700 QO 34
’ 2 25 - 343 — 20,5 - 29,53
= 27,3 кг/см2.
Фиг. 933 изображает конструкцию корпуса диференциального насоса той же мощности, что и насос двойного действия (фиг. 1724). Размеры, назначение и действие ди-
Фиг. 1732. Приливы краме для соедини- ференциального поршня описаны в гл. 11, разд. I. тельных тяг. Оба клапана с двойным поперечным сечением
прохода, как и примененные в корпусе (фиг. 1724), расположены по вертикали друг над другом и по отношению к поршню поставлены таким образом, .что, когда он находится в переднем мертвом положении, они могут быть вынуты после снятия воздушного колпака. Поршень, а также и залитая белым металлом втулка его доступны со стороны задней крышки, которая в данном случае для лучшего сопротивления имеет выпуклость, обращенную внутрь. Рабочее пространство может быть выполнено в виде цилиндра диаметром в 820 мм с двумя в оснорных своих частях симметричными горизонтальными штуцерами; камера нагнетания может быть сконструирована цилиндрической с диаметром ц 880 мм. За одно целое с главным корпусом отливается камера нагнетания для передней части диференциального поршня, что позволяет расточи ь их вместе; труба, соединяющая обе камеры нагнетания, присоединяется особо. Таким путем образуется довольно тяжелая и сложная часть, которую, однако, можно,
408
если это необходимо, разделить на две меньшие и более легкие для формовки части, если включить фланец в плоскости АВ, как показано на фигуре рядом. При этом следует стремиться к тому, чтобы поверхности трения поршня и поршневого штока лежали только в передней части и могли быть обработаны вместе. Корпус насоса сзади стоит на всасывающем воздушном колпаке, спереди на отлитой вместе с ним ножке, и соединен с рамой машины двумя тягами, усилия которых действуют на плечах At и Л3 и осуществляют замыкание сил в машине тем, что воспринимают испытываемые крышкой давления жидкости. В то время как тяги, благодаря производимому диференциальвым поршнем уравновешиванию давления, подвержены переменной нагрузке вследствие давления поршня Р, фонарь L между обеими главными частями корпуса насоса испытывает изменяющееся от нуля до максимума напряжение от двойной силы 2Р, действующей на заднюю крышку. Для уплотнения поршня сделан сальник с навинченным фланцем, болты для затягивания которого доступны через фонарь L.
Совсем иную конструкцию корпуса горизонтального насоса изображает фиг. 853, где показан канализационный насос с управляемыми откидными клапанами конструкции Ридлера, особенно хорошо оправдавшими себя для загрязненной воды благодаря их большим, свободным проходам и простому подводу воды. Корпус насоса в основном состоит из двух лежащих друг над другом горизонтальных цилиндров, закрытых с концов выпуклыми эксцентрично расположенными крышками. В нижнем цилиндре расположены всасывающие клапаны и двигающийся в направляющей поршень с внутренним уплотнением, что имеет целью предотвратить выход наружу грязной воды. Клапанные седла отлиты отдельно и установлены на расточенных поверхностях; доступ к ним легок и удобен через крышки, которые можно откинуть, поворачивая их вокруг вертикальных болтов АВ. Обработка внутренних поверхностей может быть произведена рассверливанием.
Фиг. 1725 изображает корпус вертикального насоса. Поршень сконструирован в виде диференциального поршня для того, чтобы можно было обойтись двумя рядом расположенными, в данном случае управляемыми, клапанами. Благодаря этому очень упрощается установка корпуса насоса, составляющегося из двух вертикальных цилиндров, что обеспечивает доступ как к поршню, так и к клапанам. Он стоит на всасывающем воздушном колпаке, также имеющем форму тела вращения, а наверху" несет на себе нагнетательный воздушный колпак и сальник с направляющей крейцкопфа. Крейцкопф соединен непосредственно с поршнем. Еще несколько примеров исполненных конструкций см. литературный указатель ХХШ, 12.
Корпус небольшого насоса-пресса на 400 пт давления из кованого материала— стали или бронзы — изображает фиг. 1726. Он представляет легко выполняемый проковкой прямоугольный параллелепипед шириной в 70 мм, с вырезом на одном конце; необходимые внутренние полости высверлены в нем перпендикулярно к наружным поверхностям. Обращено внимание на применение здесь одинаковых частей и форм. Так, например, не только оба клапана и гнезда, в которых они сидят, оказалось возможным сделать одинаковой формы, но и гайки всасывающей и нагнетательной трубы также оказалось возможным сделать с одинаковой резьбой и одинаковой внешней формы, для того чтобы можно было обойтись возможно меньшим количеством обрабатывающих инструментов и одним гаечным ключом. Лишь винт, закрывающий горизонтальное отверстие, который редко приходится отвинчивать, имеет другой размер под ключ.
Ручной чугунный насос пресса для низкого давления изображает фиг. 767; в сравнении с фиг. 1726 он особенно отчетливо показывает совсем другую более свободную конструкцию, которая может быть достигнута путем отливки.
Б. ЦИЛИНДРЫ ВОЗДУХОДУВОК И КОМПРЕССОРОВ .
Цилиндры воздуходувок, компрессоров, а также в а к у у м-н а с о с о в имеют большей частью простые формы, так как клапаны и детали распределения обычно находятся в крышках, либо в особых головках, реже в самом цилиндре (фиг. 812). Материалом служит исключительно чугун. Вследствие сильного нагрева воздуха или газов
J09
уже при умеренных давлениях цилиндры большей частью должны иметь охладительные рубашки, во-первых, для того чтобы охлаждать и предохранять трущиеся поверхности и, во-вторых; чтобы
экономить на работе в тех случаях, когда давление распределено ступенями. Рубашки либо отливаются вместе с рабочим цилиндром, либо при больших размерах изготовляются отдельно; в последнем случае они насаживаются в нагретом состоянии, впрессовываются или же обтягиваются вокруг цилиндра, если они сделаны из листов.
Фнг. 1733. Цилиндр компрессора. В первом случае необходимы
достаточно большие стержневые отверстия в рубашке (фиг. 1733) или в концевых стенках (фиг. 1734) для пропуска тяг» удерживающих сердечник рубашки. Разъемная конструкция позволяет при-
Фиг. 1734. Отверстие для стержня в станке шииндра.
Фиг. 1735. Соединение рубашки с рабочим цилиндром.
Фиг. 1736. Уплотнение при помоши дрезгн в канавке N.
менять для рубашки и рабочего цилиндра различные материалы и сделать охладительное пространство уже. Места прилегания должны быть вполне плотными,
должны, однако, допускать расширение нагревающегося цилиндра при более холодной рубашке. Фиг. 1735, 1736 и 1754 показывают такого рода соединения, при которых рабочие цилиндры на одном конце упираются в уступ, а на другом могут скользить; при этом цилиндры уплотняются путем впрессовывания дрезги в круговую канавку .V (фиг. 1736), или при помощи расчеканки нескольких медных колец со сдвинутыми стыками (фиг. 1754).
Сложными и часто весьма трудными в смысле конструирования являются крышки цилиндров (фиг. 1737), так как клапаны, или части распределительного механизма занимают в большинстве
Фиг. 1737. Крышка компрессора.
случаев значительную часть поверх- 4
ности крыш <и и оставляют лишь очень узкие простенки, которые приходится укреплять высокими ребрами. На фиг. 1737 воздух через правый штуцер и три сидящих
410
в отверстиях а, Ъ и с самодействующих клапана притекает в цилиндр, сжимается поршнем и через нагнетательные клапаны, сидящие в седлах d, е, f, и левый шгуцер D направляется в камеры сжатия. Крышка симметрична относительно вертикальной плоскости, проходящей через главную ось. Путем расточки седел несколько различной, формы для обоих родов клапанов получается левая или правая форма, так что одна и та же отливка может быть использована в качестве передней или задней крышкй компрессора, или же сторона впуска может быть сделана стороной выпуска. Клапаны следует ставить так, чтобы вредное пространство в конечном положении поршня было возможно меньше, ибо иначе уменьшается коэфициент наполнения машины. Расчет подобных крышек производится так же, как и расчет поршней с отверстием (гл. 11, разд. II, Д), стой лишь разницей, что их следует рассчитывать как опирающиеся по наружному ободу.
IV. ЦИЛИНДРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
А. ЦИЛИНДРЫ ПАРОВЫХ МАШИН
1. Особые требования
Приведенные в разд. I (стр. 383 и 384) общие требования к цилиндрам надо дополнить в отношении цилиндров паровых машин еще следующим.
К п 4. Для того чтобы - облегчить изготовление часто довольно сложных цилиндров, необходимо добиваться того, чтобы все части при отливке остывали одновременно —условие, которое достигается прежде всего тем, что все стенки делают в необработанном виде одинаковой толщины, с учетам припусков на обработку. Рабочие чертежи, на которых части обычно изображаются в окончательно обработанном виде, в этом отношении легко приводят к недоразумениями В большинстве случаев ножкам и опорным ребрам можно было бы дать размеры согласно расчету на прочность, патрубки могли бы согласно нормам для трубопро-, водов иметь весьма тонкие стенки. Однако по соображениям литья они должны иметь примерно ту же толщину, что и главные части, т. е. в первую очередь толщину стенки цилиндра, из которой обычно исходят при конструировании. Лишь фланцы делают в 1,3—1,4 раза толще, что при плавных переходах не опасно и с точки зрения техники литья, так как фланцы в форме находятся в условиях правильного остывания
Легкие части гораздо лучше делать отдельно от цилиндров и затем прикреплять болтами.
Чтобы достичь требуемой плотности отливки, необходимы возможно более высокие прибыли, которые при обычно практикующейся отливке в вертикальном положении устраивают на фланцах (фиг. 1738). Фланец должен быть цельным, чтобы все части стенки находились под полным давлением расплавленного металла прибыли. Некоторые литейные при отливке для .машин с расположенными сзади, либо друг над другом цилиндрами используют промежуточную часть для того, чтобы оказать на металл сильное давление, и для этого отливают ее вместе с одним из цилиндров, располагая ее при формовке сверху. Если промежуточная часть оказывается непригодной из-за пороков отливки, то при надлежащей конструкции всего целого ее можно отрезать и использовать цилиндр, присоединив к нему новую промежуточную часть.
Для простоты изготовления модели и формы, а также для того, чтобы цилиндры можно было применять для правых и левых машин, следует стремиться к тому, чтобы они были симметричны в отношении основных плоскостей. По крайней мере нужно, чтобы одна модель получалась из другой путем перестановки или замены немногих частей.
Небольшие приливы лучше отливать с обеих сторон и, смотря по необходимости, просверливать их только с одной стороны. Очень трудна формовка косо стоящих ребер, высоких приливов и патрубков, а также далеко выставленных ножек, что часто вызывает необходимость разделения формы или укладки вспомогательных стержней (фиг. 1739).
411
Особого внимания заслуживают те места, где возможно скопление грязи или частей формы, отпавших во время литья и являющихся причиной пористости иди неплотности отливки. Такими, например, являются места присоединения а и £ распре-
Фиг. 1738. Литейная форма длн парового цилиндра.
Круговая канавка
делительных каналов у цилиндра золотниковой паровой машины (фиг. 1738), цилиндра Корлисса (фиг. 1743), если он отливается в стоячем положении, а также патрубки впускных и выпускных клапанов у горизонтальных цилиндров с клапанным распределением. В первом случае следует по возможности сузить ширину канала; во втором случае помогают соединительные перегородки Z в щелях (фиг. 1743), которые вообще целесообразно устраивать для уменьшения напряжения в плоских стенках; в третьем случае устраивают ребра, проведенные к соседнему фланцу.
Вредно действует также и скопление материала в одном месте. Там, где сходятся несколько стенок, образуются раковины илн пористые места, делающие отливки неплотными и понижающие их прочность. Опасными являются места, где две стенки очень близко подходят друг к другу и оставляют между собой тонкий слой формы, легко ломающийся при отливке. Фланцы поэтому всегда надо устраивать на достаточном расстоянии от каналов, патрубков, впускных штуцеров и т. п.
Для всех внутренних полостей, через
Фнг. 1739. Вспомогательный стержень при изготовлении косо
которые должны про- стоящего патрубка, ходить рабочие вещества, следует предусмотреть возможность
тщательной очистки от формовочной земли через широкие отверстия-для стержней или через особые отверстия для очистки, ибо песок приводит к сильному износу, если во время работы он отделяется и попадает на части распределения
или на трущиеся поверхности.
Если трудно изготовить цилиндр цельной отливкой, то сперва отливают отдельно рабочую втулку, для которой можно взять чугун, обладающий особой плотностью и крепостыр; это делают часто и в отношении втулок для поршневых золотников (фиг. 1742а), чтобы получить хорошую и плотную, рабочую поверхность. Затем можно располагать части распределения внутри крышек (фиг. 1750) или особых головок цилиндра (фиг. 1755) и благодаря этому придавать собственно цилиндру более простой вид. Иногда золотниковые коообки больших цилиндров отливают отдельно, а затем прикрепляют болтами.
412
К п. 6. Чтобы избежать защемления, силы, действующие на цилиндр, следует* це нтр а л ь н о и симметрично передавать на раму или станину машины с помощью прочного и жесткого фланца. В этом отношении нехороши промежуточные части, соединяющие расположенные один за другим цилиндры №- имеющие односторонний вырез для наблюдения за направляющей поршневого штока, сальниками и поршнями; эти части надо делать очень солидными. По подобным же соображениям нельзя рекомендовать устройство опоры для больших вертикальных цилиндров такими средствами, как например, при помощи чугунной станины на задней и тонкой железной стойкой на передней стороне (фиг. 1678), так как ввиду различия коэфициентов удлинения в этом случае будут иметь место различной величины деформации; такая опора легко приводит к перекосу цилиндра. При конструировании необходимо принимать во внимание расширение от нагревания. Так как фланец парового цилиндра нагревается сильнее рамы, то целесообразно, чтобы он, подобно тому, как показано на фиг. 1704, выходил за края рамы снаружи.
Вследствие предварительной затяжки, которой болты крышек и присоединений подвергаются при сборке, их следует рассчитывать на умеренные напряжения, согласно кривым, применяемым в котлостроении (фиг. 378), либо по табл. 71. Для лучшего уплотнения фланца расстояние между болтами должно быть не слишком велико, и притом тем меньше, чем тоньше фланцы. В среднем, при обычных для фланцев труб размерах, можно брать 160 мм при умеренном давлении до 10 ат, 120 мм — при более высоком давлении. Эти размеры берут больше лишь у достаточно жестких фланцев рам, где устраивают меньше болтов, если фланец крышки по всей своей окружности защемлен, как на конце рамы в фиг. 1745, и благодаря этому может быть равномерно притянут и уплотнен. В целях уменьшения удли-нений желательно применение возможно более коротких соединительных болтов.
В малых горизонтальных машинах цилиндр свободно подвешен к раме (фиг. 1742), вес же более тяжелых и больших цилиндров следует передавать на ножки, расположенные посредине или на заднем конце, либо на примыкающую промежуточную часть или направляющие. При этом надо иметь в виду расширение от нагрева и деформации благодаря действующим усилиям. В больших машинах с расположенными друг за другом цилиндрами смещение на свободном конце от нагрева во время работы по сравнению с холодным состоянием составляет часто несколько сантиметров, а смещение от действия усилий — несколько миллиметров. Это последнее смещение часто отчетливо видно у ножки цилиндра при каждом ходе поршня. Части машины должны иметь возможность следовать за этими перемещениями. Проще всего дать им возможность скользить по обработанным поверхностям основной плиты. Некоторые закрепляющие болты должны быть лишь умеренно затянуты и должны иметь необходимый зазор в овальных отверстиях. Практиковавшаяся прежде конструкция двигателей-тандем, где цилиндр высокого давления ставился впереди, а цилиндр низкого давления сзади, имела, правда, преимущество в том отношении, что поршень вместе с его штоком можно легко было вынуть через цилиндр низкого давления; однако вследствие больших смещений, которые испытывал весь цилиндр низкого давления с висящими на цем частями, эта конструкция теперь не применяется.
Указанные уже деформации необходимо принимать во внимание и при с б о р к е: трубопроводы собирают с соответствующей предварительной затяжкой, чтобы во время работы они были свободны от напряжений. У распределительных валов, имеющих температуру окружающего пространства, перемещения компенсируют при помощи кулачных муфт (фиг. 1405). В больших паровых машинах, работающих перегретым паром, нагревание ножки вызывает заметное приподнимание цилиндров, которые поэтому при сборке ставят под некоторым наклоном к горизонтали. Трубы, соединяющие цилиндры больших вертикальных машин, было бы неправильным устанавливать таким образом, как это показано на фиг. 1740, ибо во время работы они раздвигали бы цилиндры, вызывая в последних высокие дополнительные напряжения, не говоря уже о том, что они были бы мало доступны, а во фланцах легко получались бы неплотности соединений; Поставить сальник, допускающий свободное расширение, было бы дорого и обусловило бы боковые давления на стенки цилиндра
413
с силою в • дР • р кг, где d — внутренний диаметр сальника в ем, а р—действующее
в нем избыточное давление в кг/см?. Предпочтительнее конструкция, приведенная на фиг. 1741, в особенности, если головки рамы соединены
♦г. 1740-1741. Неправильное н правильное устройство соединительных труб двух цилин-
дров.
1—2 мм переходили
цев, которые часто сильно затрудняют
накрепко, что создает цилиндрам надежную опорную поверхность.
Необходимо, чтобы все наиболее важные части были легко доступны. Часто уход за сальниками, если они расположены слишком глубоко в раме, труден и поэтому им пренебрегают. Должна быть предусмотрена возможность быстрой разборки частей распределения после ослабления немногих деталей, легкой сборки с сохранением правильного положения, а также проверки положения и правильной его работы. Болты крышек должны удобно и крепко затягиваться обыкновенными ключами. Более дешевые сквозные болты требуют, чтобы была возможность ухватить их с обоих концов, что надо иметь в виду при конструировании кожуха. Поэтому вместо них очень часто применяют шпильки, которые к тому же позволяют уменьшить наружные размеры и напряжения фланцев (ср. фиг. 425 с 427). Для йвода поршневых колец на конце рабочей поверхности цилиндра устраивают коническое расширение (фиг. 263 и 1742а), которое делают таким образом, чтобы крайние поршневые кольца на кромку конуса, и таким путем избегают образования заусен-
вытягивание поршня.
Фиг. 1742. Цилиндр с парораспределительным коробчатым золотником. М. 1:16 в Is 25.
К приведенным выше требованиям следует прибавить еще особо важное требование возможно большего использования теплоты пара. Потери происходят: а) от ухода теплоты непосредственно через стенки, б) от лучеиспу-
414
скаяия в окружающий воздух, в) от конденсации н' г) от отдачи теплоты выходящему пару.
Разумеется, большое значение имеет безукоризненная плотность всех стыков в паровых рубашках, клапанных коробках и фланцах, в особенности в деталях парораспределения.
Первый вид потерь, большей частью представляющих незначительную величину, можно уменьшить конструктивным путем, т. е. тем, что уменьшают размеры цилиндров, вообще избегают устройства ненужных ребер н присоединений и стремятся уменьшить поверхности соприкосновения с примыкающими частями, как-то: рамой или промежуточными частями. Так, например, болты, соединяющие цилиндр с рамой на фиг. 1751, сидят в особых, отлитых в крышке ушках, что одновременно имеет целью уменьшить нагревание рамы и направляющей крейцкофа. Устройство здесь прокладок, обладающих плохой теплопроводностью, едва ли себя оправдывает и редко применяется.
Фиг. 1742а. Цилиндр с двойным парораспределительным поршневым золотником (план и боковой вид).
Большую роль играют потери от лучеиспускания. Их можно понизить, тщательно окружая цилиндры плохими проводниками тепла. Для этой цели применяются диатомитовые кирпичи и оболочки, которыми цилиндры обмуровывают (либо их связывают проволоками), затем кизельгур, наносимый слоями и смешиваемый с различными связующими средствами, а для умеренных температур также пробковая изоляция. Под образующим наружный покров кожухом должен оставаться слой воздуха, примерно, в 20 мм. Уже при проектировании необходимо иметь в виду, чтобы изолирующие материалы, а также и кожух можно было легко поставить на место и закрепить, а если необходимо, то и снять, не повреждая их. Ограничение паровой рубашки размером собственно рабочей поверхности (фиг. 1747) также может уменьшить потери от излучения по сравнению с конструкцией, где рубашка доведена до фланцев крышек из-за опор для стержней.
- Наиболее важной является потеря от конденсации. Когда вследствие расширения пара во время работы давление в цилиндре падает, то падает также и температура; часть пара осаждается в виде воды, покрывает поверхности цилиндра и поршни и во время сжатия и впуска при следующем ходе поршня должна вновь превратиться в пар. Происходящая при этом потеря тем значительнее, чем больше
415
подверженные действию пара „вредные пространства". Уменьшение этих последних является важной задачей для проектировщика. Следует стремиться к тому, чтобы поверхности поршня и крышек были меньше, уменьшать детали парораспределения, устанавливая их по возможности ближе к рабочему пространству, чтобы путь
Фиг. 1743. Цилиндр низкого дарения с крановым распределением (проекз Р.|длера и Ш т у м п ф а). М. 1: zo.
пара был короче. При применении насыщенного или влажного пара хорошим средством для поднятия температуры стенок и уменьшения таким образом конденсации является паровая рубашка. Вокруг цилиндра в этом случае пускают либо специально обогревающий пар (фиг. 1743), либо рабочий пар, прежде чем он попадает в цилиндр (фиг. 1745). При применении же перегретого пара рубашки не делают, так как она оказывает небольшое влияние, поскольку не может быть достигнута температура насыщения.
Повсюду, где стенки рабочего цилиндра непосредственно соприкасаются с пространством, через которое проходит мятый пар, обладающий малым давлением
и температурой, конденсация и потеря тепла увеличиваются. В этом отношении, например, нехорош цилиндр с плоскими золотниками (фиг. 1742), в котором свежий
пар соприкасается с подобными частями стен.си в коробчатом золотнике, затем во впускных каналах и частично также и в самом цилиндре. Лучшими являются цилиндры с крановым (фиг. 1743) и клапанным парораспределением (фиг. 1745), где применя-
ются четыре совершенно отделенных друг от друга парораспределительных органа и где свежий й мятый пар встречаются лишь вдоль стенок выпускных частей цилиндра. Особо хороши цилиндры прямоточных машин (фиг. 1751), у которых выпускные щели открываются лишь в конечных положениях поршня. Иногда при помощи отделения каналов от цилиндра, например, выпускного канала на фиг. 1743, можно образовать воздушный или изолирующий от потери теплоты слой.
416
2. Принадлежности паровых цилиндров
Для того чтобы отвести воду, увлекаемую паром или конденсирующуюся в больших количествах при прогревании и пуске в ход, цилиндры должны' иметь водоспускные приспособления, если сток невозможен через парораспределительное устройство. В большинстве случаев для этого достаточны отверстия, находящиеся в постоянном соединении с конденсационными горшками,либо закрываемые
кранами, которые открывают во время пуска, нли тогда, когда удары поршня показывают, что в машину проникло большое количество воды. Отверстия следует устраивать на концах рабочего хода и избегать образования водяных мешков. Для малых о ш < D D
машин достаточны отверстия от 8 до 10 мм, для больших —от до •
40 OU
Увлеченная во время работы вода, если она заключена между поршнем и крышкой цилиндра, ведет к очень большому давлению сжатия, сильным ударам воды и часто к тяжелым повреждениям цилиндра, поршня или передаточного механизма. Если само распределительное устройство не приспособлено к тому, чтобы отводить воду, как это, например, имеет место у плоского золотника, который, поднимаясь над уплотняющей поверхностью,} когда в цилиндре давление слишком велико, дает выход воде, то необходимо устанавливать достаточно большие предохранительные клапаны, пружины которых должны быть отрегулированы на ’/2 ат выше рабочего давления. Цилиндрические золотники, клапаны с двойными седлами, вообще все полностью или частично разгруженные распределительные механизмы не открываются автоматически и требуют поэтому наличия вышеуказанных предохранительных приспособлений. Что касается их внутреннего диаметра, то Дерфель рекомендует доводить его до */10 диаметра цилиндра. По Hiitte для больших судовых машин берут для цилиндра высокого давления 1/i2, для цилиндра среднего давления V17 и для цилиндра низкого давления */20 их диаметра. Как показывает опыт, вертикальные" машины на верхнем конце подвержены водяным .ударам в большей степени, Чем на нижнем. Во многих случаях поэтому поршню наверху придают несколько больший зазор, учи
тывая также расширение частей передаточного механизма во время работы. При больших скоростях поршня предохранительные клапаны, конечно, не являют ся достаточной защитой.
Для исследования процессов, происходящих в машине, на концах цилиндра должно быть устроено по одному штуцеру для индикатора с отверстием диаметром по меньшей мере в 10 мм и резьбой для ввинчивания индикаторйых кранов, причем отверстия не должны закрываться поршнем. Обыкновенно отверстие закрывается индикаторной пробкой, для которой пока имеется только предварительный стандарт (DIN 3452). В цилиндрах, работающих перегретым паром, должны быть предусмотрены патрубки для термометра. Иногда устраиваются в цилиндрах запорные клапаны (фиг. 761).
В случае обогревания цилиндра свежим паром необходимы патрубки для обогревательного трубопровода, который должен иметь ответвление от главного паропровода,' расположенное до главного запорного клапана, чтобы цидиндр можно было прогреть до пуска машины в ход. Для отдельных крышек нужно устраивать обводные трубопроводы или, еще лучше, особые патрубки для подвода и отвода обогревающего пара. Необходимо, чтобы конденсирующаяся вода могла из всех частей стекать к наиболее глубоким местам.
Фиг. 1744. Цилиндр для вертикальной машины (по Дерфелю).
27 Р с т ш е р. Детали машин, т. II.
417
Наиболее необходимые сведения по поводу весьма важной для сохранения рабочих поверхностей смазки приведены в гл. 11, разд. II, Г. К большим золотникам, даже и в том случае, когда для распределения смазочных материалов используется пар, полезно подводить масло особо, так как случается, что отдельные части не приходят в соприкосновение с паром и работают тогда несмазанными.
Наконец, необходимо предусмотреть приливы, патрубки, ребра, нужные для прикрепления кожуха, частей парораспределения или иных вспомогательных частей
Фиг. 1745. Цилиндр низкого давления с клапанным распределением для машины водопроводной станции (черт. 1).
Кожух имеет своим назначением придать цилиндру гладкую и простую наружную поверхность и предохранить от повреждений изоляционную массу, которой обкладываются цилиндр и крышки. С этой точки зрения кожух должен быть сделан так, чтобы он допускал снятие крышки и удаление поршня без повреждения изоляционной массы (фиг. 1745 и 1755). Кожуху, если его приходится делать из листового металла, следует придавать форму развертывающейся поверхности (фиг. 1742) с простыми контурами, которые легко получить при помощи, ножниц или высверливанием. Сложные формы, как-то: кожух крышки, колпачки и т. п., лучше всего изготовить литым с тонкими стенками. Листы закрепляются посредством натяжных лент или привинченных поясов из фасонного железа, закрывающих стыки.
41«
3. Конструкция цилиндров паровых машин
Конструкция цилиндров находится в тесной связи с родом парораспределения, а также в зависимости от того, предназначен ли цилиндр для горизонтальной или вертикальной машины. По первому признаку различают:
а) цилиндры с а) плоским золотниковым, р) цилиндрическим золотниковым парораспределением,
Ь) цилиндры с распределением поворотными золотниками или кранами,
с) цилиндры с клапанным распределением, d) цилиндры прямоточных машин.
а) Цилиндры с золотниковым парораспределением
В стационарных паровых машинах цилиндры с золотниковым парораспределением применяются преимущественно для малых мощностей; напротив, в широких размерах они применяются в паровозах и судовых машинах, даже в самых больших. С одним парораспределительным органом, например, с одним коробчатым золотником (фиг. 1742), можно обойтись в тех случаях, когда цилиндр работает постоянна с большими наполнениями, как это имеет место у простых машин, мощность которых регулируется дроссельным клапаном, а также очень часто у цилиндров среднего и низкого давления. При помощи кривошипной передачи, большей частью посредством эксцентрика, золотник S получает движение взад и вперед по плоскости золотникового зеркала, к которому примыкают распределительные каналы, и открывает доступ свежему пару из золотниковой коробки К попеременно то спереди, то сзади поршня, смотря по тому, открывают ли края а и Ь каналы с или d. Находящийся с противоположной стороны поршня пар во время выпуска проходит под коробкой т золотника, через пространство А к выпускной трубе С. Фиг. 1742 изображает золотник в том положении,-когда пар поступает сзади поршня и уходит впереди последнего, толкая, таким образом, поршень вперед.'
Весь цилиндр состоит из двух основных частей рабочего цилиндра Z, круглого поперечного сечения и золотникевюй коробки К, имеющей большей частью,плоские стенки. Обе части соединены друг с другом стенками распределительных каналов с и d и выпускной камеры А; к золотнику доступ имеется через крышку золотниковой коробки.
Обыкновенный кор о б ча ты й зо лоты и к избыточным давлением в золотниковой коробке прижимается к золотниковому зеркалу, чем улучшается уплотнение, но повышается трение, так что необходима хорошая смазка для уменьшения износа. Давление на единицу поверхности можно брать /?<от 16 до 20 кг! см2. Поэтому плоские золотники можно применять при низких рабочих давлениях, примерно до 8 ат. Вместе с тем они пригодны только для умеренных температур, ибо при высоких температурах плоские поверхности скольжения искривляются, становятся неплотными и портятся.
Если, например, вследствие скопления воды во вредном пространстве свыше обычной меры, давление в цилиндре возрастает, то плоский золотник представляет известную гарантию против ударов и поломок, так как он может приподниматься над зеркалом.
Более высокие давления допустимы при разгрузке золотника: либо посредством разгружающего поршня, пригонки золотника между двумя параллельными направляющими, либо путем устройства закрытого, цилиндрического поршневого золотника, как показано на фиг. 1742а, для золотникового распределения двойным золотником. Полная разгрузка, которую дает поршневой золотник, уменьшает трение и позволяет применять этот золотник и в машинах, работающих перегретым паром; однако, из-за отсутствия нажимного давления он затрудняет уплотнение, которое может быть достигнуто в необходимой степени лишь путем тщательной взаимной пригонки или устройством пружинящих поршневых колец. Применение поршневых золотников связано, однако, с изменением конструкции цилиндра, который составляется из рабочего цилиндра и расположенного параллельно с ним распределительного цилиндра, соединенных друг с другом паровыми каналами. Одновременно
27»
419
с этим стенки получают формы, пригодные для высоких давлений, в то время как зачастую большие плоские стенки и крышка плоских золотниковых коробок ограничены известным пределом.
Малые степени наполнения, меньше 5О°/о хода поршня, лучше всего могут быть достигнуты только при помощи золотников с многократным открытием или посредством двойных золотников. Во втором случае один из золотников, основной или коренной золотникС (фиг. 1742а), определяет начало впуска, выпуск и сжатие, а второй, большей частью находящийся под действием регулятора, расширительный золотник Е— степень наполнения, так как при. определенном положении поршня он прекращает приток пара.
Золотники, вычерченные на фиг. 1742а, в среднем положении пропускают пар изнутри; через трубу А пар притекает, распределяется в камере вокруг золотников, поступает изнутри в распределительные каналы си с2 или dlf d2, выпускается через основной золотник в камеры С и D и выходит через выпускной патрубок F. -
Золотники устанавливают возможно ближе к цилиндру, чтобы путь прохождения пара был короче, а вредные поверхности и пространства были меньше. Последние у плоских золотников составляют от 5 до 1О°/о объема, проходимого поршнем, у поршневых золотников—от 7 до 15°/о. Ширину канала В (фиг. 1742 и 1742а) можно , принять в 0,6 . . .0,80. В горизонтальных цилиндрах каналы часто присоединяют в наиболее глубоких местах рабочего пространства для того, чтобы осаждающаяся вода могла легче вытекать; при этом приходится^ конечно, пренебречь симметрией в отношении горизонтальной плоскости через главную ось отливки.
При средних и больших мощностях, когда золотники получает слишком большие размеры, парораспределение разбивают на четыре, иногда даже на две части, регулирующие приток и отвод пара и выполняемые либо в виде поворотных золотников или кранов Корлисса, либо клапанов и поршневых золотников, реже в виде плоских золотников. Наряду с более надежным регулированием парораспре-д^цительных процессов таким путем удается легче управлять движением частей парораспределения при больших скоростях благодаря тому, что отдельные сопротивления и массы меньше. Наконец, 4более благоприятны тепловые условия потому, что через каналы проходит только свежий или только мятый пар, а пе тот и другой попеременно, как это происходите обыкновенном золотниковом парораспределении. Цилиндры получают совершенно другие формы, что в первую очередь обусловлено положением парораспределительных частей, располагаемых на концах цилиндров, а также в крышках, что иногда бывает более целесообразным.
б) Цилиндры с поворотными золотниками или крановым парораспределением
Впарораспре далении поворотными залотниками или кранами (фиг. 1743) для открытия и закрытия паровых каналов служат четыре поворотных золотника, получающих колебательное движение на расточенных по цилиндру поверхностях. Свежий пар притекает через отверстие А и каналы В и С к впускным золотникам, расположенным в крановых коробках D и Е. Когда краны открыты, прямые щели пропускают пар к поршню. Выпускные краны в отверстиях F и G пропускают пар к выхлопному каналу Н с фланцем J (см. фиг. 875 и соответствующее место текста). Поворотные золотники так установлены и сконструированы, что благодаря избыточному давлению пара они прижимаются к уплотняющим поверхностям, причем, однако, впускные золотники при водяных ударах или избыточном давлении в цилиндре приподнимаются над поверхностями скольжения, вследствие чего предохранительные клапаны становятся излишними. Распределительные каналы могут быть сделаны длинными; в отношении диаметра цилиндра D встречаем 6 = 0,8 . . . 1,10, что приводит, конечно, к широким плоским поверхностям, которые при высоком давлении неблагоприятно напряжены и обычно,, укрепляются промежуточными ребрами Z. Последние одновременно служат для направления длинных золотников. Диаметр d отверстий для кранов зависит от диаметра цилиндра D, ширины канала а, углов отклонения золотнико^ и рода парораспределения. Предельными значениями могут служить d\ 0 = 0,18. . . Q,033^ причем первые значения относятся к цилиндрам низкого давления, а вторые —
420
к цйлиндрам высокого давления. Отношение d к ширине канала а, если краны приводятся в движение непосредственно от эксцентрика, принимается равным — = 4. . .5, а при включении качающегося или распределительного диска (фиг. 1744), позволяющего использовать вытянутое положение приводных тяг и тем самым уменьшить отклонение кранов, принимается равным— = 2,6 . . .4. Большие значения необходимы при малых наполнениях. В одном и том же цилиндре отверстия для всех золотников делают одинаковыми.
Преимуществами крановых парораспределений являются малые вредные поверхности и пространства, от 3 до 6%, а равно малый ход золотников, возможность быстрого впуска и отсечки и плотное закрытие парораспределительных органов. Однако возрастающее с рабочим давлением тренде, перекашивание и коробление кранов и распределительных поверхностей при высоких температурах позволяют рекомендовать их лишь при умеренных давлениях и насыщенном паре. В последнее время в Германии сократилось применение их даже в цилиндрах,низкого давления по причине стремления иметь в одной машине однообразные парораспределительные устройства. В горизонтальных цилиндрах выпускные краны всегда устраиваются внизу для спуска воды, впускные краны обычно напротив них наверху (фиг. 1743); в вертикальных машинах краны нередко устраивают в днищах или крышках (фиг. 1744). (
в) Цилиндры с клапанным парораспределением
В большинстве машин, и еще чаще в больших машинах, применяют клапанное п ар о р ас п р ед ел е н и е. Подробно описанные в гл. 9, разд. I, В. 1 клапаны с двойными седлами (двухопорные) и двойным открытием являются почти разгруженными, пригодными для высоких давлений и температур распределитель »нми механизмами, обладающими небольшими массами, движением кото- |
рых легко можно управлять даже при больших рабо-чих скоростях. При применении перегретого пара они вытесняют прочие способы парораспределения, ft
так как благодаря им отпадает скольжение и свя- lutf занное с ним трение. Вместе с разгрузкой нажим- 1и и___________ й
ное давление, а с ним .и естественное уплотнение, Ти|Г ~J T~W FTg
конечно, уменьшаются; при повышении давления ДИЦ
в цилиндре сверх нормального они не открываются автоматически, отчего необходимо устройство спе-циальных предохранительных приспособлений.
Вредные поверхности и пространства (послед- * ей и» . ние составляют от 4 до 1О°/о объема описываемого ' Tjr
поршня) получаются вообще довольно большими. фиг 1746 Цилиидр с раСположен-
Если как ПОДВОД,- так и отвод пара должны кыми сбоку клапанами (устарелая осуществляться при помощи клагГанов, то их необ- конструкция),
ходимо иметь в количестве четырех штук; положе^ ние клапанов по отношению к рабочей поверхности определяет вид и конструкцию цилиндра и крышек. Вообще и здесь стараются устанавливать выпускные клапаны в самых глубоких местах, а также стремятся к обеспечению легкого доступа и возможной простоте приводного механизма парораспределения. Так, для горизонтальных цилиндров получается конструкция (фиг. 1745); где клапаны устроены на концах рабочего пространства; впускные вверху, а выпускные внизу. Благодаря этому получается симметрия по отношению к продольному сечению через главную ось, что важно для формовки. Подробнее о конструктивном оформлении Изложено в примерах 10 и И.
Реже встречаются горизонтальные цилиндры с расположенными сбоку клапанами (фиг. 1746). В вертикальных машинах расположение клапанов может быть различно; фиг. 1747 и 1748 изображают две из наиболее типичных конструкций.
421
Обыкновенно клапаны сидят в особых коробках, устроенных на цилиндрах и закрепляемых крышками распределительного механизма. Иногда седла делают непосредственно в цилиндрах (фиг. 1749) или крышках. Требования к отливке Разрез C-D-F | ( Разрез C-D-E
в смысле точности и качества в этих случаях, конечно, повышаются, что приводит к браковке цилиндра или крыщек, если одна из узких поверхностей седла клапана окажется пористой или неплотной.
Близки к этим распределительным устройствам распределения поршневыми клапанами (фиг. 1750), в которых поршневые золотники, работая подобно клапанам, регулируют приток и отвод пара. Их преимущество заключается в быстром закрывании каналов и наблюдающегося в распре-
Отвод
ыпусннои клапан
I 1 Приток
Фиг. 1747. Цилиндр с клапанным распределением для вертикальных машин.
^Впускной клапан
Выпускной клапан
Впускной клапан
Разрез А-в
в отсутствии удара, делениях со свободным падением клапана, если это падение не получает торможения, но с другой стороны, необходимо принять в расчет и скольжение золотников. При помощи поршневых колец достигается вполне достаточная плотность
г) Цилиндры прямоточных машин
В прямоточной машине (фиг. 1751), впервые сконструированной проф. Штумпфом, поршень служит распределительным органом для выпуска, и этим определяются опережение выпуска и начало сжатия. В конце своего хода он освобождает выпускные щели А, через которые выходит пар, на обратном же пути вновь закрывает их, и оставшееся в цилиндре количество пара сжимается. В качестве впускного органа служит клапан В с двойным седлом, часто также и тарельчатый клапан. Преимуществами являются простота конструкции цилиндра благодаря отпадению выпускных золотников или клапанов, уменьшение вредных поверхностей и пространств и то обстоятельство, что тепловой обмен со стенкой является результатом процессов, происходящих только на одной стороне поршня, и поэтому протекает правильнее. Обогревание крышки полезно; обогревающей же рубашки может вовсе не быть, либо ее устраивают лишь по краям цилиндра, как показано на фиг. 1751.
Система парораспределения обусловливает длину поршня — а, где — ход поршня иа — ширина выпускных щелей, которую в среднем можно принять равной-^. Длинный поршень, однако, требует большей длины цилиндра. Для того чтобы при сжатии получить давление, близкое к давлению впуска, необходимы очень малые вредные пространства, от 1’/3 до 2°/о объема, описываемого поршнем, в случае если работа ведется с конденсатором, и большие, — от 15 до 17°/0, если выпуск пара» производится наружу. При переменной работе машины с конденсацией и выпуском пара наружу большие вредные пространства достигаю!ся устройством в крышках присоединяемых пространств.
422
Фиг. 1748. Цилиндр с клапанным распределением для йертикаль-* ных машин.
Фиг. 1749. Цилиндр локомотива с клапанными седлами, выработанными непосредственно в цилиндре (по Лентцу).
Фиг. 1750. Цилиндр с распределением поршневыми клапанами.
Фиг. 1751. Цилиндр прямоточной машины (по проф. Штумпфу).
423
д) Замечании к проектированию и конструировании? паровых цилиндров
В основу проектирования цилиндра кладется внутренний диаметр рабочего цилиндра и ход поршня, определение которых производится по мощности, которую машина должна дать, но этого вопроса мы здесь касаться не будем. Складывая длину хода, высоту поршня и зазор последнего по отношению к крышкам, получают второй основной размер цилиндра, его внутреннюю длину. Вышеупомянутый зазор образует часть вредного пространства, которое нужно наполнять свежим паром, если сжатие не доводится до давления впуска; по этой -причине зазор должен быть возможно меньше. Так как поверхности поршня и крышек обработаны, зазор может составить на каждом конце, примерно, 1°/о от хода поршня при малых и от 0,8 до 0,5% при больших ходах. Часто зазор спереди делают несколько меньше, чем сзади, для того чтобы при нагретом состоянии поршневого штока он был одинаков с обеих сторон.
Дальнейший расчет цилиндров сводится, с одной стороны, к определению поперечных сечений, через которые должно протекать рабочее вещество, и, с другой, к определению достаточной толщины стенок. В гл. 8, разд. III, Б приведены указания относительно средних скоростей пара vm для определения поперечных сечений /в см?, присоединительных патрубков паропровода; определение производится по F * с
формуле (151) /=----где F обозначает поперечное сечение поршня в см-, ст —
^vn
среднюю скорость поршня в м'сек. Та же формула служит для расчета распределительных каналов, причем в дополнение к приведенным в гл. 9, разд. I, В, 1 данным относительно распределительных клапанов укажем на то, что в каналах для распределений плоскими золотниками, для того чтобы размеры последних получились малыми, принимают г/т=40 м!сек и более, при поршневых золотниках — 30—35; при поворотных золотниках — 40 м!сек.
Особого внимания заслуживают крышки и некоторые большие плоские стенки золотниковых коробок и т. п. Цилиндры могуг иметь крышки с обеих сторон (фиг. 1745), причем крышки конструируют так, чтобы они могли быть изготовлены по одной и той же модели. Крышку, лежащую у рамы, лучше всего укрепить болтами, скрепляющими цилиндр с рамой. Часто одна из крышек может быть сделана в виде днища, отлитого вместе с цилиндром или наружной оболочкой (фиг. 1742 и 1744). Для того чтобы цилиндр можно было расточить толстой борштангой, следует устроить особое отверстие, на котором держится сальник и которое в случае, приведенном на фиг. 1010, служит для снятия поршневого штока.
В цилиндрах действуют следующие силы:
1. Избыточное давление (а иногда разрежение) рабочего вещества в цилиндре над давлением вне цилиндра (в большинстве случаев равным атмосферному). При выборе толщины стенок при умеренных давлениях в первую очередь считаются с условиями изготовления цилиндра. Слишком тонкие стенки затрудняют отливку частей, являющихся по большей части сложными; следует иметь в виду, что достигаемая путем уменьшения толщины стенок экономия материала, стоимость которого составляет едва одну четверть общей стоимости цилиндра, играет меньшую роль, чем опасность получения брака в литье. При больших давлениях цилиндры, если они имеют круглое поперечное сечение, могут быть рассчитаны как трубы. От внутреннего давления они. испытывают напряжения на растяжение в касательном направлении, а от давления на днища, если они отлиты вместе с цилиндром или жестко соединены, также и в осевом направлении; это напряжение благодаря парораспределительным щелям в отдельных местах зачастую значительно возрастает и может потребовать устройства прочных соединительных перегородок (фиг. 1743). Величина силы колеблется, не меняя знака, в пределах, в которых изменяется рабочее давление, и сила изменяет знак, если последнее становится то выше, то ниже атмосферного.
2. Давление пара в рубашке обогреваемого цилиндра. Нагрузка в общем постоянная. Рабочий цилиндр работает на сжатие и почти разгружен в момент, когда рабочий пар достигает того же давления, как и обогревающий пар, в то время как внешняя стенка рубашки постоянно работает на растяжение.
424
Дополнительные напряжения могут возникнуть в цилиндрах во время отливки, затем при сборке частей, а также вследствие нагревания.
Остаточные напряжения в отливке следует приписать различной быстроте усадки при застывании. Если одна часть продолжает еще стягиваться, в то время как другая, связанная с ней, уже приобрела способность сопротивления, то обе части подвергаются напряжениям, одна — на растяжение, другая—на сжатие, и обе еще на изгиб, если действие частей друг на.друга происходит на плече. Как протекает процесс усадки в цилиндре с двойными стенками, показывает опыт завода газовых двигателей Дей ц [XXIII, 4] произведенный над цилиндром газового двигателя (фиг. 1752). В обе стенки были залиты концы двух указателей Z, позволяющих на' двух масштабах Mt и Л4а наблюдать за смещениями, которые испытывают стенки во время остывания отливки. Mt и Л4а были закреплены на двутавровой балке независимо от формы для отливки. Рубашки начали садиться через 2 часа, внутренний цилиндр — лишь через 12 час. Смещение составило:
после 24 час. на рубашке 7, на внутреннем цилиндре 2.5 мм
. 36 . 15 , , , 10 „
. 80 „ „ 26 , , . 23 »
Таким образом внутренняя стенка, как это показывают кривые (фиг. 17:53),
отстала от наружной и должна была в конечном счете подвергнуться растягиваюгщим напряжениям. Это было доказано н опытом Эрхардта и Зе мер а, когда рабочая поверхность непригодного цилиндра была обточена. Еще раньше, чем стенка была насквозь проточена, она внезапно разорвалась и дала трещину примерно в 2 мм.
В готовой отливке остаточные внутренние напряжения ие могут быть обнаружены; однако они часто, являются причиной разрывов и поломок, если к ним присоединяются рабочие напряжения. Были даже случаи, когда остаточные напряжения, вследствие сотрясений во время пересылки отливки, разрывали цилиндр на отдельные части. Чтобы в известной мере обезопасить себя от подобных случайностей и одновременно проверить длотнрсть отливки, весь цилиндр наполняют водой и подвергают давлению, превышающему рабочее давление на несколько атмо-сфер, а часто даже вдвое или втрое. В данном S случае можно придерживаться пробных давлений, установленных в. D1N 2401 для труб и | трубопроводов (см. табл. 84) *. - I
Для уменьшения остаточных напряжений в цилиндрах служат различные средства: берут .
более тонкие стенки или применяют формовоч- Фиг. 1752—1753. Опыт над процессами ный материал, обладающий лучшей теплопро- усадки в цилиндре газовогб двигателя водностью; чтобы дать внутреннему цилиндру 1 '
быстрее остыть, отделяют рабочий цилиндр, от рубашки и вставляют его от-дельно (фнг. 1745, 1748 и др). . ' \ . \ .
Из добавочных напряжений следует прежде всего указать на те,^которые возникают при затягивании болтов крышек. Они вызывают напряжения во фланцах, но могут также значительно нагрузить и крышки, как далее будет доказано. Затем сюда относятся дополнительные напряжения, получающиеся благодаря цставке втулок в горячем состоянии, расчеканке медных уплотнительных колец (фиг. 1754) и вследствие разрывающего действия слегка конически обточенных направляющих втулок для золотника (фиг. 1742а) или клапанных коробок (фиг. 820), которые при слишком
i Или ОСТ 739.
425
сильной затяжке болтов приводят к радиальным трещинам во фланцах, проходящих сквозь отверстия для болтов.
Что касается тепловых напряжений от нагрева, то возникновение их обусловливается наличием следующих двух предпосылок: 1) падение температуры благодаря тому, что рассматриваемые части или обе стороны стенки имеют различные температуры; 2) невозможность (полная или частичная) деформаций, вызываемых происходящим расширением от нагревания.
Так, например, цилиндры с клапанным распределением конструкции по' фйЛ 1745, но без паровой рубашки, у которых соединительные каналы С и И между впускными и выпускными „коробками" отлиты вдоль цилиндра, оказались хорошими для
насыщенного пара, но совершенно непригодными при работе перегретым паром. Впускной канал, проводящий перегретый пар, стремился значительно сильнее расшириться, чем рядом расположенный рабочий цилиндр, который благодаря расширению пара имел гораздо меньшую температуру, но по своей конструкции обладал малой податливостью. Образовались высокие напряжения, послужившие к образованию трещин, появившихся 'большей частью у крайних плоских стенок указанного канала. Лишь после того, как от самого цилиндра были совсем отделены подводящие и отводящие трубы, как показано на фиг. 1755, удалось
сделать цилиндры вполне пригодными для работы даже с сильно перегретым паром. Также и форма цилиндра прямоточной машины (фиг. 1751) проста и свободна от дополнительных напряжений благодаря тому, что впускные клапаны лосажены
в крышке.
Высокие ребра вызывают почти всегда значительные тепловые напряжения
от нагревания, зачастую сильно коверкающие цилиндры или делающие их не круглыми, в случае если они (ребра) имеют различную температуру. Так, например, в месте присоединения к цилиндру ребра сильно нагреты, снаружи же, вследствие излучения, они остаются более холодными. Подобным же образом могут действовать и ножки, приделанные посредине под цилиндром. Некоторые конструкторы избегают ножек даже у заднего фланца, делая последний с цилиндрической скользящей поверхностью и давая ему направление в расточенной цилиндрической опорной поверхности. ч ,
При расчете в первую очередь определяют толщину стенки $ рабочего цилиндра, а в остальном ограничиваются проверкой прочности днищ и крышек и некоторых плоских стенок, а также фланцев и болтов. По соображениям литья размер 5 обычно придают и остальным стенкам, во многих случаях даже, крышкам, которые делают отдельно от цилиндра. Если напряжение от изгибающего момента и длина резьбы для отдельных болтов не требуют большей толщины, то фланцам придают толщину в 1,3—1,4s, делая постепенный переход к толщине цилиндра. Для выбора s можно пользоваться следующими эмпирическими формулами: ’
в цилиндрах, отлитых в вертикальном положении,
для горизонтальных машин:
s = g + l,3^, (498)
для вертикальных машин:
5 =-4-1,2 см. (499)
426
В цилиндрах, отлитых в горизонтальном положении, для горизонтальных машин:
5 = ^4-1,5слс, (500)
для вертикальных машин:
5 = 1,3 ЗД. (501)
Чо
Для вставных втулок цилиндров высокого давления у судовых машин толщину стеики, в зависимости от избыточного давленияр в котле, можно взять по формуле, приведенной в справочнике HUtte:
5 = 360-HQp10 ММ'
Втулки других цилиндров, а также оболочку для паровой рубашки, большей частью делают такой же толщины. В обыкновенных машинах торговых судов для того чтобы цилиндр можно было снова расточить, толщину его увеличивают еще на 3—5 мм»
е) Примеры
Пример 8. Цилиндр диаметром /2 = 300 мм с распределением простым золотником для горизонтальной машины с ходом поршня з1 = 500 мм. Рабочее давление р = 6 апт, Ящ« = 120 оборотов вала в минуту. Пар должен подводиться сверху и отводиться снизу. Высота поршня ВЛ = 100 мм (фиг; 1742).
Внутренняя длина цилиндра при зазоре $о=1°/о хода поршня или 5 мм-.
L = st 5* Ц-2s0 = 500100 -|-2,5 = 610 мм.
Площадь поршня: да 30а
F=k-^= г = 707 см\ 4 4
Средняя скорость поршня:
с.
St • п 0,5-120 пп , 30 ~ 30 — 2,0 м‘сек‘
При отливке в вертикальном положении толщина стенки цилиндра по формуле (498) составит:
*-£+,-3=|у + ’>3 = |’В 9 см-
Чтобы можно было еще раз расточить рабочую поверхность, выберем $ = 22 мм. На концах цилиндр расточен на конус до диаметра 306 мм.
Так как размеры машины небольшие, скорость пара примем умеренную:
т»т = 35 м/сек.
Поперечное сечение канала по формуле (151)
При высоте канала
5 = 0,6Л = 0,6-300 = 180 мм ширина
w = X = -^ = 22,5 мм. D 1О
В столь малых машинах положение золотникового зеркала определяется положением эксцентрика на главном валу, если желательно избежать колен или дорогих балансиров в распределительных тягах.
Расстояние оси золотниковой тяги от' оси цилиндра принято 420 мм. Тогда, по выяснении конструкции золотника, получаем расстояние золотникового зеркала
427
от оси цилиндра, равное 360 мм. Каналы, примыкающие на концах рабочей поверхности к цилиндру, идут от золотникового зеркала сперва наклонно, азатем концентрически к цилиндру, так как они должны быть закрыты кожухом.
Площадь сечения впускной трубы при средней скорости пара гп = 25 м/сек:
, F • ст 707-2,0 __ с . . ос
f. =-----— = —= 56,6 см2; d, = 85 мм.
25 *
Выбран дидметр 90 мм.
Выпускная труба при i'm = 20 м/сек: ,
fa = ^-£” = 7-^-^ = 70t7 см?; da = 95 мм; ат zu
принято da = 100 мм.
Задняя крышка цилиндра. Редко разбираемое соединение цилиндра с рамой осуществлено при помощи четырех сквозных болтов и одной шпильки посредине над каналом с; крышка же прикреплена шпильками для того, чтобы разборку этого соединения можно было производить, не снимая кожуха цилиндра. .Если предположить, что давление пара доходит до середины прокладки шириной в 15 мм, то давление на крышку составит:
\ Р = ~ £>2.0 = 4--32,Р-6 = 4860 кг.
4 4
Диаметр окружности центров болтов примем на-глаэ в 350 мм: при расстоянии между’болтами в 160 мм нужно иметь z=— j-g—= 6,9 болта. Выбрано 8 болтов диаметром 7/8", испытывающих нагрузку по 608 кг: напряжение каждого болта составляет-—^--= 224 кг/см2. Согласно кривой // на фиг. 378 это допустимо.
При-распределении болтов по окружности центров отверстий они были расставлены таким образом, чтобы ни в горизонтальной, нив вертикальной плоскости цилиндра они не попадали на отверстия для индикатора и штуцера для спускных кранов. В месте присоединения к цилиндру фланец имеет толщину 30 мм, т. е. в 1,36 раза большую»:чем толщина стенки цилиндра; на наружной окружности, где он служит для<П‘))икоепления кожуха, его толщина доставляет 20 мм.
. 7-Тодщину. стенки задней крышки, сделанной с углублением, примем на-глаз а =,18 мм. Крышку можно рассчитать по формулам (69) и (68) как плиту, заделанную с двух краёв и Имеющую форму кругового кольца с радиусом га = 13,4 см и ri = 6,0 см:
^=^- = 0,«8.
Формула (69)' дает влияние равномерной нагрузки р на кольцевую поверхность; наибольшее напряжение на изгиб возникает на наружной окружности, следовательно, йй круге'радиуса гв = 13,4 см и составляет: ч
,.... г* 13,4а
<4 = ±?4 • Р • - ±0,417 - 6 - ± 139 кг/см*.
^Формула (68) учитывает нагрузку средней части силою я. г? • р = к • 63- 6 = 679 кг, которую мцпредставляем себе распределенной вдоль внутренней окружности 2 • к • ге Поэтому, у наружной'окружности напряжение повышается на
, Р 0,285-679 „ , а
Ов = ± <р8 • — = zt-—— = 60 кг/см?,
т. е. до а = ±199 кг/см?.
' На переднем конце цилиндр заканчивается отлитым вместе с ним днищем, в котором отдельно посажен сальник, для того чтобы цилиндр можно было расточить ОПравКой диаметром в 120 мм.
<58
Расчет, днищ а. Подобно задней крышке днище может быть рассчитано как заделанная с двух , сторон плита, имеющая отверстие посредине: г(= 10,75 ем, гв = 15,3си, А = =о,7ОЗ,
' .«» = — ?4-р • = — 0,15 • 6 • = 65 KZjCM*
-к • d2
-------4-
’e = -?8-V
10,752 —-^--52 -6 = 4 /
^0,155-2060 __ ,
b 5— = 99 кг/см2’,
2060 «2;
о = о, -J- аа = 65 -|- 99 = 164 кг^см2.
Для скрепления цилиндра с рамой, которая должна воспринимать только давление на поршень, равное 4240 кг, достаточно 5 болтов диаметром ’/8" (о, = 312 кг 1см2),которые поставлены таким образом, чтобы они не совпадали с приливами. Один из болтов попадает на канал с и должен быть поэтому заменен шпилькой.
Напряжения в имеющей углубление крышке золотниковой коробки подсчитаны приближенно, как в эллиптической пластинке, заделанной по всему контуру с полуосями a =12,5 см и 6=11,0 см. При = 0,88 и «= 2 см
наибольшее напряжение на изгиб на концах малой оси составило бы по формуле (74): ла 112
,.. .... ;| ,L . o = =t?s -— = ±=0,941 -6--^2- = ±z 171кг/сл<2.
Учитывая, что действительное напряжение будет несколько выше, следует полагать, что толщина крышки выбрана правильно. Посредине крышки, согласно формуле (75); напряжения составили бы:
112
а = ±<р9-р = ±=0,58 • 6 • - = ±= 105 кг/см2.
S *
Если бы крышка была сделана в виде обыкновенной, ровной плиты, т. е. без углубления, то ее пришлось бы сделать толще. Расчет ее по формуле (77) как плиты, свободно лежащей вдоль осевой линии болтов и равномерно нагруженной ^18
р кг/см2, при 6=18, a = 19,5 см и — = == = 0,923, исходит из несколько боль* шой нагрузки, но даже при допускаемом напряжении А, = 300 кг)см2 привел бы к толщине стенки: _________________________
/ЛЗ Г 1R2
912 • Р ’ = ]/ 1.325- 6 -^ = 2,93 см.
По сравнению с крышкой стенки золотниковой коробки достаточно прочны, так что проверочный расчет их излишен.
Болты крышки. Если предположить, что давление доходит до середины прокладки, ширина которой равна 30 мм, то давление на крышку составит: Р—33 • 30 • 6 = 5940 кг. Чтобы не получить слишком больших расстояний между болтами, надо на каждой стороне крышки взять по 3 болта, всег.о, следовательно, 12. Если болты распределить таким образом, чтобы концы крьшки не были слишком нагружены, то расстояние между ними составит 115 и 100, в среднем t= 109 мм. На наиболее нагруженные болты, а именно — на средние на длинных сторонах, по формуле (516) придется нагрузка
_ P-t 5940-10,9
Q=2^ = -2^H8- = 574!'
р
в то время как в среднем на каждый болт приходилось бы = = 495 кг. Для пер
429
вого случая, согласно табл. 71 при с = 0,045 вполне достаточны были бы болты диаметром •//.
Относительно конструкции цилиндра надо заметить следующее: для простоты малый цилиндр укреплен на раме на весу, а золотниковая коробка сделана симметричной как по отношению к продольной плоскости, так и к плоскости, проходящей через главное поперечное сечение. Поэтому парораспределительные каналы присоединяются, конечно, не к наиболее глубоким местам рабочего пространства цилиндра, как это было бы желательно для отвода конденсирующейся воды; таким образом цилиндр легче отформовать, легче сделать правую и левую модель, для чего нужно только переставить впускные и выпускные патрубки. Приливы для спускных кранов сделаны на цилиндре вверху и внизу, но просверливаются только внизу. Приливы для индикатора находятся в горизонтальной плоскости против золотниковой коробки.
Кожух самого цилиндра состоит из согнутого по цилиндру листа, изображенного в развернутом виде на фиг. 1742 слева внизу, к которому примыкают встык плоские листы, окружающие золотниковую коробку. При этом фланцы труб и сальники настолько выдвинуты, что доходят до внутренней поверхности листов. Стык вдоль периферии зрлотниковой коробки перекрывается несколько выступающим фланцем. Золотниковая коробка, а также задняя крышка цилиндра показаны незакрытыми; плоские листы, под которыми может лежать теплоизолирующая масса, могут быть без труда привернуты болтами.
Что касается смазки, то предположено, что масло вводится в свежий пар.
Фиг. 1738 изображает 4» о р м о в к у цилиндра. Ради плотности и равномерности литья цилиндр отливают в вертикальном положении, однако, ввиду отмеченной выше симметричной конструкции, приходится иметь дело с формой, состоящей из двух частей и разделенной вдоль плоскости, проходящей через главную ось, если фланцы для впускной и выпускной трубы сделаны при помощи вспомогательных шишек ht и й2. К заднему фланцу присоединена высокая прибыль. Форма заполняется чугуном через особый литниковый канал с четырьмя ответвлениями или через показанный на эскизе рядом кольцевой литниковый канал, распределяющий металл равномерно по форме вдоль главного стержня.
Обработка, заключающаяся в расточке рабочей поверхности и сальника золотниковой коробки, обточке фланцев, строжке или фрезеровке золотникового зеркала и присоединительных фланцев для трубоводов не представляет никакой трудности. Чтобы иметь возможность обработать рабочие кромки паровых каналов точно по размеру, сделаны выступы / и g (фиг. 1742).
Пример 9. Фиг. 1743 изображает цилиндр низкого давления с крановым распределением машины водопроводной станции East Jersey Water Со (Водопроводное О-во в Ист-Джерси) конструкции проф. Ридлера и Штумпфа. Диаметр составляет 40", ход поршня—42'. Вал машины делает 80 об/мин. Действие парораспределения уже было подробно изложено на стр. 420. Для обогревания служит паровая рубашка, отлитая вместе с цилиндром; свежий пар подводится к ней через два отверстия К назерху, отводная труба присоединена в самой низкой точке L. Для уменьшения тепловых потерь между обогревающей рубашкой и выпускным каналом Н имеется воздушный слой. При отливке стержень рубашки держится на четырех боковых широких отверстиях М, предназначенных также для очистки, и на четырех продольных тягах, проходящих через отверстия N в торцевых стенках. Две ножки, отлитые под коробками выпускных кранов, служат цилиндру опорой на чугунных основных плитах, а прилив R—для укрепления качающегося диска кранового распределения. Отношение диаметра отверстия крана d к диаметру D составляет d: D = 8": 40" = 0,2;
d 8<л 8W
отношение d к ширине канала а у впуска —= ^ = 4; у выпуска -^- = 2,67. Впуск-CL о
ные и выпускные щели укреплены каждая двумя ребрами,' за вычетом которых щели имеют длину £ = 0,88D, на концах ограничены круговыми дугами, центры которых лежат на главной оси цилиндра, для того чтобы поперечное сечение канала в месте присоединения к поверхности цилиндра имело приблизительно ту же длину, что и у золотника. Во время отливки целесообразно продолжить ребра внутрь цилиндра, как показано пунктирной линией на фиг. 1743 слева, для
439
того чтобы они были плотными и не давали трещин. При средней скорости поршня с„ = 2,845 м/сек получились средние скорости пара: в подводящей трубе А— 29,0, во впускной щели—50,7, в выпускной щели—33,9, в отводной трубе J—23,2 м/сек.
В вертикальных машинах встречаются цилиндры конструкции Д е р ф е л я (фиг. 1744). Оба верхних золотника расположены сбоку от цилиндра, а оба нижних в днище цилиндра, благодаря чему присоединяющие щели очень коротки, и вредное пространство получается малым. Впускные и выпускные каналы расположены сбоку, присоединения труб — снизу; в общем получается очень простая и хорошая конструкция цилиндра.
Пример 10. Цилиндр низкого давления с клапанным парораспределением для машины водопроводной станции (черт. 1). Диаметр D„ = 800 мм, ход поршня Sj = 800 мм\ в случае, когда машина применяется как фабричный двигатель, а цилиндр высокого давления работает с наполнением в 40%, давление пара равно 2,7 ат. Наибольшее давление на поршень Р= 17400 кг (гл. 3, разд. I).
Цилиндр (фиг. 1745), согласно черт. 1, сконструирован как правая модель, соответственно расположению распределительного вала на правой стороне.
При ширине поршня В = 160 мм (фиг. 1000) и зазорах поршня в мертвых положениях по s0 = 5 мм, т. е. 0,062%,хода поршня, получаем внутреннюю длину цилиндра:
L =sl4-B + 2so = 8OO+160 4-2 - 5 = 970 мм.
Рабочий цилиндр вставлен в рубашку, в которой непосредственно отлиты клапанные гнезда, и уплотнен на обоих концах при помощи зачеканенных медпых колец, как показано на фиг. 1754. Цилиндр обогревается рабочим паром, который подводится снизу через патрубки А, обходит рабочий цилиндр, у В поступает в верхний продольный канал С и во время впуска устремляется в цилиндр через впускные клапаны, сидящие в камерах D и Е (фиг. 820). Выпускные клапаны, находящиеся в F и G (фиг. 822), во время выпуска выпускают- пар в канал Н с присоединительным фланцем J через трубопровод к конденсатору.
Обе крышки сделаны отдельно: к ним проведены трубопроводы для обогревающего пара, проходящие через отверстия Мг в раме и М, в кожухе крышки; подводящие трубы присоединены в самых высоких точках Xi и Ха, а отводящие — в самых низких точках Lt и % для отвода конденсирующейся воды.
При условии, ню отливка производится в вертикальном положении, толщина стенки s рабочего цилиндра по формуле (498) составит:
s = 4- 1,3 = 4- 1,3 = 2,9 см.
5U OU
Выбрано 30 мм — размер, взятый за основу при конструировании рубашки и крышек. Напряжение в трубах от рабочего давления по формуле (152а):
80-2,7 „
----=36
очень мало. На концах на протяжении 20 мм с каждой стороны рабочий цилиндр расточен на конус, для того чтобы крайние поршневые кольца в мертвых положениях переходили на 2 мм и чтобы облегчить вставку поршня.
Окружающая рабочий цилиндр рубашка сделана широкой потому, что она является ресивером и при открытии впускных клапанов должна содержать большое количество пара, готового для поступления в цилиндр. При внутреннем диаметре подводящей трубы А, равном 175 мм, было бы достаточным сделать расстояние между цилиндром и рубашкой равным -^-~45 мм, если скорость пара не должна изменяться. Выбрано 90 мм. Положение впускных и выпускных патрубков определяется двумя условиями, а именно тем, что средние плоскости обоих распределительных органов должны быть сдвинуты на 55 мм друг против друга, и еще тем, что примыкающие к цилиндру каналы не должны врезываться в рабочую втулку, и уплотнение зачекаиенными медными кольцами не должно быть повреждено. При
4.71
проектировании било принято, что эксцентрики к выпускным клапанам лежат внутри; соответствующие клапаны, таким образом, определяют положение плоскостей парораспределения.
Размеры выпускных клапанов и коробок были установлены на фиг. 822 Поперечное сечение прохода /„ = 232 см'2. Внутренний диаметр d' камеры над коробкой определяется исходя из того соображения, что половина количества пара при наивысшем подъеме клапана, диаметр • которого 191 мм, должна выйти через верхний край клапана. Поэтому
. rf'a =—4-4- = 2874-116 = 403 см9', 4 4 2 1
d' = 22,7 cm\ имеет в натуре 240 мм.
Если скорость в канале, соединяющем клапанную коробку с цилиндром, должна быть одинаковой со скоростью в клапане, то поперечное сечение канала должно быть тоже /, = 232 сл<2. Этому довольно точно соответствовала половина поперечного сечения рассчитанной выше камеры, так что канал мог получить форму полукруга и его переход в цилиндр мог быть сделан в виде четверти шара с радиусом в 120 мм. Ось клапана совпадает затем с кромкой рабочего цилиндра; ее расстояние от главной оси составляет, следовательно, 480 мм.
Выпускной канал окружает коробки концентрически; по фиг. 1745 он получил такие размеры, что его поперечное сечение вокруг коробки составляет ~ см9. Благодаря этому внутренняя ширина его составила 380 мм при внутренней высоте в 1С0 мм. На пути к выпускной трубе его поперечное сечение составляет 3{30 см9, что в 1,64 раза больше поперечного сечения клапана. При * э^их размерах стержень Н обладает достаточным сопротивлением. Присоединение1 выпускной трубы диаметром в 225 мм, расчет которой приведен в гл. 8, разд. У1,;1соотве;гс?вует германским нормам для труб 1832 г. ' 1
Положение впускных клапанов определяется расстоянием их с обеих сторон от главной оси, составляющим 480 4-55 = 535 мм. Согласно 1 фиг. 820, их поперечное сечение в свету равно /,= 190 с,иа. Там же установлена форма окружающей их стенки цилиндра. Внутренний диаметр dr камеры Е (фиг. 1745), размер которого должен быть таким, чтобы поперечное сечение для пара вокруг днища клапанной -коробки диаметром в 200 мм было одинаковым с поперечным сечением самого клапана, определяется из формулы:
. (<f)2 = -1202 4- 190 = 504 см9 или d'~250 мм.
Впускная щель, положение которой определяется кромкой рабочей втулки, имеет длину, круглым счетом равную d' = 250 мм, ширина ее должна быть поэтому 190 *
-gg- = 7,6 см. Если, наконец, днище клапанной коробки расположить на 30 мм над
наивысшей точкой кромки щели (фиг. 820), то получим положение плоскостей седел коробки в цилиндре. При этом верхнее лежит выше стенки рубашки, так что штуцер клапана Е должен быть приподнят. Правда, стержень при этом получается сложным, ио зато этим достигается преимущество в том отношении, что уплотняющая поверхность в меньшей степени подвержена искажающему влиянию рубашки и ее напряжений.
Соединительный канал С, идущий к впускным клапанам, окружает впускные штуцера Е-. его ширина,, равная 380 мм, при высоте в 95 мм образует поперечное сечение 38 • 9,5 = 361 см-, что приблизительно в 1,5 раза больше поперечного сечения подводящей трубы. ’
Болты для укрепления втулок распределительных клапанов испытывают нагрузку от избыточного давления в цилиндре, действующего на поверхность круга диаметром в 250 мм у коробки впускного клапана (фиг. 820) и в 256 мм у коробки выпускного клепана (фиг. 822). Чтобы сильнее затянуть коробки,; болты сделаны
03
толстыми. Выбрано 6 болтов диаметром ’//; диаметр окружности отверстий 310 мм. Напряжение от давления пара составляет:
г. • d? • р -к
4г -Fj
25,62 - 2,7 110 , . 6-1,96 118 кг‘см '
Присоединение впускной трубы диаметром в 175 мм также сделано по германским нормам для труб 1882 г.
Впускные штуцера определяют положение фланцев цилиндра,-. Если в целях обработки их сделать выступающими на 10 мм за стенки впускного канала, то наружная длина цилиндра, измеренная между фланцами, составит 1530 мм.
Толщина фланца 1,3s — 1,3 • 30, округленно 40 мм. При ходе поршня вперед соединение с рамой должно передать давление на поршень, равное максимально .Р=17 400 кг, но вместе с тем прижимает к цилиндру также и переднюю крышку, которая при избыточном давлении 2,7 ат во время обратного хода, поршня натру»
ТГ ' 5 . I
жена силой, равной (91,в9—102) • 2,7 = 17 660 кг, если принять, что дадление пард проникает до середины прокладки, ширина которой 18 мм. В обоих случаях нагрузка болтов меняется от нуля до максимума. Достаточно взять 12 болтов Диаметром Р/з’-
а, = Зое. = = 327 кг/см*.
’ z-Fl 12-4,50
У Задней крышки, соответственно минимальному расстоянию й 160 ММ,число болтов доведено до 20. При диаметре болтов V/' имеем: (
17660
20 • 2,72
*max
«-Л
325 кг 1см1.
Штуцера для предохранительных клапанов диаметром, по 50 ММ поставлены вплотную над выпускными клапанами, чтобы конденсирующаяся
вода тотчас же по осаждении могла стечь.
Штуцера для индикаторов, которые из-за соединительных тяг V между рамой и насосом пришлось поставить несколько косо вверх, привинчены особо к приливам W на рубашке, чтобы облегчить отливку цилиндра.
Ножки для опоры заднего конца цилиндра образуют продолжение фланца; они лежат на чугунных основных плитах, по которым они могут скользить, в случае расширения от нагревания. Наконец для укрепления обоих подшипников распределительного вала к рубашке прилиты еще штуцера 5. -
Конструкция и расчет крышек. Их высота получается .соответственно полной и внутренней длине цилиндра. Для обогревания крышек последние сделаны с двойными стенками, причем лицевые стенки соответственно поршню сделаны гладкими: обе стенки соединены и укреплены шестью ребрами. Чтобы облегчить распределение обогревающего пара и спуск конденсационной воды, в ребрах по наружному краю крышек и у сальника • сделаны выемки. Широкие Стержневые отверстия закрывают прн помощи ввинченных и зачеканенных пробок. Q6fe крьгшкй можно формовать с помощью одной и той же модели; они отличаются, друг от друга лишь величиной фланца н втулки для сальника.
Что касается расчета на прочность, то при большом расстоянии лицевых стенок друг от друга и при низком рабочем давлении расчет крышек в< целом излишен. Достаточно проверить прочность частей стенки между ребрами. -Рассматривая их как заделанные плиты диаметром в 310 мм по формуле :(64}, найдем, что при Ав = 250 кг)см2 они могут вынести равномерную нагрузку, равную: - . <
k. • s9 250-32 1ОС
Р 0,75 - га2 0,75 - 15,52312,5 °'”’ г , 1 J
что по сравнению с рабочим давлением в 2,7 ат и давлением обогревающего пара, примерно той же величины, представляется вполне достаточным. ; * ... !
1£о.жух состоит из двух чугунных крышек NY и Nit сидящих на раме.и на заднем фланце цилиндра, изогнутой из целого листа покрышки О и чугунной обшивки Р задней крышки. Первые две окружают теплоизолирующую массу,-которой;, цилиндр
28 р е т ш е р. Детали шшип, т. П.
433
покрыт для уменьшения излучения тепла; они сделаны отдельно от кожуха крышки, чтобы предохранить массу от повреждения в случаях, когда надо <;нять крышку цилиндра, поршень или поршневой шток. Листовая покрышка поддерживается двумя железными кольцами и связана с ободами крышек кожуха при помощи двух натяжных дент из тянутого железа. Из-за болтов крышки цилиндра и присоединения к фланцу сальника обшивке крышки пришлось придать “выпуклую форму.
Для того чтобы для соединительных тяг V между рамой и корпусом насоса не получились слишком далеко выступающие приливы, тяги были пропущены внутри кожуха, что при умеренной температуре в цилиндре низкого давления не является опасным. Благодаря этому расстояние между осями тяг составило 1220 мм.
В верхушке впускного канала С предусмотрены две трубки для смазки, которую увлекает проходящий мимо пар.
Рабочая поверхность и главный фланец очень удобно обрабатываются на станке для расточки цилиндров, имеющем толстый шпиндель. Обработка штуцеров впускных и выпускных клапанов на вертикальном сверлильном станке также не представляет трудности, так как цилиндр можно надежно установить иа расположённых на одной высоте рабочих поверхностях штуцеров и при соединительных плоскостях впускных и выпускных труб, которые целесообразно сперва прострогать.
Пример 11. Цилиндр высокого давления машины водопроводной станции (черт. I). Диаметр цилиндра £\ = 450 мм, ход $1 = 800 мм. Рабочее вещество: пар, перегретый до 300°, давление р=12 ат.
Как было отмечено выше при изложении общих соображений относительно паровых цилиндров, применить здесь ту же конструкцию, что и для только что описанного цилиндра низкого давления, невозможно из-за тепловых напряжений от нагревания вследствие высокой температуры во время работы. Прежде всего сконструировали рабочий цилиндр возможно п р о щ е, а именно — отдельно от клапанных коробок и в виде тела вращения без ребер или иных приливов (фиг. 1755). Обогревающая рубашка также отсутствует, так как перегретый пар в первой ступени дает лишь небольшое количество конденсата. Головки цилиндра сделаны насколько возможно симметричными относительно вертикальной продольной плоскости.
434
Хотя подвод пара через отлитый за одно целое с цилиндром канал был бы дешевле, но это привело бы к одностороннему, весьма сильному нагреванию головки, искривлениям и напряжениям от нагрева. Подводящие железные трубы сделаны отдельно и присоединены непосредственно к впускным патрубкам. Вследствие высокой температуры соединительные тяги между рамой и насосом были проведены вне кожуха. Расстояние между ними удалось несмотря на это уменьшить до 1120 мм. Распределительные органы к впускным и выпускным клапанам расположены в одной плоскости, так что и оси клапанов совпадают.
Цилиндр спроектирован в виде левой модели. Основные продольные размеры и высота крышек в значительной мере определяются из того условия, что размеры поршневого штока должны быть теми же, что и на стороне низкого давления. Внутренняя длина цилиндра та же, что и на стороне низкого давления: L = 970 мм. Толщина стенки а рабочего цилиндра вследствие литья в стоячем положении определяется согласно формуле (498):
п 44
s = ^*+1,3 = ^4-1,3 = 2,2 см.
50 50 1
Напряжение от рабочего давления:
°.= = = 1 кг1с^
43 At 41,4
что допустимо. «
Сое ди н ительные болты головок цилиндра (фиг. 1757). Диаметр окружности центров отверстий выбран в 570 мм. Число болтов' при расстоянии их друг от друга, it * 57
примерно, 120 мм составило бы: г=—^- = 14,9. Взято 16болтов. Усилие, приходя-1
щееся на каждый из них, при неблагоприятном с точки зрения нагрузки предположении, что полное давление проникает встык на глубину 10 мм, т. е. действует на площади круга диаметром ТУ = 514 мм, составит:
5-’-^. 11=4560
Согласно "фиг. 378, при с = 0,045 и хорошем изготовлении, достаточно взять болтй диаметром I1/»’-
Толщина фланца h = 1,5s = 1,5 • 2,2 = 3,3 см. Выбрано 35 мм. Напряжение на изгиб;
6-z-Q-a 6 • 16 • 1560 • 3,8 ОПА , _
. О.. ----..49,4.3,5» ° 300
На концах рабочий цилиндр расточен на конус по длине 17 мм с каждой стороны. К верхней части цилиндра примыкают две трубки, через которые маело подводится под давлением.
В обеих головках цилиндра находятся впускные и выпускные коробки с относящимися к ним фланцами, затем приливы для подшипников распределительного вала и приливы для индикаторов, из-за соединительных тяг поставленные косо вверх; задняя головка имеет, кроме того, ножку. Основная форма головок одинакова, так что можно для их отливки использовать одну модель и одинаковые стержневые ящики; однако из-за различных патрубков они бывают правыми и левыми и отличаются еще величиной присоединительных фланцев.
Впускные и выпускные коробки стоят вертикально друг над другом, так что их легко обрабатывать проходящим насквозь шпинделем, для чего в щелях, соединяющих их с цилиндром, сделаны выемки а. Положение коробок по отношению к середине цилиндра определяется тем, что вышеуказанные щели не должны врезываться в рабочую часть цилиндра. При скорости пара с*Шах = 40 м!сек площадь выпускной щели:
у — ’ Ст” — 1512 • 2,095 _ уд 2 слр
а Т/шах 40
Внутренний диаметр клапанного гнезда выпускной коробки, при конструировании клапана точно таким же образом, как это описано было для цилиндра низкого давления,
28*
435
получился равным 170 мм. Если щели придать ту же длину, то необходимая ширина 79 2
будет —^-=4,66 сл«~45 мм и расстояние оси коробки от оси цилиндра составит 480-}-22,5 = 502(5 мм. Положение одного фланца у передней головки определяется присоединением к раме, а положение другого выбрано так, чтобы он был независим от коробок с целью уменьшения остаточных напряжений в отливке. Благодаря этому клапанные головки далеко захватывают рабочий цилиндр, на который их лучше всего насадить в нагретом состоянии, но лишь с малым натягом, чтобы возможнее -искривления головок не могли нарушить работу машины. Ножка сделана в-вид^е ' продолжения заднего фланца и для облегчения обработки поставлена на той же высоте, что и нижняя поверхность выпускной коробки и выпускного патрубка. Ножка опирается на чугунный мостик, перекинутый через канал в фундаменте н^д выпускными клапанами; вследствие расширения цилиндра из за высокой /температуры во время работы она должна иметь возможность скользить по мостику.
Пат рубки для индикаторов, если их отлить непосредственно с цилиндром, усложнили бы,формовку и отливк)| поэтому их привертывают отдельно.
Фиг. 1756 — 1758. Соединение фланцев у цилиндра фиг. 1755. Фиг. 175S. Соединение с рамой и боновое скрепление передней крышки. Фиг. 1757. Болтовое соединение головок с рабочим цилиндром. Фиг. 1758. Присоединение подводящей трубы.
...—г-
t ///////г/.
Если присоединение впускной трубы сделать по нормам 1912г. для паропроводов высокого давления, то получится диаметр фланца в 240 мм, ’ что потребовало бы сильного увеличения диаметра кожуха, под которым он находится. Поэтому, как показывает вспомогательный чертеж на фиг. 1755 справа, диаметр фланца доведен до 210 мм путем уменьшения числа болтов до шести; кроме того, внутри и снаружи фланец был срезан до ширины 180 мм. При неблагоприятном условии, что полное давление в 12 ат действует
до наружного края уплотнительного выступа, т. е. на диаметре d„=145 мм (фиг. 1758), напряжение в болтах составит
= df . р тс
* 4 z • F,— 4 ’
1^=252 «,/сЛ
Напряжение несколько выше того, которое дает фиг.'378 для с = 0,045, однако, оно представляется еще допустимым. Выпускному фланцу оказалось возможным придать; нормальные размеры.
Размер;!! ре д о х р а н и т е л ь ны х клапанов d = • Dh = 45 мм. Они по-
ставлены непосредственно над выпускными клапанами. Так как крышки не обогреваются, то их можно было сконструировать в виде открытых с одной стброны ребристых тел, отличающихся только патрубками для набивки сальников. При этом большая глубина крышек позволяет наполнить их значительным количеством теплоизолирующей массы и этим уменьшить излучение цилиндра, а сальники — выдвинуть далеко наружу и этим отдалить их от высокой температуры цилиндра. Снаружи крышки закрыты плоскими дисками.
Расчет крышек. Толщина стенки та же, что и у стенки цилиндра — 22 мм. Если лицевые стенки передней крышки, усиленные шестью ребрами, рассматривать как плоские, заделанные по краю плиты диаметром в 160 мм, то по формуле (64) напряжение их равно:
г2 82
а = 0,75 р • = 0,75 -12 • = 119 кг/см\
что является низким.
. Болты крышек и фланец рассчитаны в гл. 5, разд. VIII, а сальники в гл. 13, разд. В. Кожух сделан так же, как у цилиндра низкого давления, но большого диц-метра, чтобы теплоизолирующая масса могла быть толще. Для тою чтобы выдер-
<36
жать одинаковый наружный вид, кожухам крышек также придают выпуклую форму..
Расчет головок цилиндра. Толщина стенки принята такой же, как и у рабочего цилиндра — 22 мм. Фланец, соединяющийся с рамой (фиг. 1756), должен быть сделан толстым вследствие большого диаметра окружности отверстий в 720 мм, зависящего от формы рамы (фиг. 1698). Нагрузка фланца наибольшая, когда пар действует сзади поршня, так как тогда он должен передать на раму давление на поршень, определенное в гл. 3, разд. I, в = 16 900 кг. Это давление подвергает соединительные болты напряжения на растяжения. В это время пространство перед поршнем соединено с ресивером, в ‘ котором господствует избыточное давление в 1,1 ат, подвергающее переднюю крышку нагрузке- в Р = ^- • 51,2а • 1,1 = 2265 кг.' Эта сила действует подобно силе Рь, так как она также подвергает болты крышек напряжению на растяжение. Если для достижения постепенного перехода, соответственно диаметру в 555 мм у -места присоединения, толщина стенки цилиндра увеличена с 22 до 30 мм, то измеряемое по радиусу плечо, на котором приложены силы болтов рамы, увели-720___________________555
чивается до л =-----------= 82,5 леи, плечо, а', на котором действуют болты крышек,
составит 5 мм, если диаметр окружности отверстий, как у задней, крышки, выбрать, согласно фиг. 425 равным 565 мм. Если допустить напряжение А, = 250 кг!см'1, то высота фланца получается из равенства:
:... 6 (Р^а + Р-а') _ 6 (16 900-8,25 + 2265 • 0,5) 1О*,.
== —---------£--- --- г-г- г--------ГГРл------—
я • D' • kb
я • 55,5 • 250
Л = 4,4 см.
Взято .45 мм. Для прикрепления крышки применены шпильки, для присоединения к раме— сквозные болты. Последних взято 12 штук диаметром П/е"» из которые, каждый испытывает нагрузку
„ 16 90() ,„1О
Q = —~ 1410 кг
14
или напряжение
Фиг. 1759. Повышение давления в четырехтактном двигателе внутреннего сгорания при раннем зажигании в точке А.
оа = Я=^^ = 314 кг/см*, $ “1
Б. ЦИЛИНДРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
1. Общие указания о возникновении и действии тепловых напряжений,
При конструировании цилиндров двигателей внутреннего сгорания следует прежде всего иметь в виду тяжелые условия работы, обусловленные значительным рабочим давлением при высокой температуре. В двигателях с быстрым сгоранием давление достигает 25 ат (гл. 11, разд. II, Д), а при раннем ° зажигании, т. е. если смесь уже во время хода сжатия зажигается благодаря раскаленным остаткам сгоревшей смеси, нередко повышаются на 53—80% (фиг. 1759). Преждевременное зажигание в точке А вместо В быстро повышает давление до величины С и вместе с t тем и конечное давление сжатия до величины D при сильной, перегрузке цилиндра, поршня, крышек и передаточного механизма. В двигателях с постепенным сгоранием давление сгорания, обычно, составляет от 35 до 40 ат-, при неплотном приспособлении для вбрызгивания горючего оно может сильно возрасти из-за преждевременного сгорания.
Высокая температура горючих газов, достигающая ленного охлаж дения цилиндра по всей поверхности, иначе возникают неравномерные расширения цилиндра и неплотности; кроме этого,
1600° и более, требует уси-описываемой поршнем, ибо
437
охлаждают также и поршень. Однако охлаждение вызывает сильное падение температуры и вместе с тем неизбежные значительные тепловые напряжения в стенках даже в цилиндрах простейшей формы. Они представляют сжимающие напряжения во внутренних и растягивающие во внешних слоях стенки, причем они возникают как в виде продольных напряжений параллельно осн цилиндра, так и в виде круговых напряжений в направлении касательных.
Наружная поверхность стенки цилиндра, когда двигатель работает на установившемся режиме, подвержена постоянно одинаковой температуре охлаждающей воды, внутренняя же поверхность, напротив, при каждом рабочем ходе подвержена
Фиг. 1760. Распределение температуры в стейке цилиндра двигателя внутреннего сгорания.
~~-1
Фиг. 1761. К определению напряжении в цИлиндре от нагревания.
действию изменяющейся в широких пределах температуры горючих газов. Последние вызывают колебания температуры во внутренних слоях стенки, причем, вследствие плохого теплового обмена между газом и стенкой, колебания происходят в узких пределах и проникают лишь на Небольшую глубину. На цилиндре двухтактного двигателя Дизеля Эйхельберг [XXIII, 5] определил, что температура газов колебалась между 100 и 1600°, в среднем составляя 560°, а температура стенки отклонялась от средней (205°) на-[-14 и —8°, и что эти колебания проникали на глубину, примерно, 5 мм. На фиг. 1760, где температуры отдельных слоес отложены перпендикулярно к линии АВ, колебания показаны полем EFD. Начиная от F, устанавливается неизменяющийся тепловой поток и происходящее по прямой FG па-дение;гемпературы. Разница температур наружной поверхности стенки и охлаждающей воды составляла 50°; вследствие лучшего обмена тепла она значительно меньше чем, у внутренней поверхности. Если линию GF.продолжить до пересечения с внутренней стенкой в С, то получим основное падение температуры от/, = 205° 4 до £о = 90°, следовательно, на 115°.
Определим сначала напряжения, обусловленные этим основным падением температуры CG. Для -этого представим себе, что из цилиндра, внутренний радиус которого г,- и наружный га, вырезан клинообразный кусок (фиг. 1761, слева), ограниченный дцумя плоскостями, от друга, и малый угол поверхности нем слое существует температура tm = к этой температуре, то рассматриваемый кусок во все стороны равномерно увеличился бы, остался бы свободным от напряжений и геометрически себе подобным, как это тонкими линиями показано на фиг. 1761, справа1. При этом волокно у наружной окружности, исходная длина которого /в = С • г,, удлинилось бы на величину г 4- ж
С • га • • f, где 7 — коэфициент теплового расширения примененного мате-
риала. Под влиянием же действительной температуры ta оно удлиняется только на Разница . х ,
х -г- • 7 • г. • (ф -1.) - С • 1 • г. .
1 На указанной фигуре изображено не равномерно расширенное тело без внутренних напряжений, а тело — с расширением у наружной поверхности и сжатием у внутренней под действием продольных и касательных напряжений. Прим. ред.
438 )
перпендикулярными к оси цилиндра находящимися на расстоянии z друг двумя проходящими через ось цилиндра плоскостями, образующими С. Если цилиндр нагрет так, что температура tt° у внутренней по прямой падает до t° у наружной поверхности, то в сред-
. Если бы весь цилиндр был приведен
вызывается растягивающими напряжениями, действующими в касательном направлении к окружности цилиндра, если последний сохраняет свои размеры. Удлинёние по касательной, отнесенное к единице длины, составит ег = -£-=?= 7 • -0—". То же имеем и в направлении оси цилиндра; подобным же образом можно показать, что волокна tt-----------------------------------ta
испытывают одинаковое удлинение е, = 7 • -* , так что соответствующие напряже-
ния at и о, должны быть равны. Их действительное значение получим, если представим себе, что удлинение et вызвано обоими напряжениями: если а—коэфициент удлинения и —отношение поперечного относительного сжатия к относительному удлинению материала (коэфициент Пуассона), то 1
а при а{ = ъ _ т е т 7
т — 1 а т — j ’ а ' 2
В чугунных стейках, при т = 5, »,25-1.
10
в железных, при т = у.
(503)
(504)
(505)
(506)
Той же величины напряжения, но сжимающие, возникают при условии постоянства коэфициента удлинения а, иа внутренней поверхности цилиндра, где волокна длиною под влиянием температуры t° стремятся удлиниться на
йеличииу С • rt • tf • 7, в то время как равномерному нагреванию до соответ-у А
ствует удлинение на С• г,-• 1 • Т• Разница, т. е. необходимое укорочение
волокон, составляет:
8 = ' • <-7 • (Л —
+ г .. .. —К
л 8 • / — ta л
Относительное укорочение внутренних волокон — е= —— 7 . - по абсо-.
► Л!
лютной величине одинаково с удлинением наружных, и приводит поэтому к одина-
ковым напряжениям: 4
m 7 it — t. 0<~0,— • 7 ‘ —г-
(504)
Напряжения в стенке распределяются по закону прямой линии: растягивающие и сжимающие напряжения находятся в состоянии равновесия.
Выведенные выше формулы пригодны для случая, когда деформации, которые нагревание стремится вызвать в отдельных слоях, совершенно невозможны. Это имеет место, например, для средней части длинного цилиндра при одинаковом всюду перепаде температуры, но по многим причинам не для цилиндров двигателей внутреннего сгорания, а именно потому, что:
1) падение^ температуры в отдельных поперечных сечениях различно, ибо при расширении газЬ температура быстро падает, так что сравнительно короткая часть цилиндра подвержена действию наивысшей температуры й, следовательно, боль-шому^падению ее, в .остальных же частях имеют место более благоприятные условия работы;
* 499
%zzzzzzzzzi
Фиг. (762. Деформации - на концах открытых цилиндров и цилиндров с двойными стенками...
voiuue напряжений РЛб/ЯпШвающие',
*1
Фиг. 1763. К определению добавочных напряжений от нагрева.
2) деформации на концах цилиндров могут быть в большей или меньцгей мере в действительности осуществлены, что одновременно приводит к уменьшению продольных напряжений, у свободных же концов рабочих втулок эти изменения могут произойти даже полностью (фиг. 1762, слева), так что продольные напряжения там становятся равными нулю;
3) благодаря перерывам в рабочей поверхности или скоплении) материала могут возникнуть значительные отклонения в распределении напряжений. В зависимости от условий подобные обстоятельства повышают или понижают напряжения.
Для обыкновенного цилиндра из п. - следует, что напряжение, вычисленное по формуле(504), представляет высшее предельное значение. Низший предел получается, если в формулу (503) подставить <з( = 0:
о/ = %. = zt 1 • (507)
а а 2
При применении выведенных для цилиндра формул для частей, имеющих иную форму, необходимо исследовать, действительно ли образ ванне деформаций вследствие падения температуры совершенно невозможно. В противном случае, например, в конических или сферических
крышках соответствующей конструкции, происходит значительное уменьшение на пряжений;
Дополнительные напряжения, вызываемые колебаниями температуры CD и СЕ (фиг. 1760), могут быть приблизительно определены способом, изложенным виже и на основании двух условий: 1)что радиальные плоскости цилиндра остаются плоскими же и 2) что сумма вызываемых нагревом растягивающих и сжимающих сил должна равняться нулю.
На фиг. 1763 изображено распределение температуры в поперечном сечении цилиндра в момент наибольшего подъема температуры, где линия DF поднимается над основной линией CFG, расположенной перпендикулярно к стенке. Расположенные в пределах CFD волокна стремятся удлиниться соответственно ординаТам кривой DF, чему препятствуют окружающие их слои; поэтому первые испытывают сжимающие напряжения, с которыми растягивающие усилия в наружных волокнах находятся в равновесии. Если предположить, что напряжения прямо пропорцио-
нальны вызываемым нагревом удлинениям, то и ход сжимающих напряжений также будет соответствовать линии FD. Растягивающие напряжения тогда представлены ординатами площади FGHJ, которая в соответствии с вышеуказанными двумя условиями выбрана таким образом, что FG и JH проходят через ось цилиндра, следовательно, направлены по рйдиусам, и чт*о эта площадь равна площади KJD. Отрезок KD пропорционален наибольшему из возникающих на внутренней поверхности напряжений на сжатие, GH— наибольшему напряжению на растяжение на наружной поверхности цилиндрй. Их числовая величина вытекает из температур, которые Соответствуют KD и GH (KD = t'~ 13°, GH = ta' = Г):
а/ = 1 ,43 - 1 - //; о/ = 1,43 - -I • Ц, (508)
Опф^йяять точный ход кривой DJ очень сложно; если для первого приближения принять ее прямолинейной, то напряжение сжатия получится несколько низким, а растягивающее— несколько высоким.
Измерения температуры непосредственно в стенках цилиндра четырехтактного двигателя, подводной лодки показали падение в 86°. Еще большая разность температур имеет место в стенках двухтактных двигателей. Измеренное Эйхельб«ц>-
<Кб
гом [ХХШ, 5] в судовом дизельмоторе Зульцера наибольшее падение температуры от 110 до 120°, вычисленное, исходя из температуры на стороне охлаждающей воды, следует считать близким к наивысшему допускаемому пределу, так как на опытном цилиндре машиностроительного завода Аугсбург-Нюрнберг [ХХШ, 6], в котором внутренняя поверхность имела 300,5°, а наружная —144,5°, т. е. падение температуры составляло 156°, пришлось устроить внутри цилиндра стальные охладительные кольца.
Пример 12. В упомянутом выше чугунном рабочем цилиндре, в котором падение температуры составило 120°, прн коэфициенте удлинения 7 = 0,0000115 и коэфи-1
циенте растяжения а = слР/кг возникли касательные напряжения, которые
согласно формулам (505) и (507) находились между:
Y t____t 120
□z= ± 1,25 - • ^-^ = ±1,25-0,0000115 • 1000000 • ^ = ± 863 кг! см?
г а 2 . 2
и
°,'
0,7 - 262-4-1,3 -ЭР ,
--------—!--------= 242 кг'см?,
= 40 .
ЭР — 262
262
3f2_ 262= 190 Кг'см2-
= 2-40 •
——= ±690 кг/см2.
а 2 /
К ним присоединяются напряжения, вызванные рабочим давлением. В месте наибольшего падения температуры рабочая втулка при диаметре 520 мм имела,стенку толщиной в з = 50 мм, кроме того, она была значительно усилена благодаря утолщению на конце. При давлении сгорания р, = 40 ат, согласно кривой bb (фиг. 59) при
А = 21=1,192, о =6,06-рг Г. 26 гшах гг
или по формуле (58а) получаем наибольшее напряжение у внутренней поверхности цилиндра, равное:
0,7 • г,-2-)-1.3го2 а =п. . — ---------—!——-
гтах г 2---f .2
'а 'г
и у наружной поверхности, по формуле (59):
/-.2 °= = 2-А • 'а' 'i
Эти значения,ввиду усиления конца цилиндра, безусловно слишком высоки. Если взять
на-глаз только половину, то напряжение на растяжение у наружной поверхности возрастает все же до 785 или 958 кг/см2 и у внутренней поверхности падает до 569 или 742 кг, см2. Вследствие колебаний температуры тепловые напряжения возникают неодновременно с напряжениями, вызываемыми наивысшим внутренним давлением, а сдвинуты по времени, так что образующиеся напряжения не складываются. Однако напряжения от нагревания вовсе не малы. Напряжение на сжатие у внутренней поверхности составляет:
а/ = - 1,25 --£•// = — 1,25 • 0,0000115 • 1 000000 • 13 = — 187 кг/см2,
а напряжение на растяжение у наружной поверхности:
о/ = 1,25 - 0,0000115 • 1 000 000 • 1 = + 14,4 кг^см?.
Подробно о распределении температуры и напряжений в цилиндрах н крышках см. указатель литературы [ХХШ, 5].
Найденные значения высоки постольку, поскольку коэфициент удлинения а у чугуна не постоянен, а зависит от того, какого рода имеются напряжения на сжатие или на растяжение, и повышается с ростом растягивающего напряжения. Поэтому кривая, напряжений в стенке цилиндра будет итти не по прямой линии CDE (фиг. 1764), как было принято при вычислении, а по кривой FGH, подобно тому, как это показано было на чугунных брусках, напряженных на изгиб. При этом нулевая линия перемещается из D в G, напряжение на растяжение падает с BE до ВН,
441
в то время как напряжение на сжатие растет с АС до АР. Опыты должны еще показать, что будет правильнее: определять ли безопасность частей по отношению к полученным касательным напряжениям от нагревания по сопротивлению применяемого чугуна изгибу или по сопротивлению разрыву.
Вообще, тепловые напряжения Прямо пропорциональны коэфициенту удлинения 1 материала и обратно .пропорциональны коэфициенту а, так что, например,
(Растягивающие
Фиг. 1765.'Распределение сило-вых линий в цилиндре с выемкой.
fllllllllllllllllllllll
4
[Сжимающие 1мащ7яжения
С
Фиг. 1764. Кривая напряжений от нагревания в чугунных стенках.
ки.
в стальной отливке они круглым числом в два раза больше, чем в чугуне. Замена чугунных частей стальными в случае больших тепловых напряжений дает поэтому мало шансов на успех, так как хотя сопротивление разрыву у последних и выше, но тепловые напряжения, примерно, в той же мере возрастают. Далее следует иметь в виду, что переоценка тепловых растягивающих напряжений в чугунных стенках, как это было сказано по поводу фиг. 1764, отпадает, так как пропорциональность между деформацией и напряжениями существует вплоть до предела текучести. Вообще же напряжения возрастают с увеличением размера падения температуры, т. е. с развитием тепла или увеличением работы в цилиндре и, вероятно, с увеличивающейся толщиной стен-
В конечном счете следует стремиться к уменьшению толщины стенок при
применении весьма вязкого, но достаточно прочного материала.
Как сказано выше, тепловые напряжения в рассмотренном обыкновенном цилиндре находятся в равновесии; поэтому они не вызывают неравномерных деформаций,
Фнг. 1766. Трещины в колпаках цилиндров больших газовых двигателей.
если не считать расширения концов цилиндра, согласно фиг. 1762, слева, и увеличения всех размеров ввиду повышения средней температуры. Однако эти напряжения могут вызвать заметное искажение формы цилиндра, если равномерному образованию напряжений что-либо препятствует. В этом отношении часто весьма неблагоприятное влияние оказывают уже различие в толщине стенок, наличие ребер и приливов и даже неравномерной распределение и неутачное направление охлаждающей воды. Ребра и приливы часто являются причиной защемления поршней; они ясно отпечатываются на рабочих поверхностях в виде усиленного или ослабленного износа из-за мест
ных напряжений и деформаций.
Если цилиндр имеет фланцы или торцевые стенки, как на фиг. 1762, справа, то
создаются препятствия к расширению цилиндра и, следовательно, получаются повышенные напряжения на концах цилиндра. Если цилиндр делают с двойными стенками, т. е. отливают рабочий цилиндр вместе с рубашкой, то образуются добавочные напряжения благодаря тому, что цилиндр нагревается сильнее и стремится расшириться в большей мере, чем рубашка. Величину напряжений определяет разница между средней темпера урой стенки и температурой охлаждающей воды, которую имеет и рубашка. В продольном направлении рубашка подвержена, растягивающим усилиям, а рабочий цилиндр— сжимающим. На их величину большое
442
влияние оказывает упругость торцевых стенок. Цилиндры с узкой охлаждающей камерой, как их делали в первое время по образцу цилиндров для паровых машин, оказались непригодными и разрывались и лишь после того, как увеличили расстояние между обеими стенками (фиг. 1768), и тем самым образовывали пружинящие стенки, цилиндры, отлитые вместе с рубашкой, оказались способными противостоять тепловым напряжениям. Такие цельные цилиндры часто изготовляются ввиду их преимущества перед раздельными цилиндрами, а именно: значительные продольные усилия, вызываемые рабочими давлениями, распределяются на обе стенки; образуется простой, очень жесткий и прочный корпус.
Очень вредно действуют перерывы, выемки или отверстия в стенках цилиндров, ибо они препятствуют равномерному распределению напряжений. Вследствие концентрации напряжений подобные отверстия в отдельных местах в весьма сильной степени повышают вызванные рабочим давлением напряжения, как это показано на фиг. 1765 скоплением вычерченных тонкими линиями силовых линий: напряжения в точках а и b колеблются в широких границах от нуля до максимума. В местах присоединения колпаков напряжение может даже стать переменным и по направлению вследствие быстрого охлаждения стенок, как это происходит при временном холостом ходе двигателя. Они утомляют, наконец, материал и приводят к встречающимся на практике трещинам в колпаках (фиг. 1766).
Нередко значительное повышение размера перепада температуры происходит благодаря скоплению материала или вследствие отложения накипи из охлаждающей воды, которая плохо проводит теплоту. В особенности это имеет -место в упомянутых выше местах (фиг. 1766). Чем острее переходы у Е и F, тем меньше поверхность для отдачи теплоты охлаждающей воде по сравнению с поверхностью воспринимающей тепло в цилиндре, тем больше, следовательно, будут падение температуры и соответствующие напряжения. Последние можно уменьшить конструктивным путем, устраивая хорошие закругления в местах перехода к цилиндрам (фиг. 1769) или же отдаляя высокую температуру перегрева путем установки распределительных клапанов у поверхности цилиндров. Бон тэ уменьшает падение температуры, подводя свежую охлаждающую воду к точкам Е и F при помощи особых трубок или же заливая в места присоединения колпаков железные трубки.
Наконец, имеют еще место нормальные напряжения вследствие усадки при отливке; эти усадки мы даже приблизительно пока еще не в состоянии определйть. В рабочем цилиндре возникают растягивающие напряжения, в рубашке — сжимающие, которые, следовательно, противодействуют тепловым напряжениям, действующим в продольном направлении. При определенной средней температуре стенки указанные внутренние остаточные напряжения, возникшие при остывании отливки, и тепловые напряжения уничтожают друг друга. При дальнейшем росте температуры род напряжения меняется.
. Необходимо еще отметить, что изложенные подробно на стр. 425 процессы усадки захватывают также все соединительные патрубки между обеими стенками, вызывая часто большие местные напряжения. Чтобы уменьшить последние, подобные штуцера надо ставить на достаточном расстоянии от торцевых стенок.
Все сказанное показывает, как неблагоприятны и сложны напряжения в цилиндрах больших двигателей внутреннего сгорания — напряжения, которые трудно установить путем вычисления; правильная их оценка должна быть предоставлена конструктору.
2. Распределение, арматура и конструкция цилиндров двигателей внутреннего " сгорания «-
В настоящее время для распределения в двигателях внутреннего сгорания применяют почти исключительно клапаны, большей частью простые тарельчатые, иногда в соединении с поршневыми или плоскими золотниками. В двухтактных двигателях для распределения устраивают в стенках цилиндров щели, которые поршень при своем движении закрывает и открывает. Для зажигания смеси горючего с воздухом при работе с быстрым сжиганием служат особые запальные втулки, накаленные трубки и т. п.; при работе с постепенным сжиганием температура сильно
443
сжатого воздуха достаточна, чтобы через клапан или сопло заУкечь вбрызгиваемое и распыляемое горючее. Для пуска двигателя большей частью служит сжатый воздух, подводимый через особое пусковое приспособление. Устройство всех
этих частей делает конструкцию цилиндров, а также их головок и крышек довольно сложной и трудно выполнимой. Особо тщательно должно быть устроено охлаждение всех частей камеры сгорания; лучше всего подводить воду
к наиболее глубоким местам, равномерно и симметрично ее распределять, избегать
всяких скоплений, воздушных или паровых мешков и отводить воду в наиболее высоких местах охлаждающей камеры. В моторах, работающих на открытом воз-
духе, должна быть создана возможность полного удаления охлаждающей воды в случае мороза через присоединенную трубку или спускной патрубок. Для определения температуры воды в больших цилиндрах устраивают патрубки для термо
метров или свободный Спуск, позволяющий судить о нагреве воды путем пробы рукой. Наконец, необходимо устраивать еще присоединения для подвода смазочных материалов, отверстия для индикаторов, имеющие у больших
Фиг. 1767. Двигатель внутреннего сгорания со вставной рабочей втулкой.
двигателей внутреннего сгорания резьбу в 8/4 , а в автомобильных и аэропланных моторах— мелкую метрическую резьбу/И 18 • 1,5, часто еще приливы или места для установки подшипников, частей распределительного механизма или измерительных приборов.
Обычно избегают устраивать ножки для опоры тяжелых, горизонтальных цилиндров. Вес цилиндров большей частью поддерживают при помощи рамы на одном конце и направляющей или промежуточной части на другом.' В вертикальных двигателях нельзя
упу&тить из виду момент, возникающий благодаря давлению цапфы шатуна» если она устроена в поршне.
Внутренние размеры цилиндра с конструктивной точки зрения определяются диаметром поршня, ходом 5] и коэфициентом сжатия е, для осуществления которого в мертвом положении поршня требуется пространство для сжатия, равное
т/ 1/ т' ’
ve = e- V=e. 4 • s„
где V обозначает объем, описываемый поршнем. В среднем имеем следующие значения:
Горючее Давление сжатия ат ж Объем камеры сжатия
Бензин Светильный газ и газ коксовых печей Генераторный и колошниковый газ Газойль и гудронное масло в двигателях с постепенным сгоранием от 5,5 до 6 8 от 10 до 11 от 32 до 35 Ve = 0,33- V 0,2 0,16 0.07
а) Рабочие втулки
Простейшей и старейшей формой цилиндров газовых двигателей является рабочая втулка, вставленная в охладительную рубашку или в раму двигателя (фиг. 1767), — конструкция, почти повсеместно встречаемая в двигателях простого действия средней величины. Распределительные органы устроены в цилиндровой головке, которая, в целях непосредственной передачи давлений на крышку и разгрузки рабочей втулки, соединена с рамой болтами. На заднем конце втулка обычно закрепляется при помощи уступа, пришлифовывается или уплотняется путем прокладки прочной набивки, на переднем же конце пригоняется по цилиндру,
444
чтобы соответственно нагреванию она могла удлиняться. В качестве уплотняющего средства здесь достаточен круглый резиновый шнур.
В последнее время, наряду с развитием введенного Дизелем способа самовоспламенения, наблюдается развитие двигателей внутреннего сгорания в двух направлениях: большой газовый д в и г а т ел ь, с одной стороны, и легкий мотор для автомобилей, аэропланов или дириж’аблей, с другой.
Повышение мощности невозможно было осуществить только путем увеличения размеров газовых двигателей старой формы; устройство многоцилиндровых двигателей также не дало экономического разрешения задачи. Собственно большой газовый двигатель получился лишь после сконструирования цилиндров двойного действия, работающих в четыре и в два такта; однако вследствие необходимости преодолевать значительные усилия в передаточном механизме, а также благодаря высокой температуре в цилиндре и у поршня эти цилиндры создают большие трудности.
б) Цилиндры больших газовых двигателей
В горизонтальных четырехтактных больших газовых двигателях двойного действия распределительные и пусковые части устраиваются у цилиндра, как для удобства пуска в ход и лучшей доступности, так и для уменьшения общей длины двигателя. Машиностроительный завод А у г с б у р г-Н ю рн б е р г
отливает цилиндр вместе с рубашкой & виде одной детали (согласно фиг. 1768), причем для уменьшения напряжений между обеими стенками сделаны широкие камеры для охлаждающей воды. Впускные и выпускные клапаны, запальные и пусковые приспособления расположены в двух плоскостях на концах рабочего хода, симметрично к среднему сечению цилиндра. Для опоры стержней при отливке рубашки, для удаления их, а также для очистки камеры охлаждающей воды служат не-, сколько широких отверстий. Из преимуществ этой конструкции следует отметить простоту изготовления и обработки, большую жесткость и возможность распреде.-лить продольные силы на обе стенки. Крышки привернуты независимо от рамы .или примыкающей промежуточной части, чтобы, сдвинув их, как показано на фиг. 1166, вдоль поршневого штока, сделать поршень и клапаны легко доступными.
Для уменьшения усадочных и тепловых напряжений цилиндры делают разъемными. Так, цилиндр фирмы Эрхардт и Земер, согласно фиг. 1769, состоит из внутренней рабочей втулки, двух головных частей и охладительной рубашки, состоящей из двух частей. Рабочая втулка вставлена горячей посадкой в головки и прочно закрепляется между их фланцами при помощи уступа. Так как это соединение защищено от высоких давлений зажигания втулкой, то уплотнение осуществляется здесь легко; по снятии охлаждающей рубашки удобно подойти к соединительным болтам. Так как наружные и внутренние стенки головок еще лишь на малом протяжении связаны патрубками для клапанов, запальных и пусковых приспособлений, то они могут поэтому гораздо свободнее расширяться и подвергаются меньшим усадочным
445
и тепловым напряжениям. Отметим еще постепенные переходы у клапанных кОлпаков, а именно к торцевым стенкам, где болты крышек расположены на особом, выступающем внутрь фланце, а болты рамы на втором концентрическом к нему круге [XXIII, 7J. Дальнейшим преимуществом этой конструкции является то, что материал для рабочей втулки можно взять более твердый, а для головок более вязкий, что каждая из трех Лливок имеет небольшой вес и легче может быть очищена от формовочного песка и от накипи, выделяемой охлаждающей водой, и что в случае какого-либо повреждения замена отдельных частей дешевле. Зато передача продольных усилий осуществляется только внутренним цилиндром; кроме того необходимо принять в расчет значительно ббльшую обработку отдельных частей.
Для уничтожения усадочных напряжений, возникающих из-за штуцеров между внутренним цилиндром и рубашкой и усиливающихся еще довольно большими тепловыми напряжениями, если части, как, например, впускные и выпускные колпаки, подвержены высокой температуре, штуцера свободно проводят сквозь охла-
Фиг. 1769. Цилиндр большого газового двигателя' фирмы Эрхардт и Земер. М. 1:50.
дительную рубашку, подобно тому как это сделано с выпускной трубой и втулкой для запала в крышке (фиг. 1792). Щель для этого можно сделать уже в отливке или же позже, пробив канавку. С этим, конечно, связано немалое ослабление рубашки. Кроме того необЛдимо упругое'уплотнение щели, что, однако, нетрудно осуществить с помощью резиновых шнуров.
Фиг. 1770 изображает цилиндр большого дву хта ктного газового двигателя конструкции Машиностроительного акционерного общества б. бр. Клейн в Даль-брухе. Для пояснения происходящих процессов в разрезе через главную ось даны головки цилиндра и распределительные части, а также поршень со штоком. Во время хода сжатия горючая смесь сжимается поршнем и незадолго перед тем, как поршень приходит в мертвое положение, изображенное . в левой половине чертежа, зажигается запалом Z. Во время следующего рабочего хода газ толкает поршень, расширяется при этом и, когда поршень открывает выпускные щели А, выходит в кольцевой канал К и через выхлопную трубу Задержавшиеся в цилиндре остатки выталкиваются воздухом, подводимым из камеры L через воздушный клапан И/, этот процесс показан на правой половине чертежа. После этого открывается газовый двухопорный клапан Й2, и 0 цилиндр вводится свежая смесь газа с воздухом для следующего рабочего хода. Газ притекает из камеры G, а необходимый для сгорания воздух из камеры L, причем они одновременно смешиваются. В тот момент, когда цилиндр наполнен смесью, поршень закрывает выпускные щели А. Одновременно закрываются клапаны И, и И2. Находящаяся теперь в цилиндре газовоздушная смесь сжимается для последующего рабочего хода, так что весь процесс совершается в течение двух ходов поршня. Воздух,
446
вымывающий остатки смеси, и таз должны быть предварительно сжаты для того, чтобы они самостоятельно вдувались в цилиндр.
Изображенный цилиндр является цилиндром двойного действия и дан в своих деталях в следующих чертежах. Он состоит из воспринимающей Продольные
Фиг. 1770. Цилиндр двухтактного газового двигателя машиностроительного акц. .. общества б. бр. Клейн в Дальбрухе.
усилия рубашки М со вставленными двумя втулками Fj и F2, в которых ходит поршень. Зазор в месте стыка допускает их свободное удлинение во время работы. Цилиндр лежит на опорных лапках F, которые благодаря своему расположению
i
447
в горизонтальной средней плоскости обеспечивают постоянное положение оси цилиндра на одинаковой высоте, независимо от расширения вследствие нагревания. Насаженные в нагретом состоянии стяжные кольца S усиливают концы рубашки, в которых сидят болты, прикрепляющие головки.
Цилиндровые головки также сконструированы с учетом нагревания во время
работы. Более нагретые внутренние стенки могут расширяться независимо от наружных более холодных благодаря охлаждающей воде, стенок, так как на наружных концах они не связаны друг с другом. Камера охлаждающей воды закрыта особой
крышкой, в которой могут скользить стенки сальника поршневого штока и штуцера
для запальной свечи.
Для расчета толщины стенки s цилиндров больших газовых двигателей в фор-
D-p
муле ж-
С обычно вставляют допускаемое напряжение на растяжение рав
ное от 200 до 300 кг! см2. При среднем значении в 250 кг!см2 для двигателей с быстрым сгоранием и наивысшим давлением в 25 ат
Г) . 94
s = £-2gy4-C==0,05.D-|-C см,
(509)
а для двигателей с постепенным сгоранием при р = 40 ат
s = 0,08£>4-C см. (510)
Припуск С для вторичной в случае необходимости расточки рабочей поверхности может быть принят от 0,5 до 1 см.
Рабочие втулки, не участвующие в передаче продольных усилий, подвергаются в полной мере напряжениям в касательном направлении аг= Р Р • В случае, когда продольные усилия передаются через цилиндр, к ним присоединяются напряжения на растяжение в продольном направлении, понижающие прочность, если расчет производить по наибольшему удлинению.
в) Цилиндры малых двигателей
Малый двигатель нужно было создать в виде легкой и дешевой машины. Это произведено было в первую очередь путем увеличения числа оборотов при одновременном распределении мощности между несколькими малыми цилиндрами, благодаря чему при коротком ходе поршней, умеренных усилиях, легкости передаточных механизмов вследствие взаимного перемещения рабочего цикла от цилиндра к цилиндру достигается значительная равномерность хода.
В автомобильных моторах цилиндры почти всегда отливаются вместе с охладительной рубашкой. Это допустимо благодаря низким тепловым напряжениям, ибо толщина стенки мала и условия охлаждения благоприятны, поскольку поверхность цилиндра в сравнении с рабочим пространством велика. Исключение составляют лишь очень легкие моторы с особо насаженными рубашками иЗ листового материала или моторы с воздушным охлаждением, у которых ребра увеличивают излучающую поверхность до необходимого размера. В большинстве случаев несколько цилиндров, как например на фиг. 1771 два, а чаще всего четыре и больше, соединяются в один блок, для того чтобы сэкономить на обработке и по возможности уменьшить длину и вес двигателя.
Конструкция цилиндров, а также и распределение трубопроводов и, наконец, всего двигателя определяется преимущественно расположением клапанов по отношению к рабочей камере. В цилиндрах четырехтактных двигателей простого действия для распределения требуется по одному впускному и выпускному клапанам, изготовляемых большей частью в виде обыкновенных тарельчатых клапанов. Наиболее часто встречающиеся в настоящее время устройства следующие: в один ряд друг возле друга (фиг. 1771), с обеих сторон цилиндров в боковых камерах с вертикальными клапанами (фиг. 1772) или непосредственно в головках цилиндров, где клапаны работают параллельно оси цилиндра, как на фиг. 1773, или они расположёны под углом к ней, как на фиг. 1774. В противоположность первой, 448
вторая конструкция требует наличия двух отдельных распределительных валов. При работе с большим коэфициентом сжатия клапаны необходимо устраивать в головках цилиндров. Они позволяют уменьшить камеру сжатия, а также поверхность, подтежащую охлаждению, и могут приводиться в действие самыми различными способами.
Основные трудности отливки заключаются не столько в возникающих напряжениях, сколько в образовании неплотности и пористости в местах острых переходов и в тех местах, где может происходить скопление отпавшего от стенок формовочного песка или газов. После отливки цилиндры испытывают на плотность,
подвергая их действию гидравлического давления; однако дефекты обнаруживаются часто лишь после обработки. Прежде всего необходимо иметь в виду, чтобы шишки были достаточно прочны, имели хорошую опору и, кроме того, чтобы все части были по возможности менее сложны. Фнг. 1775 и 1776 дают примеры формовки. Цилиндры отливаются фланцами кверху, потому что благодаря этому клапанные седла и наиболее напряженные части цилиндров находятся во время отливки под наибольшим давлением, и еще потому, что это облегчает присоединение прибылей к стенке цилиндра. Формовка может быть произведена как устройством плоскостей разъема модели перпендикулярно к оси цилиндра — способ, преимущественно применяемый в Германии, — так и путем разделения модели и формы вдоль плоскостей, идущих через ось цилиндра или параллельно к ней. В последнем случае вся форма
29 Р е т га е р. Детали машин, т. И, ' 449
должна быть закопана или стянута, чтобы она могла во время отливки выдержать давление жидкого металла. В первом случае давление металла воспринимается стенками опок.
Фиг. 1775 дает перспективное изображение сборки формы и укладки стержней по первому способу для цилиндра с клапанами, расположенными по обеим его сторонам (фиг. 1772). Форма собирается в положении, изображенном на фиг. 1775, при отливке же ее переворачивают на голову. Как и основная модель, форма составляется из трех частей. Верхняя и средняя опоки О и М, соприкасаются вдоль стыка /—/ у места присоединения фланца, а средняя и еще не поставленная
Фиг. 1773. Цилиндр с клапанами, расположенными в головке.
Фиг. 1774. Цилиндр легкого мотора с косо расположенными в головке клапанами.
Фиг. 1772. Цилиндре расположенными с обеих сторон клапанами.
нижняя опока — вдоль плоскости //—//, проходящей через отверстия для впуска и выпуска. Фланец А, подводящий охлаждающую воду, а также фланец цилиндра, с которым целесообразно связать приливы /V (фиг. 1772) для соединительных болтов, должны быть отняты на время вытаскивания модели из средней опоки. Далее, косые стенки ВС у патрубков (фиг. 1722) требуют укладки четырех особых вспомогательных стержней Н (фиг. 1775). Сборка формы происходит следующим образом. На верхнюю опоку О ставят среднюю М и затем вставляют в обе главный сердечник £), проверяя правильность его положения по отношению к обеим опокам. Затем укладывают нижнюю часть стержня водяной рубашки Е, которая из-за стержней для трубы F должна быть разделена по линии abc. Она опирается на четыре стержневых знака О по плоскости разъема II. Затем следуют сердечники труб F,' удерживаемые в средней опоке посредством одного знака; по отнокпеник к Е они должны быть укреплены при помощи жеребеек. Теперь можно поставить
450
стержни К, опирающиеся с одной стороны на уступы сердечника D, а с другой — на цапфы стержйей F, вспомогательные стержни // и, наконец, верхнюю часть L стержня водяной рубашки. При этом L должно быть надето через К, так что
L в месте d должно быть достаточно широким, а именно диаметр rf2 на фиг. 1772, должен быть больше dv иначе нужно дальнейшее разделение 4- В подобных
стержнях, однако, надо всячески избегать к образованию внутри отливки кромок и и которые нередко значительно затрудняют наконец, закрывается нижней опокой, которая насаживается на пять стержневых знаков, и для литья переворачивается на 180°. В общем требуются 7 основных и 4 вспомогательных стержня.
стыков, так как они легко лриводят заусенцев, которые трудно удалить движение охлаждающей воды. Форма,
Фиг. 1775. Формовка цилиндра, изображенного Фиг. 1776. Формовка цилиндра, изображенного на фиг. 1772. на фиг. 1773.
Затруднительным является полное удаление формовочного песка из узкой камеры для охлаждающей воды и очистка последней от накипи и мути, выделяющихся из охлаждающей воды. Поэтому на верхнем конце указанной камеры хорошо сделать большое отверстие, закрываемое особой крышкой, как, например, это сделано на фиг. 1771.
Для сравнения приведена формовка цилиндра, изображенного на фиг. 1773, у которого клапаны устроены в головке и расположены параллельно главной оси. Формовка здесь значительно проще, о чем можно судить уже по внешнему виду цилиндра. Модель и форма (фиг. 1776) разделены плоскостями I и II натричаГги, подобно тому, как это было сделано в предыдущем случае. Главный сердечник цилиндра D может быть объединен в одно целое с серт^чниками К для клапанных отверстий. Стержень водяной рубашки Е также может быть сделан цельным, причем надо иметь в виду, что он для этого должен проходить мимо выступов главного сердечника D, для чего размер а должен быть меньше, нежели -у-. Стержни Л.для примыкающих труб могут быть без труда вставлены через отверстия стержня Е; они опираются на главный сердечник D и закрепляются путем заполнения выемок А. Всего требуются толькр четыре сердечника.
29*
451
Во время работы весьма плохо осуществляется охлаждение клапанных седел, которые омываются водой не по всей окружности, так как промежуточная стенка в наиболее узком месте переходит в ребро. К тому же клапаны для облегчения осмотра и смены сидят в особых втулках, которые затрудняют отвод теплоты из-за разделительного стыка. Поэтому часто клапаны ставят косо на сферических днищах цилиндров, чем, конечно, усложняется формовка (фиг. 1774) [ХХШ, 8, 9].
Приведенные выше перспективные изображения, если они изготовляются наряду с проектом цилиндров, являются превосходным пособием, не только облегчающим представление о сложности отливки и о трудности формовки, но и позволяющим найти целесообразные формы, правильно расположить патрубки, стержневые отверстия и т. п. Формы безусловно должны быть во всех деталях продуманы уже при проектировании, чтобы избежать повышающих стоимость отливки изменений, часто влекущих за собой изменения и других частей. Никогда не следует надеяться на то, что модельная и литейная мастерские исправят формы, недостаточно продуманные в конструкторском бюро.
В двухцилиндровом блоке вертикального автомобильного мотора (фиг. 1771) близко друг к другу расположенные цилиндры, с диаметром в 105 мм и ходом поршня 130 мм, окружены общей охлаждающей камерой, клапаны же расположены в ряд, оба впускных клапана Е рядом посредине, выпускные клапаны А по краям. Расстояние клапанов от плоскости, проходящей через оси цилиндра, определяется их диаметром или положением распределительного вала, а высота камеры, в которой они сидят, — подъемом клапана и необходимыми для выпуска поперечными сечениями. При этом, конечно, одновременно должна быть соблюдена величина камеры сжатия, определяемая коэфициентом сжатия. Во время всасывающего хода горючая смесь идущим вниз поршнем всасывается через отверстие Еи впускной клапан Е и щель S; при обратном ходе она сжимается и почти в тот момент, когда поршень приходит в мертвое положение, зажигается запальной свечой, ввернутой в резьбу Z. После отдачи работы, освобождающейся благодаря сжиганию, газы во время четвертого хода выталкиваются через выхлопной клапан А и патрубок Av Клапаны сделаны из специальной стали, все одинаковы и имеют коническое седло и плавный переход от тарелки к шпинделю клапана. Они получают хорошее направление в длинных отверстиях, тщательно пришлифованы к широким соприкасающимся поверхностям, сделанным на самой отливке; клапаны имеют легкий доступ, требуется только вывинтить заглушки. Посредством пружин Е, нажимные шайбы которых удерживаются чекой, клапаны прижимаются к седлам; при открытии они приподнимаются кулачковым валом (фиг. 817). В стержне сделана широкая масляная канавка для смазки длинной направляющей шпинделя. Запальные свечи сидят непосредственно над впускными клапанами в отверстиях Z, так что, находясь в свежей смеси, они вместе с тем хорошо защищены от загрязнения маслом с рабочей поверхности цилиндра. Охлаждающая вода притекает у фланца К и стекает в наивысшей точке крышки, закрывающей отверстие над цилиндрами. Для того чтобы вода, остающаяся ниже отверстия К после спуска из трубопровода, не причинила повреждений во время мороза, в самом низком месте охладительной рубашки поставлена спускная пробка W. Для опоры сердечника цилиндра и для направления оправки резца во время обработки рабочей поверхности служат отверстия в потолке камеры сгорания, закрываемые пробками J. Сердечник охлаждающей камеры держится на широкой выемке над цилиндрами и на четырех боковых стержневых знаках О и хорошо доступен. Различная высота расположения впускных и выпускных патрубков и стержневых отверстий О, а также когое положение впускных фланцев делают формовку, конечно, еще более сложной, чем у цилиндра (фиг. 177§). Вместе с тем, однако, хорошо выполнено требование возможно более равномерного распределения материала при условии избежания всяких больших скоплений его. Не совсем проста и обработка, которая при массовом или серийном изготовлении цилиндров облегчается применением специальных станков, установочных приспособлений, кондукторов и т. п.
Особенно стремятся уменьшить вес моторов гоночных автомобилей и аэропланов; для этого водяную рубашку делают из листового железа, надевая ее на цилиндр и закрепляя на нем (фиг. 1774) либо, наконец, вовсе не делают охладительной рубашки, применяя воздушное охлаждение. Стенки цилиндров уменьшают
45?
до нескольких миллиметров, делая весь цилиндр из кованой стали. В этом случае цилиндр с охлаждающими ребрами, служащими для образования необходимой большой поверхности, делают из одного .целого, для чего соответственно изменяют его конструкцию. Некоторые фирмы вставляют в стальные цилиндры чугунные рабочие втулки. Делают также алюминиевые цилиндры с тонкими стальными, или чугуными втулками.
V. ЗАТВОРЫ, КРЫШКИ, ДНИЩА И ГОЛОВКИ ЦИЛИНДРОВ
А. КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ
Затворы бывают глухими, разъемными и могущими' открываться. Примером первой группы служат заглушки (пробки) для стержневых отверстий, имеющих трубную (газовую) резьбу, нормированные DIN 907 (табл. 73, т. I).
Их крепко завинчивают; однако, они нередко вывертываются, например, в поршне, работающем при колебании темпера гуры, если они сделаны из материала, с коэфициентом расширения, отличающимся от коэфициента расширения материала, в котором они сидят. В этих случаях их еле ует еще особо закреплять путем зачеганки краев или предохранительным штифтом. На фиг. 1003 для закрытия наглухо больших отверстий служат кольца из мягкой меди или латуни, уложенные по окружности крышки в несколько рядов со сдвинутыми стыками и накрепко заколачиваемые молотком. Иногда ка-. навки по окружности подобных крышек заливают свинцом или иным мягким сплавом и зачеканивают. По фиг. 982 выпуклая плита вдавлена или заколочена в отверстие, имеющее слегка расширяющуюся выточку по краю, и выпрямлена в плоскость. При правильном размере ее края' крепко и плотно укладываются в канавку. В железнодорожных полускатах,-для того чтобы наглухо закрепить бандажи на колесах, применяются зачеканенные разрезные кольца (фиг. 1265).
На фиг. 1777 показано подобное соединение, но разъемное. Круглая крышка D прижимается к уступу А при помощи пружинящего наружу кольца из стальной проволоки, которое входит в коническую канавку N и препятствует выпадению крышки. Если ухватить проволоку за конец и отогнуть ее внутрь, то кольцо легко вытащить. Еще легче это сделать, если конец проволоки согнуть так, как показано на фигуре пунктиром. Дальнейшие примеры легко открывающихся затворов и крышек показывают фиг. 1778 —1785. Фиг. 1778 из бражает затвор посредством щеколды, фиг. 1779 — штыковой затвор. Чаще всего встречается способ завинчивания в его различных видах: завинчивание самой крышки или пробки (фиг. 1780) при по7 мощи хомута с болтом (фиг. 1781 и 1782^ помощью барашков, винтов, шпилек, сквозных болтов и т. п. Число этих болтов
Фиг. 1780. Завинчивающаяся крышка (пробка).
Фиг. 1779. Штыковым затвор.
Фиг. 1777. Затвор с помощью разрезного кольца.
Фиг. 1778. Затвор крышки с помощью щеколды.
зависит от величины силы, а также от того, д(>лж?н ли затвор быть плотным. Малым крышкам, у которых для получения или восприиятия усилий достаточны
453
два болта, придают овальную форму; большим крышкам с тремя и более болтами — чаще всего круглую, а иногда трех- или четырехугольную форму.
Иногда крышки можно зажать между другими частями, например, на фиг. 1745, между цилиндром и рамой, что делает излишним болты у крышки.
крышкой.
Для захвата, поднятия и насадки крышек служат пуговки, ручки, отверстия, а у тяжелых крышек — ушки и крюки. Большие крышки, которые часто приходится открывать, навешивают на валиках или цапфах, или же делают их откидными на шарнирах (фиг. 1783 и 1784). Ось вращения Ъсего лучше устраивать в плоскости прилегания крышки, чтобы последняя приподнималась с поверхности уплотнения перпендикулярно и тем не портила набивкн. Чтобы можно было применять различной толщины набивки, устраивают удлиненные дыры или придают валикам зазор. Уступы для опоры крышек следует делать солидными, ибо поломка их часто делает непригодными части, на которых они сидят. Снятие крышек можно облегчить и ускорить устройством сквозных вырезов для болтов (фиг. 1784). так как в этом случае гайки должны быть отвернуты настолько, чтобы - болты можно было вынуть из вырезов. На фиг. 1785
болты, кроме того, укреплены на валиках, пред-
Фпг. 1784. Откидная
крышка.
Фиг. 1786. .Крышка слегка обрабатываемой уплотнительной поверхностью.
Фиг. 1785. Откидной болт крышки, изображенной на фнг. 1784.
Правильность положения крышек по отношению к закрываемым ими деталям достигается призонными штифтами, пригонкой болтов, у круглых крышек— при помощи центрирующих выступов (фиг. 1785). Напротив, пригонка выступающего края крышек, имеющих углы, представляет собой сложную, трудную и дорогую работу: ее безусловно следует избегать, так как она для обработки пригоняемых оверхностей требует неоднократной перемены инструмента или перестановки обрабатываемого предмета на станке. При правильной конструкции, согласно фиг. 1786, плоская поверхность уплотнения на обеих частях может быть полностью и точно обработана проходом резца во всю длину и при одной установке каждой части на станке
454
Наиболее простая форма крышек — это плоские, вырезанные из катаного листа пластины, часто применяемые в необработанном виде, но которые легко также и обработать путем прострожки краев или всей поверхности. Плоские крышки из чугуна обыкновенно делают с прочным бортом, выступающим на рабочей стороне или с двух сторон; крышки одинаковой повсюду толщины из-за усадочных напряжений легко коробятся и перекашиваются. Часто поверхность, находящуюся между бортами, делают выпуклой (фиг. 1786) как для лучшего внешнего вида, так и для уменьшения усадочных напряжений.
Если плоские плиты получаются слишком тяжелыми, то их делают с углублением (фиг. 1787 иля 1742), либо усиливают ребрами (фиг) 1788 и 1789). В первом случае среднюю часть крышки следует рассматривать как плиту, заделанную по краям, вследствие чего ее можно сделать более легкой, если край достаточно жесткий и прочный. В этом заключается смысл также часто применяемых в плоских крышках
Фиг. 1737. Крышка с углублением.
Фиг. 1788. Крышка, усиленная бортом и ребрами.
Фиг. 1789. Крышка, усиленная внутренними ребрами.
Фиг. 1790. Промежуточные стенки паровых турбии.
бортовых ребер г (фиг. 1788), которые одновременно служат опорой для кожуха и для укладки в образующемся углублении теплоизолирующих веществ. Продольными и поперечными ребрами крышку можно разделить на клетки, каждая из которых может быть рассматриваема, как заделанная плита, вследствие чего крышка может быть сделана более тонкой, если ребра достаточно толсты и высоки. Делая в крышках ребра, надо исходить из того основного положения, что последние не должны подвергаться напряжению на растяжение, в особенности, когда крышка делается из чугуна, который обладает малым сопротивлением разрывным усилиям.
Значительно большую прочность приобретают круглые крышки, если им придавать конические или сферические формы, как это имеет место, например, в двигателях, где применяются конические или выпуклые поршни (фиг. 1747). Подобные формы придают также и промежуточным стенкам паровых турбин (фиг. 1790), отделяющим друг от друга отдельные ступени давления.
В случае больших размеров или давлений крышки делают с двойными стенками (фиг. 1745); эта форма необходима, когда крышки используются для обогревания или охлаждения. Часто крышки должны поддерживать детали распределения. В этих случаях конструкция их в зависимости от условий весьма различна (фиг. 1750 и 1737) и часто довольно сложна.
455
Особое внимание при конструировании крышек следует уделять тепловым напряжениям, вызываемым разницей температуры в отдельных местах крышек. Вычисление величины этих напряжений может быть произведено с некоторым основанием по формулам, выведенным на стр. 439, лишь при условии, что совершенно
Фиг. 1791. Головка'цилиндра газового двигателя, в которой следует ожидать сильных тепловых напряжений.
исключена возможность деформации. Вообще же конструктор должен исходить из тех общих указаний, которые бьу1И сделаны при рассмотрении тепловых напряжений в цилиндрах, а именно: относительно выбора подходящего материала, возможно более простых, но податливых форм, симметричной конструкции частей, уменьшения перепада температуры путем уменьшения толщины стенок, избегания скопления те-
пла путем равномерного распределения материала и правильного направления охлаждающих средств.
Фнг. 1792—1793. Уменьшение конструктивным путем тепловых напряжений в головке цилиндра газового двигателя.
Фиг. 1791 до 1793. Различные конструкции головки цилиндра газового двигателя.
Фиг. 1791—1794 показывают примеры конструктивных вариантов головки цилиндра газового двигателя. На фиг. 1791 показана головка цилиндра, отлитая вмест| с патрубками и приливами для частей распределения. Благодаря этому нельзя избежать усадочных напряжений, к которым присоединяются большие тепловые напряжения, ибо внутренние стенки подвергаются действию температуры сжигаемых газов, а наружные стенки — действию охлаждающей воды. Эти напряжения часто приводят к образованию трещин в подобных головках. Сердечник держится на относительно небольших знаках. На фиг. 1792 выпускная труба и патрубок для запальной свечи проходят сквозь наружную стенку свободно через отверстия а и Ь, а патрубок для направления клапанного шпинделя прерван у с. Благодаря этому напряжения между обеими стенками значительно меньше, так как непосредственное соединение между ними образует только патрубок для впускного клапана. Так как он остается холодным, то это не представляет опасности. Опора главного сердечника и доступность внутренней поверхности водяной камеры значительно улучшены благодаря большой крышке d\ в то же время уплотнение выпускной трубы может быть легче и надежнее осуществлено посредством мягких резиновых шнуров, поддающихся смещениям отдельных частей.
В том- же направлении еще более совершенна крышка вертикального двигателя Бронса (фиг. 1794), где водяная рубашка закрыта крышкой d, перекрывающей всю головку цилиндра. Нормальные напряжения от изгиба, вызываемого болтами во фланцах и во внутренней лицевой стенке крышки (фиг. 1791 и 1792), отсутствуют на фиг. 1794 благодаря тому, что скрепляющие болты сидят в отлитых трубках и проходят сквозь всю головку. Они же одновременно удерживают закрывающую плиту d. Если эту конструкцию применить к головке газового двигателя (Фиг. 1791), то получится 456 *
форма, аналогичная показанной на фиг. 1793. Крышка несколько тяжела потому, что диаметр наружной стенки довольно велик, хотя приливы для соединительных болтов посажены снаружи на рубашке. Также более толстой нужно сделать и недостаточно жесткую лицевую стенку. Патрубки для воздуха и газа проведены насквозь через крышку, которая, таким образом, становится симметричной к вертикальной средней плоскости и приобретает очень простую и удобную форму.
Б. МАТЕРИАЛЫ, ХАРАКТЕР НАГРУЗКИ И РАСЧЕТ КРЫШЕК
Говоря о материалах, следует указать на то, что, как видно из вышесказанного, крышки в большинстве случаев должны изготовляться путем отливки. Прежде всего речь идет поэтому о чугуне, а затем о стальном литье; реже применяются бронза, латунь и другие сплавы. Но как уже указывалось выше, с успехом можно применять и железо в виде плоских плит или днищ с отогнутыми кромками,
в виде выпуклых плит или же, в случае массового изготовления, в виде днищ, штампуемых сразу в требуемом виде. Необходимо учёсть, конечно, что конструкция в этом случае совершенно иная и основывается на способах изготовления путем прокатки, штамповки, склепывания или сварки. • -
Характер нагрузки крышек бывает весьма различным. Если, например, взять крышки цилиндров двигателей и рабочих машин, то прежде всего они подвержены рабочему давлению, но часто также сильному действию теплоты и, следовательно, тепловым напряжениям. Так как одновременно требуется, чтобы стыки были вполне плотными, то крышки при сборке должны быть крепко прижаты; благодаря этому они находятся зачастую под весьма значительными предварительными напряжениями. Обогреваемые крышки должны противостоять давлению обогревающего пара. В то время как рабочее давление нагружает крышку с двойной стенкой как целое, обогревающий пар действует значительно менее благоприятно, и именно потому, что каждая стенка должна быть по отношению к этому давлению достаточно прочной. Наконец, сложные формы крышек вызывают усадочные напряжения при отливке.
Фиг, 1795. Образование предварительных напряжений в крышках вследствие затяжки болтов.
Фиг. 1796. Крышка фиг. 1795 ио емя работы.
Крышки, дверцы и откидные крышки, служащие только для закрытия пустых пространств или отверстий, стараются делать легкими, придавая им размеры, руководствуясь соображениями относительно изготовления и обработки, а также учитывая возможность небрежного обращения во время работы.
Согласно фиг. 1795, крышка простейшей формы т. е. плоская, круглая плита, и если не считать уплотняющего кольца повсюду одинаковой толщины, вследствие затягивания болтов подвержена действию изгибающего момента, стремящегося сделать ее выпуклой наружу. Крышку можно рассматривать как плиту, испытывающую
457
Фиг. 1797. К расчету плоских круглых крышек.
вдоль уплотняющего кольца нагрузку от нажимного давления р0, но имеющую опору вдоль окружности отверстий для болтов. Величину р0 и вместе с ней и изгибающего момента можно, конечно, определить только на-глаз. При излишнем затягивании болтов, а также и в случае неправильной формы фланца со слишком большим плечом а могут возникнуть весьма серьезные предварительные напряжения. Полезно опирать фланцы всей их поверхностью, что, конечно, уменьшает давление, действующее на лежащее внутри уплотняющее вещество. Расстояние а можно уменьшить, применяя шпильки. Когда начинает действовать рабочее давление р, распространяющееся изнутри на поверхность, соответствующую по меньшей мере внутреннему диаметру d закрытого пространства, то рй, а вместе с ним и предварительное напряжение уменьшаются; однако какая-то часть момента от предварительной затяжки увеличивает напряжения, вызванные рабочей нагрузкой, ибо только в тот момент, когда крышка приподнимается с уплотняющего кольца и становится неплотной, исчезает момент предварительной затяжки.
В случае разрежения в цилиндре р действует снаружи, тогда прежде чем возникнут напряжения от рабочей нагрузки, должно быть превзойдено предварительное напряжение; в этом случае напряжение изменяет свое направление, в случае же, если р действует изнутри, оно изменяется по йеличйне, не меняя знака.
При расчете подобную крышку рассматривают как свободно лежащую, равномерно нагруженную рабочим давлением р круглую пластинку с радиусом, равным радиусу окружности отверстий для болтов rt, н применяют формулу (62). Это допущение, с одной стороны, дает слишком благоприятные условия, поскольку при этом пренебрегают предварительным напряжением от затяжки болтов, но, с другой, оно создает неблаго
приятные условия, поскольку принято, что нагрузка от рабочего давления р достигает окружности отверстий для болтов.
Если, руководствуясь предложением Баха, рассматривать плиту как балку, заделанную вдоль плоскости, проходящей через центр (фиг. 1797), то можно представить себе, что нагрузка от рабочего давления, действующего до середины или даже до наружного края уплотнительного кольца нлиу = -?-у- • р, сосредо-трчена в центре тяжести полукруга. Опорное давление равной величины должно быть сосредоточено в центре тяжести S2 дуги, составляющей половину окружности, с диаметром dv Тогда плечо получившейся таким путем пары с с d. 2 d'
сил будет 5^2 = — 3~'и напРяжение на изгиб вдоль плоскости симметрии / rf, 2d' \
__ , Р 3 к / Р (3dt — 2d')
2 СО —2rf0).s2 ~ V ' (О —2do)-s2’
где D обозначает наружный диаметр крышки, s — ее толщину, — диаметр отверстий для болтов, все в см. Принимая приближенно, что d' =-dx и D—2dQ = dit т. е. предполагая, что нагрузка достигает окружности через центры отверстий, имеем:
Согласно опытам Баха формула эта дополняется попоавочным коэфициентом <р0, так что получаем:
я 2
(511)
причем у пластинок, свободно опирающихся своими краями, ?0 составляет для чугуна до 1,2, для железа до 0,75. z
458
При решении вопроса о допустимости приведенных рассуждений для крышек сложной формы следует исходить из смысла тех выводов, которые были сделаны при расчете поршней (гл. 11, разд. II, Д). Если J есть момент инерции сечения крышки в центральной плоскости, е—расстояние наружных волокон от нулевой линии, то
* R . Г ’ е‘
(512)
В углубленных крышках (фиг. 1787, вверху), если край сделан достаточно прочным, собственно лицевую поверхность следует рассматривать как плоскую заделанную пластинку с радиусом г и рассчитать по формуле (64). Если крышка имеет в центре прилив для сальника, то расчет ведется по формуле (69) как для кольцеобразной плиты, заделанной по наружному краю и усиленной на
внутреннем.
Для расчета выпуклых сферических крышек во многих случаях для первого * Z?
приближения обычно применяют формулы (51) или (54): о ± , если выпуклость рас-
сматривать как часть пустотелого шара и считать, что напряжения равномерно распределены по всей толщине стенки. Что это не приводит к правильным результатам, показывают исследования Г. Келлера [XXIII, 10], основные выводы которого будут изложены ниже; они одновременно имели своей целью показать, насколько крышки усиливаются от того, что их делают выпуклыми по шаровой поверхности. О применении для исследования исчисления конечных разностей, пригодного также и для проверки расчета круглых крышек с изменяющейся толщиной стенки и с отверстием в центре, как, например, промежуточные стенки паровых турбин, следует указать на приведенный выше источник. Все изображенные на фиг. 1798—1802 крышки имеют диаметр 1800 мм и толщину 60 мм, сделаны из чугуна н с выпуклой стороны нагружены давлением р=10 ат. Коэфициент удлинения принят равным qqq^qqq см^кг, а отношение относительного удлинения к поперечному сужению т = 5. Напряжения возрастают и уменьшаются пропорционально давлению, так что при давлении р' имеем а' = а • •£-. На фиг. 1798 на оси ординат отложены величины напряжений в плоской плите, свободно лежащей по краю. На оси абсцисс отложены расстояния от центра плиты, где нормальные напряжения как в радиальном направлении (аг), так и в касательном (az) достигают наибольшего значения. Они равны друг другу и у обеих поверхностей имеют числовую величину:
<3r — at= ±2840 кг/см2.
Если свободно лежащую крышку сделать выпуклой по шару радиуса 7? —5100 мм (фиг. 1799), то наибольшее нормальное напряжение в касательном направлении az=1820 кг/см* сдвигается к внутреннему краю диска; посредине плиты напряжения на обеих внешних поверхностях стали различной величины. У наружной стороны получаются наибольшие напряжения на сжатие 3,а=3/а = = —1615 кг!см\ у внутренней поверхности напряжения на растяжение <зг( = <за = = ±530 кг/см?. Приближенная формула (54) дает слишком малое значение, равное:
Ra-p 516-10 t ,
”»=~ 2 = -430
Для сравнения оно вычерчено пунктиром.
Если выпуклость увеличить соответственно радиусам кривизны 2600 и 1430 мм (фиг. 1800 и 1801), то напряжения в центре все более приближаются к тем, которые дает приближенная формула:
и
149 • 10
“ 2-6
124 кг/см?.
459
Фиг. 1798. Плоская крышка.
= 10 ат
юоо
ъзвг
зоо
900 мм
|вР1
4? Сз
* *
наго
^1615~ -1630
-ZOOM- кг/смг ।
р=юат
600
Фиг. 1799. Крышка, выпуклая по радиуйу — R = 5100 мм.
ирри К5Л5|
Д +660
00мм
1- чео
^И360
-+1000
* I
^хг/см
Фиг. 18С0. Крышка, выпуклая по радиусу — R = 2600 мм.
-1055
Фиг. 1801. Крышка, выпуклая по радиусу — R = 1430 лг.и.
Фиг. 1802. Крышка, выпуклая по радиусу — R = 1430 мм н заделанная по окружности.
I
Фиг. 1798 — 1802. Распределение напряжений в плоских и выпуклых крышках диаметром 1800 мм при давлении 10 am (no X. Келлеру).
' 450
У Краев, однако, напряжения остаются значительно более высокими. Они опре-
деляют надежность крышки.
Наконец, фиг. 1802 показывает напряжения плиты (фиг. 1801) с радиусом кривизны 1430 мм в случае, когда она заделана по всему краю: наибольшее напря-
жение на сжатие составляет примерно ту же величину, но находится у внутреннего края. Напряжения на растяжение значительно меньше, что способствует безопасности крышки.
Фиг. 1803 показывает влияние выпуклости свободно лежащих крышек на величину наибольших напряжений, отложенных в виде ординат над отложенными по оси абсцисс стрелами прогиба крышек. С увеличением стрелы прогиба напряжение быстро падает. Для сравнения пунктирной линией показано напряжение а0, получающееся по приближенной формуле (54).
Исследования на дальнейших примерах показали, что прочность выпуклых сферических днищ не растет пропорционально квадрату толщины стенки, как это имеет место у плоских плит. При переходе от данной плиты к более толстой напряжения уменьшаются в значительно меньшей степени, нежели обратно про-
ционально первой степени толщины стенки.
Величина напряжений зависит не только от кривизны выпуклости, которую можно выразить отношением г : /?, но также от отношения толщины стенки s к радиусу кривизны /?. Если размеры выпуклой крышки даны, то можно сперва определить по формуле (62) напряжение ае, возникающее в плоской плите того же радиуса г и той же толщины стенки s, а затем найти действительное наибольшее напряжение из формулы.
(513)
где 5 следует взять по фиг. 1804, составленной автором на основании исследований Келлера и др. Поправочный коэфициент Е отложен перпен-
дикулярно к отношению г : R и изображен рядом линий, служащих для раз-
порционально квадрату толщины. Точно так же нет
простой закономерности и для влияния диаметра крыш- Фиг. 1803. Влияние выпуклости на ки. Это явление следует объяснить тем, что действи- величинУ ^РЯ“®"8И^_ 1В802РЫШКах тельное напряжение заключается между напряжениями ф
в плоской и в выпуклой сферической крышке, в котором оно растет обратно пропор-
• * У
Фиг. 1804. К расчету выпуклый крышек, равномерно нагруженных снаружи.
61
личных отношений s : R. С увеличением выпуклости Е быстро падает от величины 1. При больших значениях г: R для определения напряжения может служит^ напряжение для пустотелых шаров, получаемое по формуле (54); кривые переходят
Фиг. 1805. Крышка к корпусу насоса, изображенного на фиг. 1724.
в почти горизонтальные линии.
Как показывает пример, приведенный ниже, расчет чугунных сферических крышек, нагруженных внешним избыточным давлением, в высшей степени упрощается благодаря введению величины 5.
В случае, когда края крышки следует рассматривать как заделанные, а, определяют по формуле (64).
Вышеприведенные исследования недостаточны -для определения действия рабочего давления изнутри. Точно так же нельзя прямо применить кривые для железных крышек, так как Келлер брал для чугуна отношение относительного удлинения к поперечному сужению т — 5, в то время как для литого железа /п = 3,3.
При давлении р—10ат крышки, изображенные на фиг. 1798 — 1800, недостаточно надежны, если они сделаны из чугуна; лишь крышка фиг. 1801 имеет коэфициент безопасности 4,05, если она сделана из чугуна с временным сопротивлением излому в 3000 кг/см2. В какой мере может быть повышен запас прочности путем усиления края, показывает сравнение кривых предыдущих фигур с кривыми фиг. 1802, по которым коэфициент безопасности повышается до 6,3 в случае, когда край целиком заделан.
Пример 13. Согласно фиг. 1805, задняя крышка к корпусу насоса, изображенного на фиг. 1724, сделана вогнутой внутрь в целях создания более благоприятных условий для работы на сжатие. Эта конструкция требует, конечно, большего вылета патрубка у корпуса насоса, чтобы гайка поршня не ударялась о крышку. Рабочее давлениер=5,4 ат (ср. выше разд. III, А). Материал крышки — чугун; ввиду того что нагрузка изменяется от нуля до максимума, иногда же действует с ударами, напряжение материала не должно превосходить примерно 300 «г/сж2.
Если, исходя из фланцевого соединения по фиг. 1729, принять радиус основания выпуклости г =225 мм (фиг. 1805), а толщину выпуклой стенки s = 18 мм, то, принимая на-глаз радиус кривизны
выпуклости R, определяют 5 (по фиг. 1804, на основании отношений г : R и s : R) и отсюда — напряжение крышки в сравнении с напряжением плоской плиты одинаковой толщины. Эту взятую для сравнения плоскую плиту, учитывая прочный фланец, можно рассматривать как заделанную по краю и рассчитать по формуле (64). Она испытывала бы напряжение:
г2 22 52
а = 0,75 • р • ~ = 0,75 • 5,4 • = 635 кг/с.и2.
‘ s'- 1,82
Проверим для нескольких значений R с интервалами в 100 мм, а именно для /? = 400, 500 и 600 мм. Тогда получим следующий ряд чисел:
R = 400 мм 500 мм 600 мм 550 мм
SA-0.373 = 0,409
7 = ЗД-»-м5 Ъ'0‘ = 0,3 if- = 0,033 об
6 = 0,37 0,45 0,51 0,48
о = 5 • = 235 кг/см- 28G кг/см2 324 кг/см2 305 кг; см2
462
Согласно этой табличке наиболее подходящим радиусом кривизны выпуклости представляется /? = 550 мм, который, как показывает проверочный расчет в последней строке, довольно точно приводит к предписанному напряжению.
^Второй путь для определения /? был бы таким. Сначала откладывают на
фиг. 1804 £ = = 0,496. Соответствующая этому значению линия, парал-
лельная оси абсцисс, есть геометрическое место точек, определяющих отношение г: R.
s 18
Второе геометрическое место точек определяется из соотношения— = ^- = 0,0818. Действительно, если в равенство
s I s\ г г (s \ s s 1
— - ’ I I ’ —•— ИЛИ ~ - I - I • — —- —— • —
г \R}'R R \RJ г R 0,0818
£
подставить примененные на фиг. 1804 значения для= 0,01,0,02..., то, откладывая
R
г
соответствующие значения для -=, получим кривую, пересечение которой с прямой
*\
5 = 0,496 дает искомое отношение-^-, а отсюда само/?.
На основании чертежа крышки упомянутое выше удлинение патрубка корпуса насоса получается равным 70 мм.
Плоские крышки, усиленные радиальными ребрами, можно представить себе разложенными на известное число круговых секторов. Для первого приближения указано, как это для поршней при пользовании формулой (270) и фиг. 1000, их следует рассматри-
Фиг. 1806. К расчету четырехугольных крышек (по Бах у).
вать как заделанные плиты, если ребра достаточно прочны. К сожалению, мы еще не в состоянии рассчитывать подобные * Ji крышки как одно целое.
Как выше уже отмечалось, крышки или днища с двойными стенками подвергаются напряжению различным образом, в зависимости от того, подвержены ли они только давлению в цилиндре, действующему на них снаружи, или же они должны противостоять также и давлению обогревающих средств изнутри. Ввиду легко достижимого большого расстояния между лицевыми поверхностями, часто даже задаваемого конструкцией, вся крышка приобретает в большинстве случаев форму достаточно большой сопротивляемости, так что расчету можно подвергнуть только части стенки, расположенные между ребрами. Для того чтобы обогревающий пар имел проход и чтобы конденсирующаяся вода могла быть отведена, ребра должны иметь вырезы. На основании опытов над поршнями (порядковые № 7—9 в табл. ПО (т. I), а также испытаний Пфлейдерера над балками с прорезами, вырезы в ребрах следует делать не по середине, а по краям, как у наружного обода, так и у втулки (фиг. 1745). Благодаря этому одновременно избегают образования водяных мешков и ограничивают образование раковин в тех местах, где сходятся несколько стенок.
Одностенные, плоские крышки прямоугольной формы у малых золотниковых коробок и тому подобных частей можно рассчитывать как свободно лежащие плиты по формуле (77). Часто применяют предложенный Бахом приближенный способ, по которому крышку для расчета представляют себе заделанной вдоль диагонали (фиг. 1806). Если, как у круглых крышек, образуемый отверстиями для болтов'прямоугольник с площадью / g см принять за нагруженную поверх-f-g'P
ность, то нагрузку половины крышки -- можно представить себе приложенной
463
на расстоянии центра тяжести от диагонали SE ~РВ, а усилия по болтам в точке отстоящей на расстоянии от диагонали. Благодаря этому получится показанная па чертеже пара сил с плечом:
РВ FB РВ
2 3 “ 6 ’
Если площадь треугольника ABD выразить с одной стороны через АВ • BD 2
2 ’
и с другой — через
AD-PB Vp+tf-PB
2 2
и приравнять оба эти выражения друг другу, то имеем:
РВ =
изгибающий момент, которому подвержена "крышка вдоль диагонали
•к
и напряжение на изгиб:
е
(514)
где J обозначает момент инерции поперечного сечения, о котором предположено, что оно заделано, е — расстояние крайних волокон от нейтральной линии и <?0—поправочный коэфициент, полученный из опытов. Если опасное сечение приближенно принять за прямоугольник шириной и высотой 5, то
о — — • • Г515')
‘ 2 (515’
Бах придает <р0 значения от в/4 до %, в зависимости от того, заделана ли плита по краю или лежит свободно. Для большинства крышек присуще последнее ' э
состояние, так что можно принять <р0 = от 1 до -g-. В какой мере приведенная выше О
формула может быть применена к сложным поперечным сечениям и к крышкам с двойной стенкой, следует определять согласно сказанному в гл. 11, разд. III, Д.
Прямоугольные поля крышек, усиленных ребрами (фиг. 1808) при достаточной жесткости последних, могут рассматриваться как заделанные по периметру и при близительио быть рассчитаны как эллиптические по формуле (74).
Что касается нагрузки болтов для прикрепления крышек, то на равномерное распределение давления на все болты и на равномерное их напряжение можйо рассчитывать лишь у круглых отверстий и у затвЪров, симметричных во всех направлениях. Болты же прямоугольных или эллиптических крышек, если они расположены на одинаковом друг от друга расстоянии, нагружены различно, причем больше всего те, которые лежат ближе к центру тяжести перекрываемой площади, где полное давление можно представить себе сосредоточенным в виде одной равнодействующей. По Абелю сила, приходящаяся на подобный болт, составляет:
2z • с
(516)
где, согласно фиг. 18С6:
Р—полное давление на крышку в /гг, t — шаг болтов в см,
4G1
е — наименьшее расстояние болтов от центра тяжести перекрытой пло-щади в см.
Даже у круглых крышек может иметь место перегрузка отдельных болтов, если одно из проходящих через их. ось поперечных сечений обладает особенно малым моментом сопротивления. Расположенные близко к этой плоскости болты нагружены больше остальных, что станет вполне очевидным, если взять крайний случай, а именно будто крышка разделена в этом сеченни, где, следовательно, момент сопротивления равен нулю. Подобным же образом может действовать неравномерность конструкции фланцев или частей, которыми крышки прикрепляются.
Относительно расположения болтов у прямоугольных крышек необходимо еще отметить, что следует избегать размещения болтов на углах. Для надежности уплотнения ближайшие к углам болты надо устанавливать таким образом, чтобы линия, соединяющая их центры (фиг. 1786), проходила над плоскостью уплотнения.
Фиг. 1807. Излом крышки золотниковой коробки парохода Майн (по Баху). М. 1:15,
150 150 150 160 160 160
Фиг 1808. Излом крышки золотниковой коробки машины прокатного стана (по Баху). М. 1:30.
Простые примеры расчета кркшек дают вышеописанные цилиндры. Весьма полезно изучать происшедшие поломки крышек, нередко сопровождавшиеся тяжелыми несчастными случаями вследствие отскакивания отдельных кусков. Бах приводит среди прочих следующие два случая.
1. Крышка золотниковой коробки цилиндра низкого давления парохода Майн (фиг. 1807) разорвалась, когда к цилиндру низкого давления был подведен пар из котла, где в момент разрыва давление составляло около 8 ат. Если расчет вести по формуле (514), т. е. рассматривать крышку как балку, заделанную вдоль диагонали, то напряжение на растяжение у наружного края ребра, при g—79cM, J=315 ои1, e] = 5,04 см и To = Ь составит:
1
°4 "12
?о
„ е, 1 . 67а-792 Q 5,04 OQQr . „
: • р • Т = То • 1 ' - • 8 Л-Гр- == 2885 /«, см2,
* J 12 /б72_|_79-з 315
достигая, следовательно, разрушающего напряжения на изгиб для хорошего чугуна.
2. Крышка золотниковой коробки цилиндра низкого давления машины прокатного стана (фиг. 1808). Она сделана полой; сквозь нее проходит согревающий пар, которь й из главного паропровода идет последовательно через рубашки и крышки обоих
30 Р е т ш е р. Детали машин, т. I!.
465
цилиндров и крышку золотниковой коробки. При остановке машины—излом в действительности произошел вовремя остановки — давление свежего пара, равное? ат, может поэтому оказать полное свое действие на рассматриваемую крышку, в особенности в том случае, когда вся конденсирующаяся в обогревательной камере вода захватывается обогревающим паром. Во время работы крышка подвергалась сильным колебаниям нагрузки и переменным напряжениям, так как давление в золотниковой коробке колебалось между 5 и 0,5 ат, т. е. было то выше, то ниже атмосферного. Так как разрушению подверглась только наружная стенка, то крышка, очевидно, лопнула от давления обогревающего пара, так что при проверочном расчете следует исходить только из сопротивления торцевых стенок или их отдельных участков, ио не всей крышки в целом. В сломавшейся части у одного из внутренних ребер обнаружена была трещина старого происхождения, идущая от х до у; причину ее следует искать в выемках ребер, где, согласно опытам Пфлейдерера (т. I, стр. 45) и практики работы поршней, изломы обычно происходят от напряжений на изгиб. Действительная толщина стенки составляла 30мм вместо требовавшихся по конструктивному чертежу 32 мм-, возможность такого отклонения необходимо принимать в расчет при изготовлении столь больших деталей. Бах предполагает, что излом, проходящий в площадях А, В и D приблизительно вдоль их диагоналей, исходил от краев стержневых отверстий. Иное прохождение излома в площади С; Б а х приписывает его влиянию вышеуказанной трещины ху. Если поля рассматривать как заделанные по краю плиты, боковые стороны которых /=60 и £-=80 см, то по
3
приближенной формуле (515) при <р0 = получили бы напряжение, равное
®о /2-g2 Р 3 GO2- 809 7
‘ 2 /2+^2 $9 2 - 4 602-1-802 З9 — ’
если бы стержневого отверстия не было. Вследствие ослабления стенки отверстиями для стержней и шпилек наибольшее, напряжение на изгиб должно было намного превзойти 1000 кг!см2.
По мнению автора, ход линий излома не исключает того предположения, что исходя из трещины ху, излом сперва произошел вдоль внутреннего края крышки, а затем уже крышка была совсем разрушена трещинами, проходящими через отверстия для стержней. На это указывает в особенности то обстоятельство, что идущие через стержневые отверстия трещины примыкают к круговой трещине под большим, а некоторые почти под прямым углом. Если полностью пренебречь сопротивлением треснувших ребер и рассматривать правую половину стеики крышки, как заделанную по краям прямоугольную плиту с площадью 750 X 1060 мм, а для первого приближения, как эллиптическую, по всему контуру закрепленную плиту с отношением полуосей Ь : а = 375 : 530 = 0,707, то расчет на прочность приводит, согласно фиг. 72, к ©й=1,26 и к напряжению на изгиб у конца малой оси, т. е. в точке В, равному:
Ь2 37 5а
= % • Р • = 1,26 • 7 . - ' , = 1380 кг/см2.
о* __
Крышке можно было бы придать гораздо большую прочность, если бы стержневые отверстия и выемки в ребрах были расположены у края.
Исследование крышек Бах заканчивает следующими словами:
„Изложенные несчастные случаи ясно указывают на необходимость иметь в виду, что при известных условиях полное давление пара может возникнуть в золотниковой коробке цилиндра низкого давления или же внутри крышки, и что сопротивление крышек золотниковых коробок и подобных стенок должно быть рассчитано с учетом такой возможности, и если прочность чугуна , для этого недостаточна, то нужно заменить чугун стальным литьем или другим пластичным металлом-. Если бы чугунную крышку подобной величины представить себе как часть стенки парового котла, то от нее надо было бы немедленно же отказаться, не говоря уже о том, что это запрещено и законом. В паровых же машинах, где они подобным же образом могут приводить к несчастным случаям, йх все же ставят, хотя в не малом количестве случаев—крышка из литого железа была бы дешевле* 466 *
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ЧЕТВЕРТАЯ
ФРИКЦИОННЫЕ КОЛЕСА
I. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ ЗАМЕЧАНИЯ О ПРИВОДНЫХ КОЛЕСАХ
Средства, служащие для передачи вращательного движения от одного вала к другому, можно объединить понятием приводных колес. Они работают
всегда попарно, составляя передачу, и в зависимости от они движение непосредственно, как на фиг. 1809, или помощи включения промежуточного органа (ремня, каната или цепи), разделяются на две группы.
А. Колеса и передачи, действующие непосредственно (фрикционные и зубчатые колеса, фрикционные и зубчатые передачи).
Б. Колеса и передачи, действующие не непосредственно (шкивы ременные, со стальной лентой, канатные и цепные колеса, передачи ременные, ленточные канатные и цепные).
В первом случае, при обоюдном соприкасании, направление вращения колес какой-нибудь пары противоположно (фиг. 1809), во втором же случае одинаково, если передающее тело не перекрещено (фиг. 1810).
Дальнейшие подразделения вытекают из рода передачи
того, осуществляют ли как на фиг. 1810 при
Фиг. 1809. Непосредственно действующие приводные колеса. Передача фрикционными колесами.
в зависимости от того,
производится ли она при помощи трения на окружности, у фрикционных, ременных и канатных шкивов, или посредством зубцов, заходящих в промежутки между зубцами второго колеса (зубчатые колеса) или в звенья цепи (цепные колеса). В этом случае вращению одного вала соответствует пропорциональное вращение другого; при применении же трения на передаточное число влияют потери скорости вследстзие скольжения.
Основное значение при конструировании непосредственно действующих фрикционных и зубчатых колес группы А имеет положение осей
Фиг. 181и. Приводные колеса, действующие при посредстве промежуточного органа. Ременнаи передача.'
как это происходит
пары колес:
1) если оси параллельны друг другу, то основными формами колес являются цилиндры, катящиеся один по другому (цилиндрические колеса, передача цилиндрическими колесами);
2) если оси пересекаются, то основными формами являются катящиеся друг по другу конусы (конические колеса, передача коническими колесам и);
3) если оси перекрещиваются, не пересекаясь, то практически передача осуществляется почти всегда только при помощи зубчатых колес. Основными формами для служащих этой цели червячных, винтовых и гиперболических колес являются цилиндры и гиперболоиды.
Передачи, состоящие из колес групп 1 и 2, могут быть объединены под общим названием передач катанием (состоящих из катающихся колес), так как основные тела катаются друг по другу. Противоположностью им являются
30=» 4С7
винтовые передачи, составленные из винтовых колес 3-й группы и подверженные добавочному скользящему движению вдоль линий соприкосновения.
Для группы Б колес с промежуточной связью почти исключительно применяются цилиндрические шкивы.
II. ФРИКЦИОННЫЕ КОЛЕСА
Фиг. 1809 изображает два цилиндрических фрикционных колеса. С одного колеса движение передается на другое при помощи трения на окружности. Если бы это происходило без скольжения, т. е. если бы обе окружности катились друг по другу, то в точке соприкосновения оба диска имели бы одну и ту же окружную скорость:
A D,
г' = ш1 • 2~= ш2' V
Так как угловые скорости прямо пропорциональны числам оборотов п1 и то
= = (517)
D2 n,
Поэтому, если пренебречь скольжением, о т н о ш ен и е диаметров обратно пропорционально отношению угловых скоростей и чисел оборотов.
~ «2 Dx
Отношение и = — = -~
называется передаточн ы.м числом.
Для передачи определенной окружной силы U необходимо, чтобы колеса были прижаты друг к другу с достаточным давлением Q, определяющимся из условия:
Q • у. Lj И
(518)
Чтобы это давление было мйло, применяют материалы с большим коэфициен-том трения, делая оба диска или один из них из дерева, иногда из бумаги, или же обтягивают их- кожей. По возможности ведомый диск следует делать из более твердого материала с большим сопротивлением, чтобы избежать износа в отдельных местах при скольжении. В среднем надо принимать у. равным:
0,1 .... 0,15 для чугуна по чугуну,
0,15.... 0,2 , , „ бумаге,
0,2 ... . 0,3 „ „ „ дереву или коже [XXIV, 2],
имея, однако, в виду, что в зависимости от состояния дисков в . сухом, влажном или смазанном состоянии эти значения могут в сильной степени колебаться.
Дерево, бумага и кожа легко подвергаются износу и при длительном скольжении могут нагреться до температуры сгорания. Напротив, поверхности чугунных дисков от работы становятся тверже, все более плотными, и приобретают большую сопротивляемость.
При больших диаметрах дисков на 1 см ширины может быть передано удельное усилие
I jpn чугуне по чугуну...............7 кг
г „ „ твердому дереву (дуб, клеи) . 5 „
„ „ „ мягкому дереву ....... 2 „
» „ , коже........................2—3 ,
Поэтому окружное усилие требует, чтобы ширина диска была равна:
В vr— см. (519)
и 1С.К
464
Так как, однако, равномерное прилегание очень широких по отношению к диаметру колес не является надежным, так что практически В следует брать максимум равным D, то применение фрикционных, согласно фиг. 1809, колес распространяется только на малые мощности.
Значительное давление нажатия в гладких цилиндрических фрикционных колесах можно снизить путем выточки желобков согласно фиг. 1811. Принимая приведенные иа фигуре обозначения и учитывая трение между обеими поверхностями обоих колес, определяем давление нажатия: Q' = 2/? sin (a -f- р). Трение в соприкасающихся поверхностях создаюттолько перпендикулярные к иим слагающие силы R, т. е. 2/?cosp; отсюда:
U = 2R • cos р • <х, а учитывая, что
если ввести коэфициент трения для клинообразных пазов: Б желобчатых фрикцион-
г ных; колесах.
sin р____________[х
’л sin(a-j-p) sina-|-}x • cos а ' (521)
Влияние желобков на величину коэфициента трения и на давление нажатМя показывает следующая таблица, в которой для 2а принят обычный в практике угол в 30° и из которой видны преимущества применения желобков для материалов с малым коэфициентом трения.
Таблица 145
Коэфициенты трения н давление нажатня у цилиндрических н желобчатых фрикционных колес
о ! Цилиндрические фрикционные колеса
0,1 10 0,15 0,2 5 0,3 3,3 0,4 . 2,5 • U
! Ж е л 0,28 3,6 а б ч а ты е 0,37 2,7 <t ОИКЦИОН1 0,44 . 2,3 ы е колес 0,55 1,8 а 0,62 1,6 . и
Недостатком желобчатых фрикционных колес является больший износ, так как чистое катание может иметь место только в о^ной точке линии соприкосновения; в остальных же происходит скольжение, причем в тем большей степени, чем шире поверхности трения. Поэтому ширина b (фиг. 1811), измеренная в радиальном направлении, должна составлять всего лишь от 0,05 до 0,06 D, так что колесо диаметром в 200 мм имеет ширину поверхностей трения от 10 до 12 мм. При опреде-% лении этой ширины в какой-либо паре колес исходят из меньшего колеса; большему придают точно такую же ширину нажимных поверхностей, которые для предохранения от образования заусенцев следует на концах резко срезать. На равномерное прилегание во всех желобках можно рассчитывать лишь при весьма точном выполнении и тщательной сборке. Поэтому полезно ограничиваться максимум 5 или 6 желобками, обтачивать диски на их собственных валах и придавать одному из колес зазор в осевом направлении, чтобы иметь возможность правильно устанавливать одно по отношению к другому. У чугунных колес на один желобок можно считать
4 ГЛ
окружное усилие в 20 кг. По Эрнсту к. п. д. передач с желобчатыми фрикционными колесами можно принять т] = от 0,88 до 0,90.
Изображенная на фиг. 1812 передача конструкции машиностроительного. завода Р. Динглингер в Кётене, когда малое колесо делает от 240 до 360 об/мин, при давлении нажатия круглым числом 335, кг передает окружное усилие £/=100 кг, или
£/.ш Dx _ 100 -25,1 0,2
N = 75 ’ 2 75 ' 2 ДО 5 л. с.
При довольно усиленной работе, но весьма тщательной сборке и умеренном давлении нажатия подобные колеса могут проработать примерно два года без
переточки. Рекомендуется регулировать давление нажатия при помощи груза, не предоставляя это произволу машинистов, которые часто без всякой нужды сильно
Фиг. 1812. Желобчатые фрикционные колеса. Р. Динглингер. Кётен. М. 1:5.
прижимают друг к другу колеса.
Дляпересекающихся осей применяются конические фрикционные колеса с коническими поверхностями (фиг. 1813), вершины которых должны находиться в точке пересечения осей, если требуется получить чистое катание.
Передаточное число « дается отношением соответствующих диаметров, например, . Следует иметь в виду, что осевое давление
Фиг. 1813. Конические фрикционные колеса.
нажатия у обоих колес различно.
Для передачи окружного усилия U давление в месте соприкосновения должно быть /?= —; для этого требуются осевые давления:
Qi = /?-sino,=—• sin о. и •1
Qs=-~ • sin й2Р (522)
Г*
где 8, и о2 обозначают половины углов при вершине конусов. Стало быть малое колесо требует меньшего давления нажатия; если привод должен включаться и выключаться, то передвижным делают малое колесо,, как это показано на фиг. 1814, изображающей обыкновенную фрикционную передачу с переменой хода (реверсивная передача). Если колеса а и b сидят на ведущем валу А, то вал В может получать вращение то в одно-м, то в другом направлении, смотря но тому, будет
Фиг. 1814. Реверсивная фрикционная передача.
ли к диску С при помощи скользящего кольца ^прижато правое или левое колесо.
Изменения скорости и направления движения (даже во время хода) легко осуществить простой конструкцией путем применения тарельчатых или дисковых передач (фиг. 1815).
Вращающийся с постоянной скоростью вал имеет на своем конце плоско обточенный фрикционный диск 5, который захватывает слегка выпуклый диск D с диаметром а, притом с различной скоростью, в зависимости от того, на каком
470
расстоянии х находится D от оси вала W'p В самом центре передача прекращается; если диск D передвинут еще дальше, то он вращается в обратном направлении. Если «о есть число оборотов в минуту ведущего вала Wlt то, пренебрегая скольжением, получим число оборотов вала 1Г2 ведомого вала:
п = п0.^-2. (523)
Условия трения тем неблагоприятнее, чем ведомый диск ближе к центру диска S. Это выражается не только в сильном скольжении, больших потерях скорости и износе, но также и в падении окружного усилия, как это показали опыты, описанные в приводимом ниже примере. По тем же основаниям применение обратной передачи в том смысле, чтобы диск D действовал как ведущий, ограничено постольку, поскольку средняя часть диска 5 не может быть использована. При расчете и конструировании необходимо иметь в виду, что как вал диска И72, так и вал подвергаются благодаря давлению нажатия сильному напряжению на изгиб, в особенности вал если диск работает вблизи наружного края диска S. По этой причине весьма рекомендуется устраивать для W\ широкую опору.
Изменения скорости в известных границах допускает также и передача, изображенная схематически на фиг. 1816. Однако наклонное положение осей друг к другу является невыгодным.
Применение фрикционных колес. Недостатки фрикционных колес: большое давление нажатия, ненадежность передачи при возникающем скольжении и обусловленные при этом часто неравномер-
ные взносы являются достаточным основанием к тому, чтобы по возможности избегать фрикционных колес. И с конструктивной стороны часто представляет неудобство необходимость достижения давления нажатия при помощи пружин или грузов. При больших нагрузках или частых включениях не исключена возможность нагревания колес во время работы. Фрикционные колеса применяются в тех случаях* когда требуется достичь бесшумности хода, сделать передачу быстро выключаемой, сде-
Фиг. 1816. Дисковая фрикционная передача для переменной окружной скорости.
лать возможным перемену движения или постепенное изменение скоростей, затем в тех случаях, когда применение зубчатых колес невозможно вследствие возникающих ударов. Примерами последнего случая могут служить среди прочих фрикционные прессы, у которых кОлеса при опускании пуансона проскальзывают, когда они еще прижаты; зубчатые колеса в таком случае подвергались бы поломке. Особенно надо следить за тем, чтобы колеса на своих валах вращались точно по кругу и чтобы трущиеся поверхности оставались сухими. Если существует возможность попадания на них масляных или водяных капель, то рекомендуется устраивать особые предохранительные щиты или крышки. Для окружной скорости, собственно говоря, нет верхнего предела; однако надо иметь в виду, что при включении во время хода нельзя избежать скольжения, так как частям, приводимым в движение при помощи фрикционных колес, нужно сообщить ускорение. Естественно, скольжение тем сильнее и вреднее (соответственно этому еще меньше можно рекомендовать применение фрикционных колес), чем больше рабочие скорости и чем значительнее приводимые в движение массы. Большую роль играют массы и при применении нажимных приспособлений. Рычаги с грузом менее выгодны, так как в случае, когда диск вращается неточно по кругу,
471
-*6S
— н-
груза в 500 кг.
ЗЕТ
—у-
лебедку
передачей
дорфе. Для
Фиг. 1317. Лебедка с передачей фрикционными колесами для М. 1:20.
ф-Н—а __ц_ а
они подвержены сильным качаниям, нарушающим спокойный ход или даже совершенно его прекращающим.
Предпочтительнее применять пружины с небольшой массой.
К. п. д. фрикционных колес можно принять в 0,85— 0,9.
Фиг. 1817 изображает простой конструкции с фрикционными колесами для груза в 500 кг, выполненную фирмой Генрих деФрис в Дюссель-поднятия груза колесо /?2 рукояткой Н прижимается к колесу сидящему на валу W, приводимому во вращение небольшим мотором или от трансмиссии при помощи ременного шкива 5. Ось А, на которой на втулках сидят R3 и барабан, имеет эксцентрическую опору в обеих стойках рамы лебедки с эксцентрицитетом в 10 мм. Если рычаг Н повернуть вверх, то колесо /?2 прижимается к колесу /?и возникающие при этом осевые нагрузки воспринимаются и уравновешиваются непосредственно прочными опорными стойками, в которых лежат цапфы оси
—А. Колесо удерживается и направляется подшипниками, расположенными с обеих сторон непосредственно у самого колеса.
При применении лебедки для поднятия грузов требуется специальный тормоз, который автоматически начинает действовать, когда отпускают рычаг И', или при прекращении действия приводного механизма, и удерживает груз. Спуск последнего производится путем ослабления тормоза.
Фиг. 1818 изображает фрик-Фиг. 1818. Дирковая фрикционная передача машины для ционную передачу станка для ме-испытания материалов. Шенк, Дармштадт, М. 1.20. 4 J } „„о
v ханического испытания материалов.
Приводной диск S есть в то же время ременный шкив, который может быть прижат к диску /?при помощи груза G, висящего на коленчатом рычаге Н. Диск
R может быть переставляем при помощи маховичка В, действующего через посредство трех шестеренок Z на оба шпинделя с винтовой резьбой.
Съемная рукоятка К служит для приведения машины в действие от руки, когда фрикционный диск 5 отодвинут. Для усиления трения диск 5 обтянут кожей.
Для размыкания рычаг Н поднимнот и подпирают его откидывающейся подпоркой С, как показано на фигуре. Вал UZj вращается в длинном подшипнике.
Опыты, произведенные с передачей при различных давлениях нажатия и положениях приводимого в движение диска, привели-к показанным на фиг. 1819 и 1820 данным. На фигуре 1819 ординаты изображают наибольшие окружные усилия U в мо-
мент скольжения при различных по-
ложениях приводимого в движение
диска. При непрерывном вращении
шкива 5 действующие на диск R наибольшие усилия U определялись при помощи удерживающей обод диска ленты, в которую были включены пружинные весы для измерения окружного усилия вовремя скольжения. Нажимное усилие Р шкива изменялось три раза путем перестановки груза 0 = 20 кг. По формуле
где О — груз, Gi — вес горизонтального плеча рычага Н. равный 11 кг, а, b и с — показанные на рис. плечи.
Фиг. 1819. Наибольшее окружное усилие независимости от расстояния и иажимнгго давления Р в дисковойле-редаче, изображенной на фиг. 1318.
Фиг. 1820. Коэфициенттрения р. в зависимости-от расстояния р и нажимного давления Рв дисковой передаче, изображенной на фнг. 1818.
Таблица 146
Опытные данные для фрикционной передачи, полученные Эльзасским машиностроительным обществом н Графеиштадене
Давление нажатия в кг Окружное усилие в кг Передаваемая мощность в л. с. Коэфициент лреиия Коэфициент полезного действия в “io
1 25 6,30 0,5 0,252 0,528
- 1 42 12,38 1,0 0,294 0,655
Кожа по чугуну 7 55 18,45 1,5 0,335 0J32
| 75 24,54 2,0 0,327 0,719
( 90 18 30,62 6.29 2,5 0,5 0,340 0,349 0,710 0,521
Прессованная пеньковая бумага по 30 -45 12,36 18,44 1,0 1,5 0,412 0,409 0,647 0,726
чугуну 60 24,52 2,0 0,408 0,764
75 22 30,61 6,29 2,5 0,5 0,408 0,286 0,733 0,525
Бакаутовое дерево по чугуну ... 44 60 12,38 18,46 1,0 1,5 0,281 0,307 0,656 0,734
72 24,54 2,0 0,340 0,769
473
Нажимное усилие Р, при пренебрежении сопротивлением от трения в шарнире и в подшипнике вала Wu составило 85, 138 и 164 кг.
Согласно фиг. 1819, окружные усилия U возрастают с ростом расстояния р, приводимого в движение диска R от центра диска S, например, при давлении нажатия Р = 85 кг с 14 при р = 25 до 23 кг при возрастают не пронажатия, а медлен-
Фиг. 1821. Фрикционная передача с переменой хода для винтовых прессов. М. Г: 10.
Р = 140 мм\ однако они порционально давлениям нее, так что получаются различные коэфи-U
циенты трения н = » которые, как пока-
зывает фиг. 1820, уменьшаются по мере возрастания нажимного давления.
Опыты, произведенные Эльзасским машиностроительным обществом в г. Графен-штаден [XXVI, 1] над фрикционной передачей, приводимый в движение диск которой имел диаметр 100 мм и получал от мотора 1200 оборотов, т. е. окружную скорость в 6,28 м[сек, и отстоял от центра второго диска на расстоянии 100 мм, дали следующие цифры (см. табл. 146 на пред. стр.).
Фиг. 1821 изображает фрикционную передачу с переменой хода, часто встречающуюся в винтовых прессах. Постоянно вращающийся вал А приводит в движение два чугунных диска Sj и 52, в свою очередь приводящих в движение третий
диск 53, обтянутый кожей, причем направление вращения этого диска зависит от того, какой из первых двух будет к нему прижат. Изготовление долговечной кожаной обтяжки на практике является не легким делом; обтяжка должна повсюду
474
иметь одинаковую толщину и после достаточного размягчения в теплой воде должна надеваться без всяких складок, иначе она быстро подвергается износу.
На фиг. 1814 изображено коническое фрикционное колесо с деревянной обшивкой, состоящей из отдельных стянутых болтами прокладок, расположенных таким образом, что рабочие поверхности образуют торцы дерева. Дерево часто неравномерно изнашивается; оно чувствительно к влажности и маслу, уменьшающим; кроме того, и силу трения.
Другой способ изменения соотношения скоростей дает передача Стевенса (фиг. 1822), изготовляемая в Германии заводом Вюльфеля в Ганновере; она применяется в бумагоделательных машинах и в некоторых станках. На чертеже показана
Фиг. 1823. Фрикционная передача Круппа. М. 1; 10.
передача, прикрепленная к потолку; она состоит из двух конических барабанов, между которыми зажат бесконечный ремень одинаковой повсюду толщины, являющийся п редаточным телом. В зависимости от положения ремнй скорость получается большей или меньшей; она возрастает, если ремень отодвинуть к узкому концу ведомого барабана. Перестановка во время хода возможна либо путем подтягивания одного из двух тросоц. благодаря чему коробка, направляющая ремень, передвигается вдоль наклонной тяги, либо же при помощи наклонного шпинделя с резьбой, приводимого во вращение от руки или от цепного колеса. Нажимное давление достигается при помощи двух винтов, которые одновременно передвигают оба подшипника нижнего барабана внутри рамы. Выключение осуществляется либо ослаблением нажимного давления, либо при помощи холостого шкива на ведущем валу. Преимущества этой передачи заключаются в малых нажимных давлениях, так как податливый ремень дает большую поверхность соприкосновения, а также в возможности пе едачи больших усилий, чем обыкновенной фрикционной передачей, и, наконец, в большей надежности в работе. Однако эта передача дорога.
475
Значительным шагом вперед является фрикционная передача фирмы Фр. Круппа в Эссене (фиг. 1823), в которой благодаря замыканию сил отсутствует нагрузка подшипников от сильного давления нажатия, обычная для фрикционных колес. При этом также значительно уменьшается трение в подшипниках, к. п. д. получается выше. Ведущий ролик а, ведомый b и ролик с замкнуты прочным кольцом d, осуществляющим взаимное их прижатие. Во время остановки кольцо прилегает к а и с с небольшим предварительным прижатием. Во внемя работы оно занимает положение, показанное пунктиром, потому что ролик а захватывает его трением при вращении вокруг точки прилегания Е ролика с. Однако теперь точки соприкосновения Е и F находятся на хорде кольца, которая короче диаметра, поэтому ролики сильнее прижимаются друг к другу, покуда трение не окажется достаточным для передачи требуемой мощности.
Передача работает в закрытом кожухе, наполненном маслом. Она пригодна, как указывает проспект фирмы, для относительно больших мощностей, при хорошем к. п. д., бесшумном ходе и передаточных числах от 1: 2 до 1 : 15, причем, конечно, передаваемая мощность уменьшается с возрастанием передаточного числа. Кольца и ролики подвержены высокому напряжению; они делаются из специальной стали и должны быть отшлифованы точно по цилиндру. Безразлично, какойт<з трех роликов будет ведущим или ведомым.
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ПЯТАЯ
ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
I. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ •
Фнг. 1824. Фрикционная и зубчатая передача.
пропорциональны
В целях облегчения понимания основные определения даны только для цилиндрических колес, а более общие определения или относящиеся к другим типам зубчатых колес, здесь намечены лишь в общих чертах.
Обозначения, принятые в этой главе, соответствуют предложенным Коммнс-сией по нормализации германской промышленности (июль 1927 г.). Они во многих отношениях отличаются от общепринятых в технической литературе, и последние, если это необходимо для понимания старых работ, приводятся рядом.
Передача движения, которая у фрикционных колес возможна лишь при существовании известного давления одногЗ' колеса на другое, при применении зубчатых колес (фиг. 1824) производится зубцами, входящими в соответствующие впадины. Поверхностям и окружностям фрикционных колес соответствуют начальные цилиндры и начальные (делительные) окружности, которые имеют одинаковую окружную скорость v и катятся друг по другу без скольжения. Для них, следовательно, верна формула, выведенная на стр. 468.
— const = и. (524) D.,' п1 '
п „ Фиг. 1825. Обозначение раэме-
Диаметры начальных р0В зацепления,
окружностей обратно
угловым скоростям и числам оборотов зубчатых колес. Величина « называется передаточным числом. (В общем случае начальным цилиндрам соответствуют начальные тела, начальным окружностям—‘начальные линии).
У некруглых зубчатых колес, например, у эллиптических, передаточное число при их вращении изменяется по известному закону.
У зубчатого колеса зубцы и впадины между ними находятся на определенных, равных между собою расстояниях. Это расстояние, так называемый шаг/, при вычерчивании и изготовлении колес наносится и измеряется по дуге начальной окружности (вообще начальной линии, также называемой обычно производящей начальной линией) (фиг. 1825). Если и г2—числа зубцов колес с диаметрами начальных окружностей Dt и D?, то их периметры можно выразить, с одной стороны, через произведение числа зубцов на шаг, а с другой, через произведение г. на диаметр начальной окружности. * Имеем:
z1/ = k.£)i; (525)
Отсюда получаем:
(526)
z\ __ г2 D, ’
т. е. числа зубцов пропорциональны диаметрам начальных Z * Ь
окружностей. Так как в формуле D = —— z число зубцов представляет целое число, то для того, чтобы диаметры начальных окружностей можно было считать тоже в целых числах с точностью, самое большое, до десятых долей миллиметра, а в случае более крупных шагов, по возможности, с точностью до целых миллиметров, шаг^ берут кратным к. Величина — т называется модулем и по табл. 147, соответствующей DIN 780 берется в целых, и лишь при весьма малых шагах в десятых долях миллиметра Ч Значений, помещенных в скобках, следует, по возможности, избегать. На отдельных заводах или же для определенных целей при нормализации зубчатых колес часто ограничиваются рядом выбранных из приведенной таблицы модулей, и, таким образом, получается возможность уменьшить число необходимых инструментов, служащих для обработки.
Таблица 147
Ряд модулей по D1N 780
, Модуль . . ..... Шаг 0,3' 0,943 (0,35) (1,01) 0,4 1,25 (0,45) (1.41) 0,5 1,57 (0,55) (1.72) 0,6 1,88 (0,65) (2,04)
Модуль 0,7 0,8 0,9 1 1,25 1,5 1,75 2
Шаг . . • 2,20 2,51 2,83 3,14 3,93 4,71 5,50 6,28
Модуль 2,25 2,5 2,75 3 3,25 3,5 3,75 4
Шаг 7,07 7,85 8,64 9,42 10,21 11,00 11,78 12,57
Модуль 4,5 5 5,5 6 6,5 7 8 9
Шаг 14,14 15,71 17,28 18,85 20,42 21,99 25,13 28,27
Модуль 10 11 12 - 13 14 15 16 18
Ц1аг 31,42 34,56 37,70 40,84 43,98 47,12 50,26 56,55
Модуль 20 22 24 27 30 33 36 39
Шаг ......... 62,83 69,12 75,40 84,82 94,25 103,67 113,10 122,52
Модуль .... ... 42 45 50 55 60 65 70 75
Шаг 131,95 141,37 157,08 172,79 188,50 204,20 219,91 235,62
В большинстве случаев зубчатые колеса должны устанавливаться таким образом, чтобы их начальные окружности соприкасались, т. е. чтобы катились одна по другой без скольжения.
В этом случае расстояние а между осями равно полусумме диаметров начальных окружностей: д = . У колес с эвольвентным (разверточным) за-
цеплением расстояние между осями может изменяться в известных границах, в некоторых же случаях для правильной работы колес его приходится делать иным, нежели это дается вышеприведенной формулой. При этом начальные окружности перестают соприкасаться одна с другой, и вместо них аналогичную роль начинают играть некоторые другие рабочие катящиеся окружности, как это будет показано дальше. Каждое из таким образом работающих колес имеет по одной, -------------- *
1 По ОСТ 1597. Нормальные модули следующие: 0,3; 0,4; 0,5; 06; 0,7; 0,8; 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; (2,75); 3; (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; 5,5; 6; 6,5; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 13; 14; 15; 16; 18; 20; 22; 24; 26; 28; 30; 33; 36; 39; 42; 45; 50. Прим, перев.
зависящей от способна изготовления начальной окружности, после же установки колес на место их рабочие катящиеся окружности могут быть другими. (Раньше этого различия не делалось.)
Вне начальной окружности (фиг. 1826) находится головка зубца, а внутри ее ножка или корень. Эти две части (т. еЛ весь зубец по высоте) ограничены окружностью головок и окружностью впадин.
Совместно работающие зубцы соприкасаются своими боковыми поверхностями. Между боковыми поверхностями, не соприкасающимися одна с другой, получается боковой зазор, а между линией головок одного колеса и линией впадин другого — р а д и а л ь н ы й. з а з о р. По фиг. 1825 шаг зацепления состоит из толщины зубца s и из ширины w впадины, измеряемых по начальной окружности. Толщина ножки у корня обусловливает прочность зубца, / — высота1 зубца, или глубина впадины, — составляется из высоты головки h и высоты ножки /;£ —ширина зубца.
Нормально высоту головки h берут равной модулю т, так что диаметр .окруж-. ности головок
DA. = (z + 2)./ra, (527)
Боковой зазср. .
Боковая —\ / f п-рмеркностьГуу/ /оковка
как и диаметр начальной окружности, получается в целых числах. В зависимости от способа изготовления и от специальных требований, высота ножки делается больше на величину от 0,1 до 0,3 т, чтобы создать необходимый радиальный зазор, так что /=от 1,1 до 1,3 /и; чаще всего применяется величина /=1,17 и 1,2 т (т — модуль).
Боковой зазор определяется . неточностями при изготовлении, особенно в отношении величины шага и формы зубца, а также неточностью сборки. В случае необработанных зубцов его принимают равным //20. В случае же обра- . ботанных зубцов его уменьшают до //40—//80 и
даже выполняют зубцы почти без зазора (с зазором лишь около 0,2 мм) в случае шлифованных зубцов, имеющих шаг зацепления средней величины. Обычна зубцы у обоих колес передачи делают одинаковой толщины. Соответственно этому в случае необработанных зубцов: толщина зубца
7^^
'Бадиавмый зазор Q
Фиг. 1826. Название частей' зацепления.
19
$ = ^/ = 0.475/
40
ширина впадины
21
w = ~t = 0,525 / 40
обработанных зубцов:
толщина зубца 39 79 1 '
s = ^/... 'I... -, / = 0,487/ ... 0,494/...0,5/ oU 1DU 2
ширина впадины 41 81 1
w = -ant... 4/ = 0,513 /...0,506/...0,5/
oU luU 2.
(529)
Если зубцы одного колеса, вследствие меньшей крепости, применяемого материала или неблагоприятной формы зубцов, обладают меньшей прочностью, чем зубцы другого колеса, то толщину зубцов делают разной. Например, толщину деревянных зубцов, работающих совместно с чугунными, делают равной 0,6 / и соответственно чугунных — 0,35—0,38/. -
При практиковавшемся прежде выборе шага в целых миллиметрах, отчего диаметр начальной окружности получался в дробных частях миллиметра, обычно принимали Л = 0,3 / и/ = 0,4/, следовательно, I получалась равной 0,7/. Ширина зубцов b обычно выполняется в пределах между 2 и 6/ или 6 и 20 т.
479
Совместно работающая пара колес, состоящая при ик различной величине из малого (шестерня) й большого колес, соединенных при помощи рамы или каким-либо другим способом, образует зу б ч ату ю передачу. Если одно колесо закреплено неподвижно и вся система вращается вокруг него, то получается планетарная передача.
Как уже упомянуто на стр. 467 в зависимости, от взаимного расположения осей колес различают:
1) цилиндрическую зубчатую передачу с параллельными осями,
2) коническую зубчатую передачу с пересекающимися осями,
3) гиперболоидальную, винтовую и червячную передач и с перекрещивающимися, но не пересекающимися осями.
В случаях 1 и 2, в зависимости от расположения обоих колес, получается: передача с наружным зацеплением, если начальные тела соприкасаются наружными поверхностями (колеса с наружным зацеплением) и передача с внутренним зацеплением, если малоеколесо расположено внутри большого. В первом случае вращение колес происходит в противоположных направлениях, а во втором—в одинаковом.
Особой формой цилиндрического колеса и его частным случаем является зубчатая рейка, у которой диаметр начальной окружности равен бесконечности, т. е. окружность переходит в прямую линию.
II. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ КОЛЕСА
А. ОСНОВНОЙ ЗАКОН ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Для того чтобы вращение одного колеса передавалось другому равномерно,
т. е. с определенным передаточным числом, нормаль в точке соприкоснове-
ния боковыхповерхностей зубцов должна проходить через точку пересечения (полюс зацепления) катящихся
Фиг. 1827. К основному закону зубчатого -зацепления.
окружностей с линией, соединяющей центры колес. Пусть на фиг. 1827 44, и Л42 обозначают центры, Ri' и —радиусы начальных окружноетей двух зубчатых колес, вращающихся с угловыми скоростями исо2. То^ка О называется полюсом зацепления, в котором постоянно соприкасаются катящиеся друг по другу окружности. Он лежит на линии, соединяющей центры
колес. Через полюс, в каждый момент должна проходить общая нормаль ВО, проведенная в точке соприкосновения В боковых поверхностей зубцов. Как сказано выше, катящиеся окружности имеют одну и ту же окружную скорость:
Так как левая часть формулы
Я/
ей.,
— постоянна, то из этого “1
следует, что отношение угловых скоростей также всегда одинаково. Если В рассматривать как одну из точек колеса 1, то его мгновенная скорость вращения около центра Л1, равна:
•Vi — со, • Мх В = со, • Г- .
V = • СО, — • СО „ .
Она направлена всегда перпендикулярно к МХВ. Рассматриваемая как точка второго колеса та же точка В имеет скорость
-У2 = СО 2 • М2В = С02 • г2 ,
которая перпендикулярна к Л12 В. Для того чтобы соприкосновение боковых поверхностей зубцов в точке В не нарушалось, составляющие ВС скорости по направлению нормали должны быть одинаковыми, т. е.
vt sin a = v2 sin p.
480
Если бы, например, величина t/a-sin0 была меньше, чем 17-sin а, то боковая поверхность зубца на колесе / ушла бы от колеса 2, если же она была бы больше, то боковые поверхности зубцов вдавливались бы одна в другую.
Отсюда следует:
Tj • • sin а = г2 • ш2 • sin ₽;
Г1 sin а о>2 /?/
- -з - — = тг, = const.
r2 Sin Р Wj /?2
Что это условие действительно выполняется, если нормаль, проведенная через ~ । окружностей с линией
точку В, проходит через точку пересечения О катящихся центров, можно доказать путем применения теоремы синусов к треугольникам MtBO и М2ВО. Углы этих треугольников при вершине В равны углам 180°—а и р, так как соответствующие стороны углов перпендикулярны одна к другой. Обозначив через 7 угол, образуемый нормалью и линией центров, имеем в треугольнике МХВО\
sin (180° — а)_ sina_/?,
siny — sin 7 —' rj
и в треугольнике /И2ВО:
sin р __ sin р __ /?/ sin (180°—7) — sin 7 — г..
Путем деления получается sina Rt' Гп
sin р /7 R,'
или, как выше, /7 • sin а____________________ /?/
^sinp R?‘
ч
мг
Фиг. 1828. К доказательству основного закона кинематическим путем.
Так как и R2 являются радиусами катящихся окружностей, то точка О пересечения нормали к 6okoi ым поверхностям одновременно является и точкой пересечения катящихся окружностей с линией центров.
Основной закон можно вывести также весьма просто и кинематическим путем. Вследствие катания окружностей одна по другой, мгновенным полюсом вращения для движения одного из двух колес относительно другого является точка О касания катящихся окружностей (фиг. 1828). Благодаря этому направление скорости Vb точки В, в которой в данный момент происходит соприкосновение боковых поверхностей зубцов, относител, но полюса вращения О определяется перпендикуляром к лучу СВ, прохолящему через полюс. Если боковые поверхности не должны вдавливаться одна в другую или отходить одна от другой, то эта скорость должна быть направлена по касательной к обеим боковым поверхностям; другими словами, линия ВО должна быть общей нормдлью боковых поверхностей зубцов в точке соприкосновения их и проходить через полюс О.
Абсолютная скорость v2 точки В, рассматриваемой как одна из точек колеса 2, получается путем геометрического сложения скорости и скорости полюса v.
(Закон зацепления в более общей формулировке гласит: нормали в точках соприкосновения боковых поверхностей зубцов должны проходить через полярную лилию, т. е. через линию касания катящихся тел.)
Непосредственно на этом законе основан способ По нс еле для построения профиля зубцов цилиндрического колеса, если профиль зубцов другого колеса дан. На фиг. 1829 боковая поверхность зубца d^Obi колеса / начерчена в том положении, когда она проходит через полюс О. Пусть нормаль к профилю в произвольной точке сх встреч 1ет соответствующую катящуюся окружность в точке dt. По основному закону зацепления точка q коснется профиля зубца другого колеса 31 Ра т ш • р, Детели машин, т. П» «о >
лишь при повороте колеса 1 на такой угол, что попадет в полюс О, т. е. «когда профиль займет положение а'с'Ь'. Но тогда с' будет также точкой искомого профиля, который теперь можно будет повернуть обратно вокруг центра М.,. Она лежит на окружности радиуса Ос', описанной вокруг rf2, причем дуги OdA и СЦ^^ле дет в и е катания окружностей без скольжения должны быть одинаковыми. Фиг. 18ЯЙВЬрказывает удобный способ построения. На катящихся окружностях откладьЯ1ИВа?д равных делений, из точек соответствующей кадящейся окружности опускают перпендикуляры на заданный профиль и вокруг соответствующих точек другой катящейся окружности радиусами, равными этим перпендикулярам, описывают дуги, для которых искомая кривая является огибающей.
Неточность построения искомого профиля как огибающей устранил Р е л о, дав способ построения по отдельным точкам. Прежде всего он строит линию зацепления, т. е. геометрическое место точек, в которых профили должны последовательно соприкасаться по основному закону зацепления. Пусть на фиг. 1831 а,О5, представляет опять профиль зубцов колеса 1. При вращении колеса произвольная точка с, движется по кр\ гу, описанному вокруг Af, радиусом А1,г,: она приходит в соприкосновение с профилем зубца другого колеса в положении с', когда точка dt
Фаг. 1829—1830. Метод определения профиля зубцов П о н с е л е.
Г' -\Ъ
Фиг. 1831—1832. Метод определения профиля зубцов Р е л о.
перпендикуляра qrf, попадет в О. Точка с' является, следовательно, точкой пересечения круга, описанного вокруг Л),, с кругом, описанным вокруг О радиусом Cidi> Она является одной из точек линии зацепления и может быть рассматриваема как точка профиля зубцов колеса 2 Если ее повернуть вокруг Л12 назад, то в с, мы получим точку профиля, принадлежащего колесу 2: точки d и с2 лежат на одном и том же круге, описанном вокруг Л)2, дуга Orf2 должна равняться дуге Orf, и dici = dicv
Фиг. 1832 дает построение, выполненное для нескольких точек. Обе катящиеся окружности, начиная от полюса О, делят на равные части и из точек круга 1 опускают перпендикуляры на заданный профиль. Через основания перпендикуляров вокруг центра Л1, описывают ряд концентрических окружностей. Затем вокруг О радиусами, равными длинам перпендикуляров, описывают ряд кругов и в пересечениях соответствующих кругов получают точки линии зацепления АОВ. Через них вокруг Af2 оп щывают ряд кругов и радиусами, равными длинам соответствующих перпендикуляров, описывают круги вокруг точек катящейся окружности 2. Таким образом в пересечениях получаем точки искомого профиля а2 Obv
В. СВОЙСТВА ЛИНИИ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Окружности головок обоих колес зубчатой передачи на линии зацепления ограничивают рабочий отрезок линии зацепления АОВ (фиг. 1833). Точки Л и В являются крайними точками отрезка линии зацепления, которые еще можно использовать для зацепления, хотя сама линия и имеет большую длину. Про-482
фили зубцов, которые на чертеже касаются в полюсе О, будут находиться в зацеплении до тех пор, пока перекатываются дуга СО катящейся окружности 7 и дуга OD катящейся окружности 2. Точки С и D находят, проведя нормали в конечных точках боковых профилей зубцов. Сумма COD этих дуг называется длиною зацепления (прежде — дугой зацепления). В зацеплении будет находиться столько зубцов, сколько помещается их между С и D. Так как условие непрерывной передачи движения требует, чтобы ни один из зубцов не выходил из зацепления прежде, чем войдет в зацепление следующий зубец, то мы должны иметь неравенство COD>t, т. е. продолжительность или дуга зацепления должна быть больше шага зацепления на катящейся окружности.
Отношение:
дуга зацепления _ СОР _
шаг зацепления t
определяет среднее число зубцов, одновременно находящихся в зацеплении. Это отношение в называли прежде продолжительностью зацепления, а теперь — степенью перекрытия.
Величина е должна быть больше 1. Ее обычно берут по меньшей мере равной 1,2. В точке О линия зацепления перпендикулярна к боковым профилям зубцов. •
Для определенного профиля зубца и определенной катящейся окружности существует лишь одна линия зацепления и потому при заданной второй катящейся
окружности можно построить лишь один правильный профиль. Если эту катящуюся окружность взять больше или меньше, то изменяется также и соответствующий профиль; но если все колеса, получаемые таким образом, будут иметь одинаковый шаг, то они все могут работать совместно с колесом 7. Если же нужно, чтобы каждое из них могло работать и с любым другим колесом, то их линии зацепления должны быть не только конгруэнтны, но кроме того, они должны разделяться линией центров на две конгруэнтных части. Действительно лишь в этом случае линии зацепления при совместной работе двух любых колес группы будут совпадать. Получающиеся таким образом серии колес являются основою нормализации зубчатых колес; между прочим, такие колеса в качестве сменных часто применяются в станках и передачах всех родов.
Линия зацепления позволяет определять направление и величину да' вления Р между зубцами. Первое определяется линией, соединяющей точки кривой зацепления с полюсом О, действующему по касательной к (фиг, 1834) по формуле
а величина Р определяется по передаваемому, начальной окружности окружному усилию U
Р=-У—. cos а
(530)
Угол а между U и Р называется углом зацепления. Радиальная составляющая (Z-tgaTeM больше, чем больше а, чем больше, следовательно, направление
31*
483
давления, действующего на зубец, отклоняется от касательной к начальной окружности в полюсе О. Составляющая U-tgа стремится раздвинуть валы колес; поэтому следует обращать внимание на возможно более жесткое и непосредственное соединение опор (фиг. 1835) (в противоположность этому приводим неправильную конструкцию на фиг. 1836), а также на устройство надежной опоры или направляющей в случае зубчатой рейки (фиг. 1837).
Влияние сил трения па направление и величину давления, производимого па зубец, рассматривается дальше, в конце отдела об изнашивании зубцов.
Линия зацепления дает также представление и о скольжении боковых поверхностей зубцов, получающемся при движении зубчатых колес. На фиг. 1833 угол а, головки одного зубца приходит в точке А в зацепление с точкою аа бокового профиля другого зубца, которая, согласно изложенному выше, находится, как точка пересечения этого профиля, с кругом, описанным через центр второго колеса. Боковые профили головок колеса 1 должны скользить по ножкам колеса 2
на величину разности Oat — Оа2. Соответственно этому и боковой профиль головки ОЬ.2 колеса 2 работает на участке ножки другого колеса, проскальзывая
па величину ОЬ2—ОЬХ. Следовательно, боковые поверхности головок по более коротким участкам ножек, и зубцы там сильно изнашиваются. Таким образом в профиле зубцов от работы получаются изменения, о чем подробнее будет изложено при рассмотрении отдельных видов зацепления. Длина участков
всегда скользят
Фиг. 1837. Воспршы-
тне радиального давления в зубчатой рейке.
Фиг. 1835. Непосредственное воспринятие радиального давления в зубчатом приводе.
Фиг. 1836. Нерациональнее воспринятие радиального давления в зубчатом приводе.
скольжения зависит от числа зубцов на колесах, от формы и расположения линии зацепления. Сильное скольжение обусловливает большее нагревание, более значительное изнашивание и уменьшение к. п. д. передачи, ибо работа треиия Аг, величина которой определяет к. п. д., в случае работы зубцов без смазки их боковых поверхностей, т. е. всухую* равны произведению переменного давления на зубец Р, на коэфициент трения р и на путь, на котором имеет место скольжение:
Ar = Р • р (Oai — Оа.2 -j- ОЬ2 — Ob^ = Р • р. • (a, Ob2—a2 Obj), (531)
т. е. работа трения при прочих равных условиях растет с увеличением пути, на котором происходит скольжение. Коэфициент полезного действия нужно определять по передаваемой полезной работе А, т. е. по произведению из окружного усилия U на дугу зацепления COD = e. t.
_ A Ar __ Р- р • (ayOb2—a2Obi) _. р(д,ОД2—даО^1)
‘ Л и COD “г-F-cosa
(532)
Коэфициент полезного действия можно, следовательно, определить по чертежу. Коэфициент р. заключается между 0,20 и 0,25 у новых, работающих всухую, и составляет около 0,15 у хорошо смазанных колес. При выводе формулы предположено, что передача усилия производится лишь Одной парой зубцов.
-131
Согласно опытным данным к. п. д. в случае обработанных зубцов можно считать равным от 0,94 до 0,98, а при весьма тщательной смазке даже 0,99; в случае же необработанных — от 0,90 до 0,95. Большие значения относятся к хорошо смазываемым передачам.
На опыте с шевронными колесами Рикли [XXV, 5] подтвердил, что потери, происходящие от одного лишь трення в зубцах, пропорциональны давлению на зубцы и окружной скорости, так что они составляют всегда постоянную часть передаваемой мощности, и к. п. д., независимо от обеих названных величин, для определенной зубчатой передачи всегда одинаков.
Линия зацепления сама по себе может иметь произвольную форму А"АОВ (фиг. 1838). Практически выполнимые профили дает, однако, лишь та часть АОВ, которая ограничена точками касания кругов, описанных вокруг М2 и Л4Р Точке А соответствует вершина Д2, а точкам, расположенным на участке АА'А", соответствует невыполнимый профиль А31" на колесе 2. Подобным же образом на профиле колеса 1 происходит образование вершины угла в точке At, соответствующей точке касания А' круга, описанного вокруг Mt. Предельной точкой, в которой возможно зацепление, является точка В, расположенная на линии центров. Это видно из фиг. 1839, на которой положения 1—8 пред-
Фиг. 1838. К определению линии зацепления.
Фиг. 1839. Сцепление общего случая зацепления фиг. 1838.
ставляют зубцы в восьми последовательных положениях, отличающихся одно от другого на одинаковый угол поворота. В положениях 1 и 2 в зацеплении находится лишь теоретически возможная вторая ветвь А21а профиля зубцов нижнего колеса (фиг. 1838). Практически же, как видно из чертежей, передача движения от одного колеса другому еще не наступает. В положениях 3—7 нижний зубец передвигает верхний нормальным образом, в положении же 8 нормаль в точке касания совпадает с линией центров, следовательно, передача силы уже невозможна. Правда, при дальнейшем вращении нижнего зубца (положения 9 и 10) еще происходит движение верхнего, но так как нормали в точках касания профилей уже не проходят через полюс, то основной закон зацепления не выполнен и пропорциональности между угловыми скоростями колес более нет. Вследствие невыгодного распределения сил и значительного скольжения, участки 7—8 линии зацепления также представляют малую ценность.
Если предположить, что боковые поверхности зубцов симметричны, то при отсутствии зазора и при работе передачи в противоположном направлении зеркальное отображение линии зацепления по отношению к линии центров зацепления даст положение точек касания другой пары боковых поверхностей (фиг. 1860).
Хотя при соблюдении вышеуказанного условия линия зацепления или профиль зубца и могут быть выбраны произвольно, все же на практике большей
Фиг. 1840. Конструкция эвольвенты или развертки круга.
Фиг. 1841. Растянутая и сжатая форма развертки круга.
частью ограничиваются применением для профилей зубцов циклических кривых. При применении последних линиями зацепления являются дуги кругов и прямые, причем профили зубцов могут быть выполнены на станках автоматически и точно. Чем линии зацепления проще, тем легче изготовление соответствующих инструментов и нарезание самих зубцов.
В. ЦИКЛИЧЕСКИЕ КРИВЫЕ.
Циклические кривые получаются при катании круга по кругу. В зависимости от места расположения точки, описывающей кривую, на самом катящемся круге, внутри или вне его, или в зависимости от укорочения и соответственно удлинения радиуса, говорят об обыкновенных, сжатых или растянутых циклических кривых. Различают следующие пять типов кривых.
1. Эвольвента или развертка круга (фиг. 1840). Она получается при разматывании нити с цилиндра или при катании прямой L, т. е. круга бесконечно большого радиуса, по кругу О, называемому основным, или образующим. Для вычерчивания эвольвенты на окружности О и на прямой L, начиная от их точки касания О, откладывают ряд равных частей и таким образом получают точки 1. . . 8 и Г. . . S'. Если радиусом 4'0 описать дугу круга вокруг центра 4 и радиусом 44' вокруг О, то точка пересечения этих дуг 4" будет лежать на искомой развертке. Рассматриваемая кривая получается как огибающая' дуг, описанных радиусами Q1', 02', 03'. . . около центров /, 2, 3. . . Прямая 44" является нормалью, а точка 4 — центром кривизны для 4". Развертка круга представляет симметричную по отно-486
шению к прямой МО кривую, состоящую из двух ветвей, получающихся катаниеми образующей прямой вправо или влево от О. Растянутую и сжатую формы / и k показывает фиг. 1841. Если их нужно построить по точкам, то по фиг. 1841 сперва отыскивают положения, занимаемые точкой О при разматываниии нити, например 4", и радиусом ОЛ; около 4" и радиусом 4'At около 4 описывают дуги. Их точка пересечения дает точку 4, удлиненной эвольвенты. Если, как показано в левой половине фигуры, радиусами описать дуги вокруг точек деле-
ния 1, 2, 3. . . основного круга, то рассматриваемая кривая получается, как их огибающая.
2 Эпициклоиды (фиг. 1842) получаются путем катания одного круга по другому G. Для построения отдельных точек, например 4", откладывают на обеих окружностях ряд равных делений, начиная от точки О, и радиусом ¥0 вокруг точки 4, как центра, радиусом 44' вокруг О описывают дуги, точкой пересечения которых будут 4".
Фиг. 1842. Эпициклоиды.
Фиг. 1843. Гипоциклоида.
Фиг. 1844. Перициклоида.
Прямая 44" опять является нормалью. Лежащий на ней --
центр кривизны находится путем соединения точки 4"', f р.
диаметрально противоположной точке 4" на образую- / щем круге, с центром М круга G. Растянутую эпици- _[__
клоиду показывает та же фигура. Т /~1
3. Гипоциклоиды (фиг. 1843) получаются \ у ♦/ катанием круга, вписанного в другой, по последнему \. 7 /
и, как предыдущие кривые, получаются совершенно аналогичным образом. При построении этих кривых в г * **
можно также пользоваться тем обстоятельством, что Фиг. 1845. Ортоциклоида, соответственные точки катящегося круга и гипоци-
клоиды, например, 4' и 4", должны лежать на круге, описанном вокруг центра М неподвижного круга.
4. Перициклоиды получаются при катании круга своей внутренней стороной по другому, неподвижному кругу меньшего диаметра (фиг. 1844).
5. Ортоциклоиды или обыкновенные циклоиды получаются при катании круга по прямой, т. е. по кругу бесконечно большого радиуса (фиг. 1845).
Г. ЭВЭЛЬВЕНТНОЕ (РАЗВЕРТОЧНОЕ) НАРУЖНОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ
Для получения профидя зубца служит прямая, образующая с линией центров MtM2 угол р (фиг. 1846) и проходящая через точку начальной окружности О, которая на фигуре одновременно является полюсом. Прямую катают по соприка-сающимся_ к ней основным кругам Gr и Ga. В Германии до сих пор обычно брали р = 75° Теперь же для цилиндрических и конических зубчатых колес установлен угол р = 70° (табл. D1N 867). На фиг. 1846, а также и в некоторых следующих принят еще угол р = 75°, причем радиусы основных кругов будут
Re = R sin р,
Re, = 7?i sin 75° = 0,966 7?i и Rgl = 0,966 R.,,
(533)
487
где /?, и /?2 — радиусы начальных окружностей. Если р = 70е. то радиус основного круга будет
/?^ = 0,9407?.
Если бы образующая прямая была перпендикулярна к линии центров и 0 — 90°, то она давала бы профиль только головки зубца.
Для построения профилей зубца точки касания /у и F3 образующих прямых с ос-
новными кругами принимают за основания перпендикуляров и Af2F2, затем на прямой и на основных окружностях, начиная от точек F, и F2 откладывают равные деления и по фиг. 1840 строят обе развертки круга. Например, точка И на колесе 2 ‘ i пересечения дуг, описанных радиусами Fa5' вокруг
точки 5и55‘ вокруг точки F. Профиля зубцов получают, откладывая на начальных окружностях поочередно толщины зуоЦов 5 и ширины впадин w между ними (при этом целесообразнее начинать от полюса О) и перенося эвольвенты при помощи полоски прозрачной бумаги, которую вращают* вокруг М2, или вокруг 7Иг. Проще всего переколоть отдельные точки иголкой. Снаружи зубцы ограничиваются окружностью головок, а у основания окружностью впадин. При- этом последняя располагается внутри основного круга, если высота ножки равна 1,17 т и число зубцов менее 68. В этом случае для получения профиля ножки в виде продолжения эвольвенты проводят радиус до пересечения с окружностью
(фиг. 1847) находится как точка
It*.
Фаг. 1816. Эвольвептное зацепление.
z.-tO.ij-JO. t -Лтг.
впадин, соединяем переходным закруглением подходящего радиуса, отчего ножки становятся более прочными, если
только (при 30 и меньшем числе зубцов) не получится явление подрезания головкой соприкасающегося зубца, исследованное подробнье дальше.
Зацепление происходит по той прямой, катанием которой по основному
кругу получается эвольвента, т. е. по образующей прямой. Следовательно, линией зацепления является прямая, на которой рабочий отрезок линии зацепления АВ (фиг. 1846 и 1848) ограничивается окружностями выступов колес. Доказательство, например, для точки L, получается из фиг. 1848, если представить себе, что профиль зубца JLN получен путем катания прямой F2OL по основному круг G2. Нормаль к профилю зубца в точке L определяется линией, соединяющей L с точкой касания Г2: так как эта линия проходит через полюс О, то по основному закону зацепление в начерченном положении должно происходить в точке L.
Давление Р на зубец всегда имеет одно и то же направление ff постоянную
величину
U
sin р
(534)
следовательно, оно постоянно, если крутящий момент остается без изменения.
Так как участки линии зацепления, расположенные справа и слева от центро-
488
вой линии, конгруэнтны, то из этого следует, что все эвольвентные колеса, имеющие одинаковый шаг и у которых высота головок и ножек соответственно равна, являются колёсами одной серии. Далее, в новом состоянии они обладают практически важным свойством, заключающимся в том, что расстояние между осями (фиг. 1846), которое нормально составляет а =/?( Ц-/?2, можно изменять, лишь бы степень перекрытия оставалась больше 1. Следовательно, незначительные изменения расстояния между центрами опор при постановке на место новых колес или же при установке сменных колес на станке не имеют значения. При раздвигании колес рабочий отрезок линии зацепления згнимает более крутое положение и становится короче, боковой же зазор увеличивается приблизительно на половину ст вига осей, но профили, получающиеся путем катания прямых по основным кругам, остаются одни и те же. В то время как при нормальном положении колес происходит катание одного начального цилиндра по другому, при ином расстоянии между осями получаются новые катящиеся один по другому цилиндры, причем их полюсная линия определяется точкой пересечения новой линии зацепления с линией центров или же делит расстояние между осями в отношении чисел зубцов.
Фиг. 1847. Определение зубца на колесе 2 фиг. 1846.
Образование эвольвентных зубцов становится наглядным, если вообразить себе (фиг. 1849), что между основными цилиндрами колес натянута лента, которая сматывается с одного колеса и наматывается на другое. При этом процессе прямые линии ab и а'Ь' одновременно образуют вычерченные более толстыми линиями боковые поверхности зубцов обоих колес. Так, например, линия а'Ь' в представленном положении при сматывании ленты с образующего цилиндра колеса 2 дает часть боковой поверхности eb' и одновременно при наматывании ленты на образующий цилиндр I дает часть боковой поверхности cb' зубца на 'колесе 1. Оба зубца находятся в зацеплении вдоль линии а'Ь'. Боковые поверхности пары зубцов, расположенные слева от этой линии, уже образованы раньше; самая лента представляет поверхность зацепления зубцов.
Боковые поверхности зубцов одного колеса также огибают соответствующие поверхности другого, если начальные цилиндры двух совместно работающих колес катятся один по другому, — обстоятельство, которое используется при многих способах обработки зубчатых колес.
Степень перекрытия s равна отношению длины дуги зацепления к шагу. Проще перенести шаг t на основной круг О8 (фиг. 1848), что достигается проведением радиус г, и сравнить полученную таким образом отрезком линии зацепления АВ. Мы получаем
АВ АВ АВ t
дугу CD с рабочим
R.t _ АВ ;?,.2 ~ t sin р •
(535)
, CD / % ’^2
В случае фиг. 1846 и 1848 г —2,09.
489
Если 0 уменьшить, то окружность головок ограничит меньший отрезок на линии зацепления; следовательно, рабочий отрезок линии зацепления и степень перекрытия уменьшаются. При нормальной высоте головки А = и 0 = 75° теоретически наибольшим пределом для е при наружном зацеплении будет 2,54, а при 0 = 70° лишь 1,98.
Если профиль зубца разделить на ряд равных частей (фиг. 1846, слева) и для отдельных точек отыскать положение соответствующих точек на профиле зубца другого колеса, то оказывается, что в зацепление приходят н скользят один по другому отрезки раэлич-
Фиг. 1849. Изображение эвольвентных профилей путем сматывания ной длины. Например ленты' точку, соответствующую
Ри находят следующим образом: через точку проводят дугу, описывая ее вокруг центра колеса 1 до пересечения в Р' с линией зацепления и оттуда по дуге^ описанной вокруг Центра колеса 2, следуют до точки Ра профиля зубца другого колеса. Более короткие участки ножки изнашиваются сильнее, так что на них получаются углубления и профиль зубцов постепенно изменяется (см. сказанное по поводу фиг. 1878). Чем разница в длине отрезков на профиле зубцов колеса 2 больше, тем сильнее я быстрее получается это изменение.
Эвольвентные профили имеют выпуклую форму и искривлены тем сильнее, чем меньше диаметры основных цилиндров, чем меньше число зубцов, шаг и угол наклона 0. У зубчатой рейки, т. е. в частном случае бесконечно больших диаметров начального основного цилиндров, получаются зубцы с плоскими боковыми поверхностями,
Фиг. 1851. Предельный случай от за-г цепления. Колесо 2 имеет предельное число зубцов (предельное колесо).
Фаг. 1850. Эвольвентная зубчатая рейка.
которые на фиг. 1850 изображаются прямолинейными, перпендикулярными К образующим профилями, так как лента, образующая боковые поверхности зубцов, при сматывании с бесконечно большого основного цилиндра перемещается параллельно самой себе.
Д. ПОДРЕЗКА ЗУБЦОВ И ЕЕ УСТРАНЕНИЕ
Согласно общим выводам, изложенным на стр. 485, линия зацепления практически пригодна лишь в пределах между основаниями Fx и Ft перпендикуляров, опущецных из и Л4а на образующую прямую, т. е. между точками касания ее с осйбв-490
ними кругами. Это условие у эвольвентных колес с нормальной высотой головки и небольшим числам зубцов часто не выполняется. Тогда получается подрезка ножек зубцов, при которой углы головок зубцов большого колеса вдавливаются в ножки малого, вследствие чего в этих местах оказывается необходимым делать углубления. На фиг. 1851 представлен предельный случай для двух колес с наружным зацеплением. Здесь окружность головок большого колеса проходит через основание F2 соответствующего перпендикуляра. Колесо 2 является в этом случае так называемым предельным колесом (колесо с предельным числом зубцов). Другая конечная точка А рабочего отрезка лини i зацепления, которая опре-
деляется окружностью головок малого колеса, расположена внутри используемой области, т. е. между Fx и О. Предполагая нормальную высоту головки т мм, в предельном случае из треугольника MJ^O получим условие:
УЙТ’а2 4-ОЛ?!2 — Щ) . ОЛЬ cos (180° — р),
которое при подстановке
го
чГ
эвольвентиом наружном эаце-₽ = 75 и 70°.
Фиг. 1852. Область подрезки при пленки колес и при
окружности голдвок; таким зубцов будет
8
F.>0 = /?2cosp = cos Р; и
л»
приводит к соотношению:
_ z22cos2 р— 4
—4 —2z2 cos2 р'
Если zt меньше числа, вычисленного по этой формуле, то конечная точка В рабочего отрезка линии зацепления попадает внутрь F2O, так как вместе с zt уменьшается также и радиус
образом, общим условием отсутствия подрезки
z22 cos2p— 4
4 — 2z_, cos2 р ’
которое при р = 75° переходит в
0,067 г.,2 — 4
4 — 0,135 га а при р = 70э
• z > О.Н7га2 —4
1 4—0,234 za
(536)
На фиг. 1852 соответствующие числа зубцов zi и zt нанесены на осях координат как абсциссы и ординаты, и области, внутри которых получается подрезка, выделены штриховкой. В частности, для колес одинаковой величины, т. е. при равенстве чисел зубцов, получаются следующие минимальные чис.-а, при которых не происходит подрезки.
491
в случае 0 = 75°:
в случае 0 = 70е:
£, = ^ = 20,9^21,
Zi - га = 12,3 « 12.
Для зубчатой рейки с zt = <x> число зубцов шестерни z2 = 29,6^a30 и соот-
ветственно 17,1, что следует из условия, что числители дробей в формуле (536) должны быть нулями Площадь 1 относится к случаю, когда подрезанными полу-
г,М. z,.# я*
Фйг. 1853. Траектории головки зубца.
чаются ножки зубцов колеса 1, а площадь II относится к случаю подрезки ножек зубцов колеса 2. Там, где площади перекрывают одна другую, получается взаимная подрезка зубцов обоих колес. Например, точка А, соответствующая паре колес с г, = 20 и аа = 60 зубцам обычного эвольвентного профиля с 0 = 75°, показывает наличие подрезки зубцов 1 го колеса. Точка же В показывает, что пара колёс с 40/60 зубцами подрезки не имеет. Подрезка тем значительнее, чем больше число зубцов у большого колеса, следовательно, она больше всего при совместной работе зубчатого колеса с зубчатой рейкой.
Устранение интерференции в том случае,
когда точка, соответствующая данной передаче, расположена внутри заштрихованной площади (фиг. 1852), возможно различными способами. Наиболее важные из них подробно описаны ниже.
1. Образование профиля ножки по очертанию траектории головки зубца
Насколько глубоко вершины зубцов большого колеса стремятся вдавиться в ножки зубцов малого, легко установить, если исследовать относительное движение колес. Еслипредставитьсебе, что малое колесо закреплено неподвижно, то вершина зубца С
Фиг. 1854 и 1855. Подрезывание зубцов у 4-зубчатого колеса при сцеплении ‘ . с зубчатой рейкой.
ббльФого колеса (фиг. 1853) при катании начальных кругов Одного по другому описывает растянутую эпициклоиду, так называемую траекторию головки, которая строится по способу, указанному на фиг. 1841. Она образует петлю, из-за которой в ножках зубцов приходится делать углубления, весьма ослабляющие ножки у колес с малым числом зубцов. При этом всегда часть эвольвенты отсекается, н становится бесполезной, так как точка пересечения Ё траектории головки с про* филем боковой поверхности зубца расположена вне основного круга, вследствие чего рабочий отрезок на линии зацепления ограничивается длиною AG. Следствием AG
этого является значительное уменьшение степени перекрытия
/ • sin 0'
492
Это особенно ясно представлено на фиг. 1854 у четырехзубчатого колеса и рейки, зацепление которых начерчено в момент выхода вершины зубца рейки 5 из подрезанной части зубца колеса. Теоретически зацепление происходит в точках Et и Е2, из которых, однако, вторая расположена на вычерченной пунктиром ветви эвольвенты ТЕ2, практически неиспользуемой, так как она касается профиля зубца рейки изнутри. Так как последний в точке Е2 искривлен меньше, чем эвольвента, то встреча вершины головки зубца рейки с зубцом колеса происходит в точке 5 вне основной окружности; таким образом часть ST профиля не используется, и рабочий отрез к линии зацепления ограничивается участком AG, причем точка G находится построением, как точка пересечения круга, проходящего через 5, с прямой, катанием которой по кругу получается эвольвента. При высоте головки m мм, при числе зубцов менее 15 и при совместно । работе с зубчатой рейкой степень перекрытия будет меньше 1,2, а при числе зубцов менее 12 она будет меньше 1. Так как на передачу усилий ребрами R, S и S' (фиг. 1854 и 1855) рассчитывать нельзя, то в последнем случае зацепление будет происходить с перерывами. При этом зацепление происходит сперва по дуге круга GH, по которой движется ребро /?, до тех пор, пока вершина зубца 5 не коснется подрезанной части на ножке ,зубца и не возьмет передачу движения на себя. Теоретически эта стадия зацепления начинается в вершине п тли, образуемой траекторией головки 'фиг. 1855), Причем соответствующая то ка зацепления J (фиг. 1854) лежит на линии центров. Соответствующее положение бокового профиля зубца рейки будет JH-, зацепление в этот мо .ент внезапно переходит из Н в7 и продолжается затем на траектории вершины зубца S, т. е. на прямой JB, ребро же R от зубчатой рейки отделяется. Конечная точка В линии зацепления лежит на дуге круга GH, как это показывает фиг. 1854, и в этом положении она совпадает с 5. Конечно, за это время следующий зубец также вступает в зацепление, причем точка зацепления успевает лройти участок AElt и принимает передачу движения на себя. В момент начала зацепления этого зубца в А вершина зубца 5 находится в точке L, которую легко найти, если отложить AK-t- 0,966 или Е1Е2, что соответствует степени перекрытия 1, и если провести KL параллельно профилю боковой поверхности зубца рейки. Во время зацепления на участках GH и JL передача движения от колеса к рейке или от рейки к колесу не будет равномерной.
Не приходится подчеркивать, что указанные обстоятельства требуют весьма точного выполнения и точной установки колес, если желательно избежать неправильностей в работе. К этому еще присоединяется то обстоятельство, что направление давления на зубец получается весьма невыгодным, так как в точке J оно совпадает с линией центров, а на участке JL имеет незначительный наклон к ней, так что неизбежны значительное давление в радиальном направлении, защемление зубцов и иные неправильности. Если колеса обрабатываются червячными фрезами с прямобочными зубцами, то при нормальной установке фрезы зубцы сильно подрезаются (стр. 516). Если при этом высота зубцов фрезы равна нормаль? ной глубине впадин, 1,2 m и головки на ребрах не закруглены, то ножки подрезаются на такую глубину, что ии углы зубцов рейки, имеющие головки высотой т, ни тем более углы зубцов колес с произвольным числом зубцов при совместной работе с нарезаемым колесом участия в зацеплении не принимают, следовательно, у изготовленных таким о разом колес длина рабочего отре ка линии зацепления ограничивается лишь участком AG (фиг. 1854) с соответствующим уменьшением степени перекрытия. Поэтому в сериях таких кэлес при р = 75° с числом зубцоз меД^е 16, а при ^ = 70°—менее 12 нужно избегать.
.Траектория головки может быть найдена построением по отдетьным ее точкам. ; Для этого пользуются линией зацепления и применяют надлежащим образом спбсоб Рело, рассматривая траекторию головки как профиль сцепляющийся лишь с углом S з_. б да другого юл са. Начальные окружности1 (фиг. 1855) де iht на равные части 7, 2, 3, 4 ... и Г 2’ 3' 4' ... и, соединяя S с 1, 2, 3, 4 ... , п лучают перпендикуляры к профилю в точке S,2 после этого находят точки
1 У репки мы имеем собственно начальную прямую. Прим, перев.
а В данном случае i рофилем является сама точка S. Fhiiv. перев.
493
зацепления, описывая вокруг полюса О дуги радиусами, равными длинам перпендикуляров, до пересечения с SB траекторией точки S. Например, при помощи перпендикуляра 4S мы определяем положение точки D. Дуги, описанные радиусами M,D вокруг М2 и 45 вокруг 4', дают в точке их пересечения точку Р траектории головки.
Обработка подрезанных зубцов возможна не только при помощи червячных фрез, но также и путем строжки при помощи шаблонов; обработка цилиндрическими фрезами возможна лишь в том случае, если ширина впадины в нижней части не имеет расширения.
2. Корригирование профиля головки зубца у большого колеса
При корригировании профиля исходят из профиля зубцов малого колеса, который нормально состоит из радиального участка ножки .. эвольвенты, и выбирают из боковых поверхностей зубцов большого колеса материал на такую глубину, чтобы получилась правильная совместная работа колес. Построение соответствующего профиля зубцов большого колеса производится по одному из способов, указанных на фиг. 1830 или 1832. По последнему сперва строят линию зацепления (фиг. 1856), которая от точки Еа начинает загибаться кВ, и по линии зацепления
Фиг. 1857. Укорочение головок зубцов большого колеса.
Фиг. 1856. Исправление профилей головок зубцов большого колеса.
строят профиль зубца. Если ножка зубца образована прямой, направленной по радиусу начальной окружности, то линия зацепления от Еа до В будет частью полуокружности, построенной на M.fi, как на диаметре. Так как последняя по отношению к О сделалась несимметричной, то по этому способу колеса данной серии могут быть выполнены лишь при условии, что рабочий отрезок линии зацепления ограничивается прямолинейной частью, а боковые поверхности зубцов используются лишь в той части, в которой их профиль образуется эвольвентой. Если нужно использовать весь рабочий отрезок АОВ линии зацепления, то необходимо также тщательно соблюдать правильное расстояние меисду колесами.
3. Изменение угла {3
•
Уже незначительное уменьшение угла р ведет к значительному уменьшению подрезки. Области подрезки для угла 0 = 70° на фиг. 1852 указаны пунктирными линиями. При этом опять предполагается, что головка имеет нормальную высоту т мм.
При сцеплении с зубчатой рейкой подрезкд получается лишь у .колес с числом зубцов до 17, в случае же сцепления двух одинаковых колес — лишь при числе зубцов менее 12. Далее, применение угла р = 70° выгодно еще и в том отношении, что уменьшается изнашивание зубцов, зато недостатком является уменьшение степени перекрытия и увеличение давления на оси колес. При этом угле серии колес могут быть выполнены без всяких затруднений.
К уменьшению угла р Сводится также и раздвигание центров колес.
494
Последнее можно делать до тех пор, пока точка касания образующей (производящей) прямой, катаемой по основной окружности, не будет одновременно лежать на окружности головок большого колеса. Конечно, с этим часто связано значительное увеличение бокового зазора.
4. Уменьшение высоты головки у зубцов большого колеса
Из прямей линии зацепления (фиг. 1857) используют лишь участок F*A и, таким образом, избегают подрезки и нарушения зацепления. Остающаяся при этом высота головки h' получается проведением окружности головок большого колеса через основание F2 перпендикуляра, опущенного из /И2 на линию зацепления, и выражается формулой
А' - - Л2/И[ — /?,.
Применяя к треугольнику AfjFjpMa теорему косинуса, получаем
= ApV -h AV? — 2ЛД • ~MjF3 • cos (90 — 6) =
= (/?i + /?3)e + /?,/-2(^4-/?,)/?^sin p. Подставляя
В___1,1 ’ Zl p _ m ' Z2 В__,П ' Z2 cJh 9
2 ’ 2 ’ ^2 2 ,П г
после некоторых преобразований, получаем:
^-f|Z(z22cos7^-^2 — ^). - (537)
что, при р = 75°, преобразуется в
Л' = (/0,067 (z? j- 4- z? — z^,
а при р = 70° в
h' = ^-(/0,117 (za2 +^Г+- г,) , где обозначает число зубцов большого колеса.
Наибольшее уменьшение высоты головки необходимб при совместной работе колеса с зубчатой рейкой; для этого случая по фиг. 1870:
h" = ОМ.2 cos2 р = Т?2 • cos2 р или
h" = m-*?2C0S'\ (538)
При р = 75° имеем Л" = 0,0335 т • г2; при р = 70° h" = 0,0585 т • z%.
Например, в случае колес, которые должны работать совместно с колесом, имеющим самое, большое 60 зубцов, при р = 75° получается высота головки Л1а' = 0,44 т при 12 зубцах, й18' = 0,675 т при 16 зубцах, А2О' = 0,77 т при 20 зубцах, в то время как у колес с- 25 и большим числом зубцов можно делать головку нормальной высоты т мм, так как по фиг. 1852 никакой подрезки не получается. Если указанные колеса должны работать совместно с зубчатой рейкой, то будем иметь:
й12" = 0,40 in, Aj/ = 0,53 tn, А2О" = 0,67 tn.
Степень перекрытия уменьшается при этом до 1,30 у колеса с 12 зубцами, до 1,52 у колеса с 16 зубцами и до 1,74 у колеса с 20 зубцами, но во всех случаях она больше, чем у колес, подрезанных по способу 1. Для возможности выполн ния колес по этому способу сумма зубцов в колесах передачи должна составлять не менее 24, причем степень перекрытия падает до е = 1,02 и малое колесо должно иметь не менее 8 зубцов.
495
При р = 70J подрезка ограничивается лишь колесами с числом зубцов менее 17; при сцеплении с зубчатой рейкой высота головки у колеса с 12 зубцами составляет 0,70 т, а у колеса с 10 зубцами —0,58 т.
Колеса с такими укороченными зубцами можно применять как колеса одной серии, причем нужно еще раз подчеркнуть, что ножки зубцов у обоих колес остаются без изменения и лишь зубцы большого колеса получают нормальную полную высоту.
5. Зацепление ЛЕО по Лаше [XXV, 6]
т, одиовре-нормальная высоту головки делают равной fo
Лаше уменьшает высоту головки зубцов большого колеса до 0,5 менно увеличивая высоту ножки до 1,7 т, так что опять получается высота зубца 2,2 т (фиг. 1858). У малого колеса 1,5 т, а высоту ножки 0,7 т, чтобы получился нормальный радиальный зазор 0,2 т. У колес без зазора толщину/зубцов малого колеса берут равной 0,6£, а у большого 0,4£ (при измерении по начальной окружности). Подрезка у таких колес' ограничивается областью, указанной на фиг. 1859; кроме того, условия зацепления у них благоприятнее: изнашивание меньше, а степень перекры-
(20
100
80
'Подрезка ножек "4 палого колеса.
г. А7 j, Л?. / Л тг. без зазора
15-
:Л.
Фиг. 1858. Зацепление AEG (Лаше).
60
4/0
/Подрезка ножек боль '//)Л шага колеса
20
5
N
20 40 60
гг Число зубков малого колеса
Фиг. 1Ьо9. Облапь псдрезки при зацеплении AEG.
м
I
тия больше. С другой стороны, от применения колес в любой комбинации как колес серии приходится отказаться, так как совместно работать может лишь комбинация колеса, имеющего головки зубцов небольшой высоты, с колесом, головки зубцов которого имеют значительную высоту. Условия зацепления видны из фиг. 1858. Если для сравнения взять пару колес (фиг. 1853) с теми же числами зубцов, но с обычным эвольвентным зацеплением, то бросается в глаза, что у колес AEQ в зацеплении принимают участие значительно большие участки боковик поверхностей зубцов. Вследствие этого изнашивание будет меньше и ПрОфйЛь эвольвенты будет утрачиваться медленнее. Подрезка зубцов малого колёса у передачи с 12/60 зубцами незначительна и может быть оставлена без внимания,
Из дальнейших попыток избежать подрезки зубцов у колес с эвоЛьвёнт-пым зацеплением нужно отметить следующие. Гоппе [XXV, 7] уже в 18,3 г. воспользовался тем обстоятельством, что для образования профилей зубцов эвольвент-ного зацепления имеют значение лишь основные круги, по которым производится катание производящих прямых, начальные же окружности не имеют влияния. Он отнес также и шаги всех колес к основным кругам. Это на первый взгляд кажется странным, но это допустимо потому, чю у пары колес вышеописанного типа на основных окружностях получаются одинаковые шаги • sin р, так как радиусы
496
R' основных кругов пропорциональны радиусам начальных кругов, а именно =
р'
= -_2=sinp. Если для определения шага по модулю воспользоваться основной “а *
окружностью, то, конечно, шаг на начальных окружностях получается больше и становится равным р так что колеса такого рода работать совместно с обыкновенными эвольвентными колесами не могут. Расстояние между осями двух совместно работающих колес Гоппе благоразумно берет настолько большим, чтобы подрезка не получалась. В последнее время Маа г [XXV, 8] (не приводя подробно оснований) и особенно Фельм ер [XXV, 9], Щи бе [XXV, 1] и Кунбах (XXV, 4) опубликовали важные данные по вопросу об эвольвентном зацеплении без подрезки.
6. Построение зацепления при помощи профильного изображения и исходного л профиля
Комиссия по стандартизации германской промышленности при нормализаций Зубчатых колес [XXV, 3’, следуя Фельмеру, исходила нз обработки зубцов по способу обкатки, при котором профили зубцов одного колеса огибают профиль зубцов другого,
в то время как начальные окружности катятся одна По другой, т. е. режущий инструмент и колесо находятся в таком же зацеплении, как и зубчатая передача. Это поясняется фиг. 1885 и описывается подробно на стр. 515. Режущий инструмент устанавливается таким образом, чтобы ножки зубцов нарезаемого колеса подрезывались незначительно или же чтобы они не подрезывались совсем, а минимальное расстояние между центрами изготовляемых колес при их работе определяется из условия, чтобы сцепление зубцов происходило без зазора* Все колеса с эвольвентным зацеплением можно представить себе нарезанными при помощи з у б ч а т о й рей-
Фиг. I860. Образование зубцов двух цилиндрических колес на основе профиля зубчатой рейки с углом между боковыми поверхностями зубцов рейки 2а = 30’.
к и, прямолинейный профиль зубцов ко- г
торой облегчает изготовление данного режущего инструмента (фиг. 1850). Фиг. 1860 показывает образование зубцов двух цилиндрических колес с 30 и 40 зубцами при помощи зубчатой рейки с профилем, изображенным на фиг. 1861. Боковые грани зубцов рейки образуют угол 2а = 30°, что соответствует углу наклона образующей прямой р = 75° (а = 90° — ,Ь). В настоящее время угол, образуемый боковыми гранями зубца, согласно нормам DIN 867 увеличен до 2а = 40°. В пределах общей высоты зуб по в h-\-f=2m мм, симметричной по отношению к средней линии профиля 0^2, боковой профиль зубчатой рейки образован прямой линией. Режущие' кромки, служащие для обработки дна впадин и для образования необходимого р диаль-ного зазора, выступают за эти прямые части на 0,1—0,3 т и переходят в них при помощи закруглений, которые должны начинаться в конечных точках прямолинейных участков бокового профиля. Выбор профиля закругления зависит также от способа нарезания зубцов колеса. Нафиг. 1861 применен радиус закругления 0,2 т. Вдоль средней линии
ОГО2 толщина зубца равна ширине впадины , так что для обработки обоих колес
может служить один и тот же инструмент. Начальные окружности обоих колес иа фиг. 1860 (справа, вверху начерчено колесо / с 30, а слева, внизу — // с 40 зубцами) касаются средней линии ОО2 и потому они касаются одна другой также в полюсе О. При обкатке профиля зубчатой рейки зубцы режущего инструмента. выбирают
32 Геттер. Детали мапиит. т. II.
497
в нарезаемом коледе впадины между зубцами, причем получаются шаг t (вдоль начальных окружностей) и система линий зацепления ABCA'B'DA (фиг. 1861), в частности прямолинейные участки линии зацепления АВ и А'В', на которых окружности головок отсекают рабочие отрезки линии зацепления. Оба нарезанные таким образом колеса являются колесами одной серии и при расстоянии между осями, равном сумме радиусов начальных окружностей a = =
= g| • т, работают правильно и без зазора. Так как боковые поверхности зубцов получаются путем обработки прямолинейными режущими кромками инструмента, то у них получается точный профиль эвольвенты. Последняя строится катанием производящей прямой А'В' по обоим основным кругам, как это вычерчено пунктиром на фиг. 1860. Наконец, профили зубцов обоих колес получаются, если эти эвольвенты вписать в профиль зубчатой рейки, при помощи полоски прозрачной бумаги, вращая ее вокруг и Л/2 Д° тех пор, пока эвольвенты ие пройдут через точки пересечения с линиями зацепления, например на колесе I через точки О, С, D и Е.
Под „исходным профилем" (Bezugprofil) понимают профиль зубчатой рейки, применяемой при изготовлении цилиндрических колес, например по фиг. 1850; этот профиль и должен иметь режущий инструмент, служащий для обработки. У исходных профилей колес одной и той же передачи боковые профили совпадают и образуют рассмотренное выше профильное изображение (Profilbild) зацепления (фиг. 1861).
Фиг. 1862. Получение корригированного колеса. z= 12; г = 24к. М. 1 :5.
Фиг. 1861. Изображение профиля зубчатой рейки.
I
Зубчатые колеса, нарезанные фрезами с одинаковым исходным профилем, не будут иметь подрезки до тех пор, пока линии, параллельные OiO2, проведенные от последней' на расстоянии т мм, встречают линию зацепления между точками касания ее с основными окружностями. Колеса, у которых эта точка пересечения совпадает как раз с точкой касания линии зацепеления с основной окружностью, как это имеет место у колеса I на фиг. 1860, называются предельными колесами. Их число зубцов называется предельным и определяется формулой
2 2
(539) ° sin-a cos2p .
OB' так как, с одной стороны, sin а = »
а, с другой, sin «
OBt
, следовательно,
. о ВаО mm2 sin2 а == — -----= — •
OMi Bl zam z0
2 2
Приа = 15° имеем .г0=—., круглым числом 30, а прн а = 20°, круглым числом 17.
При нормальной высоте головки на практике можно доходить до гш1а = 25 н соответственно. 14, так как получающаяся при этом подрезка еще незначительна.
Устранение подрезки при еще меньшем числе зубцов возможно различными способами.
498
а) Устранение путем применения для обоих колес одного и того же режущего инструмента, т. е. основываясь на принципе одинакового исходного профиля, но сдвигая последний (корриги-рованныезубчатыеколеса).
Если начальную окружность нарезаемого цилиндрического колеса, расположить ближе к линии головок исходного профиля (фит. 1862), т. е. при обработке зубцов сместить режущий инструмент по сравнению с нормальным положением наружу, то получится корригированное или так называемое У-колесо („Vaurad") — название, данное в противоположность нулевым колесам, о которых говорилось выше, и у которых начальная прямая исходного профиля и начальная окружность колеса касаются, т. е. сдвиг равен нулю. Корригированное колесо имеет такой же шаг и такую же систему линий зацепления как и исходный профиль. Но толщина зубцов и ширина впадин, при измерении их по начальной окружности, а также высота головки и ножки hx и получаются другой величины; предельное число зубцов zv у корригированного колеса также другое. Если точка О„ начальной окружности смещена относительно средней линии OjO2 на величину ОО„, которая, будучи выражена в частях модуля, равняется х • т, то на основании подобия треугольников OB'Mt (фиг. 1860} и OVFM (фиг. 1862) получаем:
- ! г0 • т
ОВ0 Ry h 2
—~ " == -tv- или -----------=-------- v = х • т =
' O,F0 R„ h — xm zv т
2
и при угле 2а = 30° или го = 30, а также при h — m мм: „ _ ^'0 _ 30 zv
X * ITt - * /W 1 Ха • tlty
zQ 30
при 2а = 40° и 2q= 17: -
17 —г,. х • т =----—- • т
(540)
(540а)
При этом толщина зубца s, измеряемая по начальной окружности, будет равна ширине впадииы исходного профиля на расстоянии х • т от средней линии:
s = -^--J-2x • т • tga. (541)
Если принять во внимание подрезку зубцов у колес с 25 и соответственно с 14 зубцами, то можно удовольствоваться сдвигами профиля
, . 25 — г 14 — z,
v = х • т = ——- т и соответственно —_ • т. (о42)
OU 1 /
Пример 1. На какую величину необходимо отодвинуть нормальную червячную фрезу с модулем 20 и углом между боковыми сторонами, образующими профиль зубца, 2a = 30°, если нужно изготовить колесо с 12 зубцами при условии, чтобы при этом совершенно не было подрезки.
Согласно фиг. 1862, имеем:
z0 — г,, 30 — 12 пп
v = х • т - —---- • т = — • 20 — 12мм.
гй 30
При подрезке, соответствующей предельному колесу с 25 зубцами, сдвиг составляет лишь:
, . 25 — z„ 25 —12 оп о
v = х. • т = —- т = —- • 20 = 8,66 мм 1 30 30
(фиг, 1863, вверху).
499
Чтобы получить общую высоту зубцов нормальной высоты головок У-колес такого рода должны быть увеличены на размер v нли #, а диаметр окружности головок — на 2-а или 2а', т. е. до
Dk — (z, 2) т 2а, соответственно (zv 2) т -4- 2а' | нли • - | (543
D -I- 2 (/н -|- а), соответственно D 2 (m -j- a'). J
При числе зубцов менее 11, соответственно 9, у У-колес, если исходить из предельного числа зубцов 30 и 25, получаются острые зубцы. Это происходит оттого, что эвольвенты, образующие профили зубцов, пересекаются внутри нормальных окружностей головок. По Фельмеру У-колеса до 1жны иметь не менее 8—9 зубцов, а сумма чисел зубцов у обоих колес V-передачи должна быть не меньше 18—20.
При числе зубцов более z0 применение нулевых колес возможно и целесообразно, но не исключается и отрицательный сдвиг профили (У_-колеса). У VY-колес толщина зубцов, высота головок и диаметр окружности головок больше, а у у_-колес — меньше, чем у нулевых колес.
Фиг. 1863 показывает образование двух У-колес с zn=12 и г„=16 зубцами при помощи рейки, имеющей профиль с углом 2а = 30°, модулем 24 и шагом £ = 24т.= А =75,40 мм (масштаб 1:5).
Фиг. 1863. Получение двух корригированных колес (V-колес) по исходному профилю рейки с углом 2а = 30°.
Диаметры основных окружностей D1 = «„-/n = 12-24 = 288,•
Z>2 = zt. • т = 16 • 24 = 384 мм.
Сдвиг профиля:
, 25 — zn 25 — 12 п.
х/т = —тгп—2 • т = —-------24 = 10,4 мм,
OU <jU
, 25 — zt, _ 25 — 16 „ 0
*9 /п = —gQ—- in Dkl = —3Q--24 = 7,2 MM.
Диаметры окружности головок
Dk, = Di-^2(tn-Yx1' ту -
= 2t8 -f- 2 (24 + 10,4) = 356,8 мм, = мм.
На фнг. 1863 расстояние между осями колес равно
Л41А1-2 - -'г (*>' + */) т = 144 + 192 + 10,4 7,2 = 353,6 мм;
при этом расстоянии колеса работают, однако, с значительным боковым зазором. Колеса могут быть придвинуты ближе одно к другому, самое большее на величину:
/ Z —I— Z \
(544)
причем X зависит лишь от суммы чисел зубцов z^-za — 28 и может быть взято из помещенной ниже табл. 148 („Hiitte“, 25-е нем. изд.). Цифры в скобках относятся к углу 2а = 40°. Если колеса должны работать без зазора, то имеем:
Z12J-26 ' \
а, = ( —2~ + °’593) ’ 24 = 350,2 ,, и-
Но с этим сдвигом связаны многие важные изменения.
1. При сцеплении зубчатых колес получаются новые рабочие катящиеся цилиндры (окружности), полюсные линии (полюсы) которых делят линию центров М^Л4.2 в отношении чисел зубцов передачи. Если измерять шаг на этих катящихся окружностях, то он, конечно, будет отличаться от „номинального" шага (Erzeugungsteilung).
500
Таблица 148
Коэфициенты / и / для определения уменьшенной высоты головок и сдвига осей корригированных колес
гг>1”Ьг®2 7. X + Zv2 7. ?. ZV\ ZV> z X
50 0 0 36 0,062 0.405 22 0,234 (0,033) 0,699 (0,321)
48 0,002 0,065 34 0,078 0,455 • 20 0.273(0,058) 0,727(0,412)
46 0,1 Ю8 0,014 0,125 32 0,095 0,505 18 0,315(0,088) 0,752 (0,500)
44 0,186 30 0,116 0,550 16 0,360 (0,128) 0,773 (0,580)
42 0,022 0,244 28 0,140 0,593 14 0,410(0,177) 0,790(0,648)
40 0,033 0.300 26 0,168 (0,004) 0,632(0.114) 12 0,470(0,232) 0,797 (0,709)
38 0,046 0,354 24 0,200(0,014) 0,667 (0,222) -
2. .Рабочие плоскости (линии) зацепления, касающиеся основных цилиндров, составляют с плоскостью, проходящей через оси, больший угол.
3. Радиальный зазор может получиться слишком незначительным, зубцы будут ударять о дно впадины, и их высоту придется у'меньшить.
4. Вследствие этого уменьшения высоты зубцов уменьшается степень перекрытия.
В рассматриваемом примере радиусы рабочих начальных окружностей £" и £2" определяются из:
р tf 10 3
£/'-[-£./' = <7, = 350,2 мм и = —= 4; £/'=150,1 мм\ £>" = 200,1 мм.
г\2 1b 4
Радиальный зазор определяется по формуле (<!> — х) • т, где имеет обычно принимаемое значение, а х следует брать по сумме чисел зубцов из табл. 148. Нормальный зазор при ^ = 0,17 • т составил бы
4,1 мм\ в данном же случае он уменьшается до — х) • /п = (0,17— 0,140) • 24 = 0,72 мм, так что зубцы почти упираются в дно впадин и диаметры выступов окружностей £>Л1 и £>д, приходится уменьшить на 2 • 3,4 мм до 350,7 и 439,6 мм, если требуется сохранить нормальный зазор. Степень перекрытия «оставляет е = 1,34.
Вообще уменьшение высоты зубцов необходимо лишь при‘сумме чисел их <33 (2 а = 30*) и < 19(2а = 40°), при которых радиальный зазор уменьшается до половины нормального 0,17 т.
. Особый случай представляет фигура 1864. Здесь малое колесо 2 является предельным, так как исходный профиль при изготовлении колеса был сдвинут на величину Яд л т. ':)У другого колеса сдвиг исходного профиля отрицательный, но численно
Фиг. 1864. Корригированная передача нулевая (Уо-передача); = 60; г2 = 12; 1 = 24 л.
М. 1:5.
равный ; первому —хг • т = ха • т, так что линии зацепления совпадают, и колеса, изготовленные таким образом, работают правильно и при нормальном расстоянии между осями Af1Afa = £14-£2. В случае выбора ха/га = 0,5/га приходят к зацеплению AEG, описанному на стр. 496. Как показывает фиг. 1864. этот способ построения при помощи исходного профиля можно легко обобщить. Куцбах [XXV, 10J предлагает такие передачи называть У0-передачами, так как они получаются из V-колес с нормальным расстоянием между осями, равным сумме радиусов начальных окружностей.
Если число зубцов у малого колеса незначительно, то необходимость значительного сдвига может вызвать необходимость подрезки зубцов большого колёса; подрезки можно избежать лишь прн условии, что сумма числа зубцов У0-пе-
501
редачи s=2z0. На фиг. 1865 представлен предельный случай, когда конечные точки А и В рабочего отрезка линии зацепления лежат на прямых, параллельных главной средней линии профиля на расстояниях h =f— т ям от нее Если требуется избегнуть подрезки зубцов, то соответствующие расстояния /И2 между цен рами получаются путем восстанавливания в А и В перпендикуляров к линии зацепления. При этом имеем:
Л-4-/ АВ h + f
И Оо = —-------- = —г'./ .
9 Sin а * “ sin а sin2 а
Но так как, с другой стороны, можно написать Л41Л1а= (Z1 -f-г2), то из
। 2(Л+/) . ,
этого следует, что г1-]-г2=— ; 2— ПРИ определенных значениях h, f и а по-fib * sin ос
стоянно. При угле 2а = 30° и h=f=m будем иметь ^i + ?2 =—1С-о~60, а при /71 • Sin-| 1и
2а = 40° ~ 34. Если примириться с незначительной подрезкой, получающейся у колеса с 25 (14) зубцами, то предельная сумма чисел зубцов будет z1-\-z2 —
=50128). Тем самым, согласно фиг. 1866, на которой за координаты взяты числа зубцов у колес передачи с 2а = 30°, получаются следующие области для отдельных видов передач. Все колеса с числом зубцов более 25 можно, как нулевые, отнести к области А. Колеса с числом зубцов менее 25 должны выполняться, как V-колеса. Внутри областей В а С V-колесо может работать с нулевым при сохранении расстояния между осями по формуле (544). Но передача может быть выполнена так же как V’-передача с нормальным расстоянием между осями, причем, конечно,
Фиг. 1865. К определению границы У0-передачи.
Фиг. 1866. Область различных видов передач (виешиее зацепление).
каждому малому колесу
соответствует свое большое. Область D отделяется от В и С линией be, соответ ствующей равенству z2 = 50. Передачи, попадающие в область D2, получаются пу-тем сближения на надлежащую величину двух V-колес. Наконец, области В н С ограничены еще условием, чтобы zt и zt > 9 и чтобы ?14~га> 18.
Конечно, заключение об охвате применения различных видов передач, основанное на сравнении площадей отдельных областей на фиг. 1866, было бы ошибочно. Учитывая вес, стоимость и потребность в месте, нужно стремиться брать число зубцов в колесах передачи возможно малым, и поэтому особенно большое значение имеют V-передачи в области D.
б) Устранение подрезки за счет изменения исходного профиля:
а) Путем укорочения боковых прямолинейных участков исходного профиля. Если их сделать такими, чтобы высота зубцов была равна 2 Е
£ • т, то предельное число зубцов, выражающееся формулой z0' = . при 2а — 30° а
6=1,0 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 уменьшается до ?о' = 30 27 24 21 18 15,
в то время как степень перекрытия при работе этих предельных колес совместно с зубчатой рейкой уменьшается до
е = 2,22 2,00 1,78 1,56 1,33 1,11,
502
при работе же с колесом того же размера до
е=1,90 1,70 1,53 1,34 1,15.
Формулы для определения допускаемой высоты головки при определенных диаметрах начальных окружностей даны в главе о конических колесах (см. пример 6).
0) П у те м у в ел и ч е и и я у гл а, образуемого боковыми сторонами профиля, например, до а = 20°. Этот способ часто применяется также в комбинации с способом, указанным в п. „а", при £=1— 0,7. *
При
5=1 0,9 0,8 0,7
будем иметь
Zq =17 15 14 12,
степень перекрытия при совместной работе с зубчатой рейкой равна в = 1,69 1,53 1,37 1,20.
При сцеплении двух одинаковых колес она уменьшается до
е =-1,47 1,32 1,19 1,04.
В отдельных - передачах угол 0 = 90° — а между линией зацепления и линией центров можно определять по формуле (587), выведенной в главе о конических колесах.
При пользовании способами а и В колеса с одинаковым исходным профилем будут колесами одной серии.
*г) Путем закругления линий зацеп ления, начиная от основания перпендикуляра, опущенного из центра наименьшего из применяемых колес. Кривизна линии зацепления должна соответствовать кривизне основной окружности или же должна быть еще более значительной. При этом концы режущих кромок фрез получаются закругленными; изготовление фрез становится труднее.
8) Путем применения круговых линий зацепления — способ, который приводит к изложенному дальше циклоидальному зацеплению.
Колеса одной серии получаются по способам ? и 6 лишь в случае, если линия зацепления (или же боковые стороны исходного профиля) разбивается полюсом на два конгруэнтных участка.
Е. ВНУТРЕННЕЕ И РЕЕЧНОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПО ЭВОЛЬВЕНТЕ
*//
Фиг. 1867. Внутренняя передача с эвольвентным зацеплением (Р = 75°).
Фиг. 1867 показывает передачу с внутренним эвольвентным зацеплением. T’j и Та— начальные окружности, О, и О2— основные окружности, Е— касающаяся их производящая прямая, которая с линией центров образует угол 0 = 75°. Путем катания Е по образуется про* филь зубцов наружного колеса, а путем катания £ по О2—профиль зубцов малого колеса. Построение полного профиля зубцов производится известным способом: сперва вычерчивают боковые профили, причем их располагают на расстояниях, равных толщине зубца, а затем проводят окружности головок и впадин. Следует иметь в виду, что головки зубцов наружного колеса не должны заходить За соответствующую основную окружность, так как образование
эвольвенты внутри последней невозможно. Поэтому, если, при изготовлении колес серии, применяется прямая линия зацепления, то высоту зубцов нужно соответственно уменьшить. Подрезка зубцов получается в том случае, если окруж-
503
ность головок наружного колеса встречает линию зацепления между основаниями F, и Fa перпендикуляров, опущенных из центров и /И2, именно, если при нормальной высоте головки т мм выполнено условие:
_ г29 cos9 р — 4
~1 2 za cos9 р — 4
(545)
Фиг. 1868 показывает, что области/ в которых происходит подрезка зубцов, довольно велики, и что влияние угла р значительно. В случае фиг. 1867 степень перекрытия будет меньше 1, если не рассчитывать на весьма невыгодную передачу движения вершинами головок большого колеса. Выгоднее высоту головок на большом колесе уменьшать до окружности, проходящей через F^, как это сделано в ле
вой части фигуры. При этом степень перекрытия все еще остается менее 1,25.
Подрезка зубцов можно совсем избежать, если по фиг. 1869 исходить из основных окружностей и взять р=90°. При этом основные окружности будут касаться в точке О, являясь одновременно катящимися одна по другой началь-
<1>иг. 1868. Область подрезки при внутреннем зацеплении.
Фиг. 1869. Внутренняя передача без подрезки при эвольвентном зацеплении при Р=90°.
ными окужностями. Откладывая высоту зубца 1 = 2 т в радиальном направлении мы сможем построить окружность головок малого колеса, а откладывая радиальный зазор 0,2 т внутрь, сможем построить окружность впадин. У большого колеса основная окружность одновременно является и окружностью головок; глубину впадин делают равной 2,2 т. Недостатком такого зацепления яьл?ется то, что длинные участки профиля зубцов малого колеса работают на сравниделгно коротком участке профиля зубцов большого колеса и то, конечно, при хороших условиях прилегания. У колес с внутренним зацеплением изнашивание распределяется на большее число зубцов, чем в случае наружного зацепления, и вследствие равенства длин соответствующих элементов профиля оно на обоих колесах происходит довольно равномерно. Важно заметить, что расстояние между центрами таких колес должно быть соблюдено точно.
Общие преимущества внутреннего зацепления состоят в незначительной потребности в месте и в работе выпуклого профиля зубца по вогнутому. Недостатком является более трудная обработка зубцов большого колеса. Для сравнения с наружным (фиг. 1853, 1856, 1857, 1858, 1864) и с внутренним (фиг. 1867 и 1869) зацеплением на фиг. 1870 представлено реечное зацепление с р = 75° и с зубчатым колесом, имеющим 12 зубцов, причем у всех передач шаг одинаков: t= 24к. На фиг. 1853, 1858, 1867 и 1870 можно отчетливо проследить усиление подрезки зубцов при ослаблении пожек, но вместе с тем можно констатировать и уменьшение степени перекрытия 501
Так как подрезывание зубцов в реечной передаче (фиг. 1870) может уничтожить довольно значительный участок эвольвентного профиля и уменьшить степень перекрытия до 1,06, то при нежелании рассчитывать на передачу усилий вершинами зубцов рейки вдоль подрезанной ножки, выгодно уменьшать высоту головки у зубцов рейки по формуле (538) до величины h", как это указано в левой половине чертежа. Тогда зубцы малого колеса получают более прочную форму и степень перекрытия повышается до 1,30.
Ж. ЦИКЛОИДАЛЬНОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ
При циклоидальном зацеплении профиль зубцой получается путем катания особых вспомогательных окружностей по начальным окружностям.Например, нафиг. 1871 профиль головки ОС колеса / представляет эпициклоиду, которую вспомогательный круг описывает при катании по начальной окружности 7\, а профиль ножки OD представляет гипоциклоиду, описываемую вспомогательным кругом при катании последнего внутри начальной окружности Г,. Профиль зубцов совместно работающего колеса 2 строится соответственно путем катания V/3 и U7, внутри и по начальной окружности. При вычерчивании .
профилей центр вспомогательного круга \
।
Фиг. 1870. Реечное зацепление.
Фиг. 1871. Циклоидальное зацепление.
берут на линии центров, делят периметры начальной и вспомогательной окружностей, начиная от полюса О, на ряд равных, в сравнении с радиусами достаточно малых частей, и пользуются способом, детально описанным на стр. 487. Так, точку ///' на ножке колеса 1 находят как точку пересечения дуг, описанных радиусом 03 вокруг 3' и радиусом 33' вокруг 0, а точку 111" на головке зубца, принадлежащего колесу. 2, как точку пересечения дуг, описанных радиусом 03 вокруг 3е и радиусом 33" вокруг О. Зубцы ограничиваются окружностями головок и впадин, причем у дна впадины добавляются переходные закругления. Головки зубцов имеют выпуклую, а ножки вогнутую форму, так что в отношении касания и передачи давления на зубцы получаются благоприятные условия, так как профили хорошо прилегают один к другому. Но вследствие изменения знака кривизны в точках начальной окружности безусловно необходимо соблюдение точного расстояния между осями колес. При этом зацеплении головки не подрезают ножек совместно работающего колеса. Построение траектории угла головки может, однако, оказаться полезным для профилирования ножек таким образом, чтобы зубцы обладали возможно большей прочностью.
Зацепление происходит в точках вспомогательных окружностей, так как об? нормалиЗ'///' и 3"П1"к профилям зубцов в момент, когда точки 3' и 3" начальной окружности приходят в О и профили зубцов занимают положение, указанное пунктиром, совпадают с линией ОШ. Но можно представить себе, что в этом положении они по
505
лучены катанием вспомогательного круга Wl по начальным окружностям Г, и Т*2. Р а-бочий отрезок линии зацепления ограничивается точками пересечения А и В окружностей головок с вспомогательными кругами; его длина, деленая на шаг t, непосредственно дает степень перекрытия, так как дуги катания, отложенные на начальных окружностях, также имели бы длины ОА и ОВ. Степень перекрытия,
< АОВ
которая, следовательно, выражается дробью е = -у--, в данном случае должна быть
также больше 1,2, и лишь в крайнем случае равняться 1,0.
Что касается выбора радиуса вспомогательного круга, то по фиг. 1872 рабочие отрезки линии зацепления ОВ/, ОВц и ОВщ будут тем длиннее, а давление на зубцы и нагрузки на оси тем меньше, чем больше радиусы вспомогательныих окружностей. Но эти выгодные стороны больших вспомогательных кругов связаны и с известными
недостатками, заключающимися в значительном трении зубцов вследствие сильного скольжения боковых поверхностей их одна по другой и в меньшей прочности ножки. Тот же чертеж показывает это на примере профилей зубцов I, II, III, полученных катанием трех различных вспомогательных кругов. На этом чертеже все, что относится к одному профилю, обозначено одинаковыми цифрами. Зацепление с вершинами гиловок совместно работающего колеса будет происходить в точках В/, Вц' и Вт- Профиль головки зубцов совместно работающего колеса в случае меньшего вспомогательного круга будет работать на большей длине профиля ножек рассматриваемого колеса и потому будет скользить в меньшей степени.
Фиг. 1872. Влияние радиуса вспомогательного круга на профиль вожек зубцов при циклоидальном зацеплении.
Профиль ножки зубца II представляет прямую линию, так как в случае, если диаметр вспомогательного круга II вдвараза меньше диаметра начальной окружности, гипоциклоида превращается в прямую ОМ2. Если радиус рш вспомогательного круга взять еще больше, то профиль загибается в направлении к средней линии зубца, т. е. становится выпуклым (линия III), но зато ножка зубца сильно ослабляется. Конечно, если принять во внимание вид траектории вершины головки зубцов у колеса, работающего совместно с рассматриваемым, то у окружности впадин можно применить закругления по довольно значительному радиусу, вследствие чего ослабление зубца отчасти обезвреживается.
Часто в выполненных конструкциях радиус вспомогательного круга составляет р = 0,4/?. В случае больших передаточных чисел Бюхнер, с целью сделать скольжение равномерным, рекомендует брать р2 = 0,4-/?2 на малом и Pj = 0,2 - на большом колесе, как это показывает фиг. 1871.
Скольжение зубцов циклоидальных колес иллюстрирует фиг. 1871, на которой боковой профиль зубца у колеса 1 разделен на ряд отрезков одинаковой длины: иа ножке зубца совместно работающего колеса им соответствуют более короткие, но равные один другому отрезки, а на головке—более длинные, но также равные отрезки. Поэтому при изнашивании зубцов сохраняется профиль, похожий на циклоиду, хотя ножки нагружены и срабатываются в большей степени, чем головки, так как работа трения на них распределяется на более коротких участках.
Условие принадлежности колес к одной серии, заключающееся в требовании конгруэнтности частей линии зацепления, расположенных по разные стороны лилии
центров, приводят к одинаковым вспомогательным окружностям, размеры которых оп оделяются по наименьшему из кол^с серии. Конечно, при весьма шир жих пределах для числа зубцов, у больших колес от этого получаются невьгодные профили, так как у них вспомогательные круги в сравнении с начальными окружностями получаются весьма малыми. Обычно радиус вспомогательного круга делают пропорциональным модулю и берут равным
р' = 2,75 т.
(546)
506
При этом профиль ножки колеса с 11 зубцами становится плоским, а при еще меньшем числе зубцов выпуклым; все же рассматриваемый тип зацепления можно применять даже для колес с числом зубцов до 7.
В ответственных зубчатых передачах радиусы вспомогательных кругов нужно выбирать всегда в соответствии с условиями, т. е. делать зацепление индивидуальным и притом число зубцов малого колеса делать не менее 25.
Нужно подчеркнуть еще раз различие циклоидального и эвольвентного зацеплений в двух отношениях. Так как циклоидальные профили составляются из двух частей с выпуклостями, обращенными в разные стороны, а именно из обычно вогнутой части для ножек и выпуклой для головки, то раздвигание колес недопустимо. Начальные окружности всегда должны находиться в соприкосновении, чтобы передача давления на зубец, во время прохождения им полюса, производилась правильно.
3. НЕКОТОРЫЕ ОСОБЫЕ ВИДЫ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Особый случай, когда вспомогательные окружности совпадают с начальными окружностями, приводит к точечному зацеплению (фиг. 1873); в точечном зацеплении гипоциклоиды превращаются в точки начальных окружностей, с которыми
1..6D. гг.
Фиг. 1874. Цевочное зацепление.
сцепляются головки другого колеса. Обусловленное этим сильное изнашивание в лежащих на начальных окружностях точках боковых поверхностей зубцов служит причиной редкого применения этого зацепления, несмотря на то, что рабочий отрезок АОВ линии зацепления имеет большое протяжение. Профиль ножек определяется траекторией вершины головки зубцов совместно работающего колеса.
При це в о ч но м за ц еп л е ни и зубцы одного колеса заменяются цилиндрическими валиками, называемыми цевками (иногда рол и к а м и), диаметр которых d соответствует толщине зубца в обычных видах зацепления (фиг. 1874). Обычно центры цевок располагают на начальной окружности. Чтобы произвести гостроение профиля зубцов совместно работающего колеса по отдельным точкам, пользуются способом Рело, выполняя построение в положении, когда зацепление происходите полюсе. Для этого обе начальные окружности делят на ряд одинаковых частей и из полученных точек опускают перпендикуляры иа профиль цевки; таким перпендикуляром для точки 4', например, будет линия 4'М. Точка Dx окружности цевки, лежащая на той же линии, вступает в зацепление в точке IV, в которой круг, описанный вокруг /Л2 и проходящий через Du пересекается с кругом радиуса 4' Dx, описанного вокруг О. Соответствующая точка D? совместно работающего профиля расположена на круге, проходящем через точку IV и описанном вокруг Ми на расстоянии 4'Dt от 4". Но этот способ построения сопряженного профиля не учитывает подрезки зубцов колеса / вблизи его начального круга.
Второй способ построения профиля зубцов совместно работающего колеса состоит в отыскании относительной траектории центра М цевки (относительно
607
зубчатого колеса) и в последующем построении искомого профиля как эквидистанты ' к этой траектории с расстоянием • Если центры цевок расположены на начальной окружности, то относительной траекторией будет эпициклоида. Если же по Герлаху [XXV, 11] центры цевок разместить на окружности радиуса
(547)
чтобы профили зубцов примыкали к начальной окружности под углом 90°, то относительной траекторией будет растянутая эпициклоида (фиг. 1875). В обоих случаях вблиз< начальной окружности получается подрезка зубцов, которая делает беспо
лезной часть линии зацепления, уменьшает степень перекрытия и может вызвать
поломки в работе.
Основание зубца можно очертить по дуге круга, включая между ней н построенным по указанному выше способу профилем промежуточный прямолинейный участок, оставляя известный радиальный зазор и сообразуясь с видом относительной траектории цевки. В зацеплении, согласно фиг. 1874, --------------1------ принимает участие головка зубца и лишь небольшая
I
Фиг. 1875.Цевочноеза-цепленне по Герлаху.
Фиг. 1876. Зубчатая рейка с цевками. •
часть профиля цевки, так что на последней получается сильное местное изнашивание, если только не будут применены, вместо цевок, ролики.
Для определения степени перекрытия можно с достаточной точностью воспользоваться отношением длины рабочего отрезка линии зацепления ОВ к шагу, если только подрезка не уменьшает длину рабочего отрезка. Собственно говоря, следовало бы взять длину дуги зацепления, которую находят, отыскивая положение центров цевок, для случая зацепления в О и В. Если центры цевок распложены вне начальной окружности, то, проводя через оба положения радиусы, нужно снести их иа начальную окружность Т2. Надлежащим выбором высоты зубцов можно изменять степень перекрытия. Ее нужно делать достаточной величины, чтобы передача была равномерной. На фиг. 1874 е= 1,3.
У зубчатой рейки (фиг. 1876) в качестве профиля зубцов получается эвольвента, которая, конечно, во все время зацепления работает совместно лишь с одной „ ДО ,
точкой цевки. е = —— в данном случае равна 1,43.
Длину чугунных цевок рекомендуется брать по формуле:
I = 3,6/7, а стальных (включая и литые) по формуле /=1,8/4
^'Эквидистантой какой-либо линии называется кривая, точки которой расположены па одинаковом расстоянии от данной линии. Прим, перев. Ч
.608
Невыгодной стороной цевочного зацепления является сильное изнашивание цевок, но вследствие простоты изготовления оно часто применяется в подъемных механизмах, лебедках для щитов, вращающихся орудийных башнях и т. д.
Родственной ей является передача Гриссона, выполняемая фирмой Е. Бекер (Берлин-Рейникендорф). Эта передача состоит из колеса с двумя зубцами, сцепляющегося с двойным цевочным, и позволяет получать большие передаточные числа.
Весьма прочные профили получаются для колес, которые под нагрузкой вращаются лишь в одном направлении. Для этого заднему профилю зубцов придают форму, отличную от ведущего профиля, — конструкция, которую можно применять
с успехом для колес тяжелых станков, для валков с ручьями, применяемых в прокатных станах, и т. д. Для ведущих пэофилей целесообразнее всего брать обычные формы эвольвенты и циклоиды и по произвольной форме заднего профиля построить правильный профиль для зубцов совместно работающего колеса, пользуясь способом Понселе или Рело, чтобы при обратном ходе не получилось неправильностей в зацеплении. Довольно вы- -
годные формы дают уже эвольвенты с различными ।
углами наклона производящей-прямой. Так, на фиг. 1877 L-
для ведущих профилей (при отсутствии подрезками) применен угол 0, = 71°, а для задних 02=55°, причем рабо- -
чий отрезок линии зацепления получается такой длины, ] __ х ч
что непрерывность зацепления обеспечивается еше и при "" i обратном ходе. При профилировании зубцов толщины А „ ножек у обоих колес были взяты одинаковыми и вслед- ма зубцов.
ствие этого момент сопротивления в опасном сечении
ножек малого колеса по сравнению с обычными симметричными профилями повысился приблизительно на 8О°/о. Конечно, такие зубцы нельзя рассчитывать по обычным формулам, а следует производить всегда особый расчет на изгиб.
И. ИЗНАШИВАНИЕ ЗУБЦОВ
Изнашивание зубцов объясняется, главным образом, работой трения, которая происходит вследствие взаимного скольжения боковых поверхностей зубцов одна по другой. Чтобы сделать возможным сравнение отдельных профилей, скольжение относят к единице длины. Для этого один из исследуемых профилей делят на одинаковые части с длиной X (фиг. 1846), отыскивают на боковой поверхности зубца совместно работающего колеса соответствующие участки Х„ Х„, Х3..., как это описано на стр. 490, и определяют удельное скольжение.
На колесе Г. .
__ X, - X Х,-Х
* X ’ " X ’
и на колесе 2:
X, — X / 2 — X
X, ’ \ '
Конечно, изнашивание зубцов зависит, главным образом, от сопротивления и упругости материала зубцов, а также и от условий работы (например, хорошая смазка или работа всухую). От остальных факторов оио зависит следующим образом. Оно тем больше:
1) чем больше удельное скольжение 7, т. е. чем больше разница между длиной элемента X, с одной стороны, и элементов Хи Х2, с другой. Так, например, пара колес, изображенная на фиг. 1846, в отношении скольжения и изнашивания находится в лучших условиях, чем колеса на фиг. 1853;
2) чем больше удельное давление/? в месте касания боковых поверхностей зубцов, величина р прямо пропорциональна полному давлению Р = действующему под углом а к окружному усилию U и обратно пропорциональна ширине b зубца, а кроме того зависит от кривизны профиля. У циклоидальных зубцов, у которых
509
выпуклые поверхности работают по вогнутым, условия прилегания одного зубца к другому более благоприятны: вследствие этого у них получается меньшее удельное давление и меньшее изнашивание, чем у эвольвентных колес с наружным заце-плением, у которых во взаимное соприкосновение приходят выпуклые поверхности;
3) чем больше коэфициент трения р.;
4) чем чаще зубцы приходят в зацепление; если малое колесо передачи делает об/мин, а большое п2 об/мин, то зубцы первого будут работать чаще зубцов п.
второго в отношении —, т. е. передаточного числа. •
Если предположить, что ширина зубцов b одинакова, материал обоих зубчатых колес также одинаков, коэфициент р. имеет постоянную величину и пренебречь влиянием кривизны соприкасающихся поверхностей, а также и тем обстоятельством, что в передаче усилий принимают участие несколько зубцов, в соответствии со степенью передачи, то ожидаемое местное изнашивание можно приближенно вы-
разить через
Фиг. 1878. Износ поверхностей зубцов колеса при эвольвентном зацеплении.
_ п. U
Ъ’Р-— = *G • п2
на одном колесе и через
Т2-Р=Т2
-------и cos а
cos а
(548)
(549)
на другом, или [XXV, 6], так как U в обоих выражениях имеет одну и ту же изнашивания
величину, через
глубины
—----и
COS а г
и -—— cos а
(550)
чае мы имеем колеса с эвольвентНым зацеплением.
На фиг. 1846 эти величины отложены дикулярах к профилям, восставленных к элементам X, и конечные точки этих перпендикуляров соединены (правая сторона фигуры). В данном слу-
на перпен-отдельным
Боковая поверхность зубцов колеса /, участвующая в зацеплении, была разделена на 10 равных элементов, которые при вычерчивании в натуральную величину имели длину Х = 3,34 мм. Например, элемент ножки, расположенный к центру ближе всего, входит в зацепление с элементом длиною 6 мм, образующим конец головки зубца совместно работающего колеса. Таким образом глубина изнашивания будет: у колеса /:
71 X,— * и 6 — 3,34 1 лили
-—-— • и = -Цг------------ —— о----------= 0,405;
cos а X cos а 3,34 2 cos 15
у колеса 2:
X,—X 1 _6 —3,34 1 _
cos a Xj cos а 6 cos 15°
В точках начальной окружности глубина" изнашивания будет равна нулю.
Из рассмотренного видно, что на боковых поверхностях зубцов напряжение распределено по их высоте неравномерно, что у ножек получается большее изнашивание, а у головок меньшее и потому быстро теряется первоначальная форма зубцов. Ножки становятся вогнутыми: профили зубцов принимают форму, подобную имеющейся у циклоидальнго зацепления, как показывает фиг. 1878 на одном износившемся колесе, у которого левые, не принимавшие участия в зацеплении (задние боковые) поверхности зубцов сохранили прежний профиль, а правые рабочие поверхности претерпели полное изменение.
Как показывает фиг. 1871, можно ожидать, что у циклоидальных зубцов изнашивание будет значительно меньше и равномернее. К тому же, как упомянуто выше,* удельное давление в месте касания боковых поверхностей зубцов меньше.
510
Если по Бюхнеру [XXV,12] в выражение удельного скольжения, вместо конечных элементов X и Хп ввести диференциалы, то будем иметь
или, деля числитель и знаменатель на диференциал времени dt,
d\_dh
dt di c<> с 1
dk с,
di
(551)
Здесь Ci и с2 обозначают скорости тех точек боковых поверхностей, которые в рассматриваемый момент времени находятся в зацеплении. Скорости сг и с2 для любой точки/5 линии зацепления (фиг. 1879), в которой входят в зацепление точки Pt и Ра боковых поверхностей, находят следующим образом. Пусть дана окружная скорость на начальных окружностях v, изображаемая вектором ОУ, перпендикулярным к линии центров. Тогда точка Pt будет иметь ббльшую скорость Vi — Pi ’ соответственно большему расстоянию от центра Aft; эту скорость мы
Фиг. 1880. Определение скоростей скольжения при эвольвентном зацеплении.
Фиг. 1879. Определение скоростей скольжения.
получим, если У продолжить до пересечения с линией, параллельной v и проведенной на расстоянии Af,/5/от центра В точке зацепления Р скорость©! нужно провести перпендикулярно кМхР. Соответственно получаются величина и направление скорости точки Р2; скорость ъ2=Р2У2 перпендикулярна к А/д/у. Точка/5 движется вдоль линии зацепления по направлениш^пределяемому касательной в Р, в то время как скорости с, и с2 должны быть перпеьпЖкулярны к нормали РО, так как в этом положении боковые профили скользят один по другому. Разложение и ©а по указанным направлениям
С< ~~~~ дает величины и г2 и тем самым и значения удельного скольжения —------------
С1
и —1----. Для проверки можно воспользоваться тем обстоятельством, что концы
векторов ©j и ©а должны лежать на одном и том же перпендикуляре к ОР.
Быстро и при помощи небольшого числа линий можно иллюстрировать картину явлений скольжения в случае эвольвентного зацепления согласно фиг. 1880. Если окружную скорость v, построенную при полюсе О, разложить на составляющие по направлению производящей прямой и направлению, перпендикулярному к ней, то первая будет представлять рабочую скорость леиты, образующей боковые поверхности зубцов, а вторая — скорость ленты вдоль последних. В точке О она для обоих колес получается одинаковой, Сьо = С2,о, следовательно, удельное скольжение там равно нулю. Для произвольной точки Р, лежащей на производящей прямой, скорость cip на
511
колесе /пропорциональна расстоянию F}P от точки касанияпроизводящей прямой с основным кругом, так как при образовании профиля путем сматывания нити точка F| является мгновенным полюсом. Следовательно, величина скорости произвольной точ^и линии зацепления определяется расстоянием между линиями FiO и То же относится и к скоростям колеса 2; они ограничены прямой F>C& Удельное
скольжение в точке Р колеса / будет та же величина на другом колесе
cip
2*. В точках Ft и F.2 она принимает бесконечно большие значения — доказа-^-р
тельство того, что рабочий отрезок линии зацепления нельзя довести до этих точек и что бесполезно доводить высоты головок до этих точек. В каждом колесе глубины изнашивания пропорциональны удельному скольжению, так как при эвольвентном ’зацеплении cos а постоянен. Те же величины для другого колеса получаются умножением на отношение чисел оборотов. Если эти величины нанести на перпендикулярах к боковым профилям зубцов, то получающиеся линии —характеристики изнашивания (фиг. 1880, внизу) — дадут хорошее представление о возможных изменениях в профилях зубцов [XXV,12].
Фиг. 1881. Относительное движение профилей иожки и головки.
Фиг. 1882. Величина и направление давления на зуб с учетом треиия.
Чтобы сделать изнашивание эвольвентных зубцов в обоих колесах по возможности одинаковым, Бюхнер предлагает брать отношение рабочих отрезков обеих сторон центровой линии, т. е. ОА и ОВ (фиг. 1880), равным передаточному числу, благодаря чему наибольшие значения глубин изнашивания будут равны.
В случае циклоидальных зубцов можно показать, что величины удельного скольжения на профилях и головки зубцов постоянны. Так как cos а изменяется лишь в незначительных пределах, то сказанное относится также приблизительно и к глубине изнашивания.
Вследствие сильного изнашивания и связанного с этим изменением профиля основной закон зацепления уже не будет выполняться, следовательно, отношение угловых скоростей сделается переменным, ход передачи будет неровным и будет сопровождаться шумом, что приведет к ухудшению и вё^фстрее прогрессирующему разрушению.
На изнашивание зубцов имеют влиянее еще два следующих обстоятельства. Скольжение на ведущем зубце направлено от полюса зацепления О, а на ведомом — к нему (фиг. 1881); вследствие этого на ножке ведущего ина головке ведомого, т. е. во время зацепления перед центровой линией получается невыгодное долбящее (stemmende) действие боковых поверхностей, в то время как относительное движение головки ведущих и ножки ведомых зубцов носит характер ц а р а п а н и я (Streichen).
С изменением направления скольжения связано также и уменьшение силы трения и тем самым результирующего давления на зубец, которое слагается из нормального давления и трения. Согласно фиг. 1882 полное давление на зубец, пока точка касания зубцов расположена еще до линии центров, наклонено к последней меньше, чем линия зацепления, а именно на угол трения р, т. е. действует под углом р—р, угол жепри расположении точки зацепления зубцов за центровой линией на р больше, т. е. составляет рЦ-p. Переход из одного направления в другое происходит внезапно при прохождении через полюс зацепления. При передаче колесами постоянного 512
крутящего момента давление на зубец в соответствии с длинами плеч, на которые оио действует при вращении колес вокруг их осей, пока точка зацепления зубцов находится до линии центров, должно быть больше, чем при расположении точки зацепления за этой линией. Если принять, что давление должно передаваться совместно работающему колесу лишь одним зубцом, то происходит еще и изменение радиального давления на оси, которое производится составляющей по направлению линии центров. При зацеплении до линии центров оно значительно; в момент прохождения точки зацепления через полюс оно падает до некоторого минимального значения, которое сохраняется во время зацепления за линией центров. Это служит причиной возникновения вибраций, которые объясняют гудеиие и грохотание зубчатых колес, наблюдаемые в иных случаях, и которые могут мешать и даже вызвать повреждения, если получается резонанс в деталях передачи.
Изменение направления давления может сделать видимой полярную линию зацепления в виде отчетливого ребра С (фиг. 1881), а у смазываемых колес в виде полоски масла if л и жира. Так как ребра головок описывают растянуиые эпициклоиды, то в ножках зубцов совместно работающего колеса получаются углубления (материал, стираемый зубцами первого колеса, на фиг. 1881 отмечен двойной штриховкой). При этом прилегание одного зубца к другому начинается лишь в точках С и D, и при уменьшении расстояния между осями, например, при подтягивании подшипников, зубцы одного колеса начинают упираться в основания зубцов совместно работающего колеса, что может привести к весьма неспокойному ходу, поломкам обода и прогибу валов. Конечно, ребра головок у зубцов совместно работающего колеса также подвержены сильному изнашиванию; следствием этого получается загибание профиля головки назад и уменьшение степени перекрытия.
К. ИЗГОТОВЛЕНИЕ И ОБРАБОТКА ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС
В тихоходных передачах своему назначению удовлетворяют литые необработанные колеса. Для изготовления литейных форм часто изготовляемых колес малой средней величины пользуются цельными моделями или же моделями в виде секторов, в случае же больших колес или же при изготовлении только одного колеса пользуются особыми машинами, котбрые Е -пп
формуют по модели или шаблону впади- н
ны, зубец за зубцом при помощи точного дИГду/
делительного приспособления (фиг. 1883). ЖТ®—
Точность изготовляемых колес и выполняв-
мого зацепления, зависит от различных обстоятельств, из которых следует отме- Ж.
тить: состояние моделей, которые нередко коробятся и срабатываются; внимание фор- < .< мовщика при расталкивании модели и J
вынимании ее; набивание формы, усадка и .---.-Н":-;.. : tj
коробление отливок. Применение хорошо ; ---- ‘
обработанных металлических моделей и —____________' '
протяжных плит, удерживающих и сглажи- -
вающих землю при вынимании модели из формы, повышает ТОЧНОСТЬ изготовления, Фпг. 1883. Формовочная машина для зубчатых но оправдывает себя лишь при изготовле- колес,
нии крупных партий одинаковых колес.
Наряду с низкой стоимостью изготовления важным преимуществом необработанных зубцов является их прочная поверхность, обусловленная наличием твердой литейной корки. Но вследствие неизбежных пороков применение-литых колес рекомендуется лишь в том случае, если к ним не предъявляются высокйе требования и окружные скорости не превосходят 2 м/сек. Уже незначительные отклонения профиля зубцов от правильной формы и шага от точного размера вызывают значительные, растущие пропорционально квадрату окружной скорости, ускорения 33 Ре тшер. Детали машин, т. II. 513
и замедления движущихся масс, которые служат причиной неспокойного и шумного хода многих зубчатых передач [XXV, 13]. Например, замена эвольвентных профилей дугами круга у пары зубчатых колес, каждое с 20 зубцами и диаметром начальной окружности 200 мм, т. е. с шагом Юк, ведет к ошибкам, не превышаю дим 0,1 мм, но при окружной скорости 2 м.!сек или при 191 об/мин обусловл1 ва.’т появление ускорений до 2,4 и замедлений до 88 м1сек~. Эти цифры характеризуют высокие
требования, которые должны предъявляться к точности зацепления быстроходных зубчатых колес, несмотря даже на то, что упругость зубцов, смазка, одновременное зацепление нескольких зубцов (при большой степени перекрытия) и х< ро-шая приработка смягчают вредное влияние указанного фактора. Вследствие введения электрической тяги на рельсовых путях, электрического привода в подъ-
емных механизмах и станках, вследствие развития автостроения и применения зубчатых колес в паровых турбинах, требования, предъявляемые к точности зацепления,
необычайно повысились. Станкостроительные заводы пошли навстречу этим требованиям и выпустили специальные станки со-
лидной конструкции, которые при* малом и среднем шаге зацепления вырезают зубцы в литом и предварительно точно обточенном ободе, в то время как при большом шаге зубцы опиваются (с соответствующими припусками) и окончательно обрабатываются на станке.
Станки можно подразделить на следующие три группы:
1) станки с применением инструмента, очертание режущей кромки которого соответствует впадине зубцов (фасонный инструмент),
2) станки,. нарезающие зубцы по шабло-
нам,
Фиг. 1884.Фасонная (модульная! фреза. 3) станки, работающие по способу обкатки (огибания).
Проект DIN €68 в отношении получения профиля различает: а) графический и б) механический способы. Способ а) относится к станкам |руппы 1 и 2, так как профили режущего инструмента и шаблонов обычно находятся построением: форма их в зависимости от шага и числа зубцов в изготовляемом колесе бывает различна. Станки, работающие по способу б), относятся к группе 3. В них режущцй инструмент входит в зацепление с изготовляемым колесом так же, как и в зубчатой пере
даче.
Один и тот же режущий инструмент может служить для обработки, колес с одинаковым шагом и произвольным числом зубцов, для чего включается соответствующая передача. ' __
Совместно работающие зубчатые колеса должны изготовляться по возможности одинаковым способом, так как иначе, как показывает опыт, при обработке часто встречаются различные затруднения. Вследствие более простого изготовления режущего инструмента и профилей зубцов, а также ввиду выгодной воеможности изменения расстояния между осями новых колес, на практике применяется почти
исключительно эв^львентное зацепление.
Г руппа I. Станками первого типа являются преимущественно фрезерные станки. Во фрезе 'фиг. 1884) работа распределяется на большое число режущих зубцов, которые имеют профиль впадин между зубцами изготовляемого колка, и затылочные части которых обработаны таким образом, что при заточке на шлифовальном круге они сохраняют правильный профиль, если только соблюдать условие, чтобы передние плоскости оставались радиальными. Строго говоря, для каждого модуля и каждого числа зубцов необходима особая фреза, так как боковой профиль зубцов с увеличением диаметра начальной окружности изменяется (сперва сильно, а затем все в меньшей степени). На практике же обычно ограничивай, тся применением набора срез из 8 или при большем шаге зацегления из 15 номсрсв, для которых, например, по Рейнекеру соответствуют числа зубцов, данные втабл. 149 (J. Е. Reinecke г, Chemnitz).
514
'Я'А БЛИЦ A 149
КОЪшект фрез из 8 вошров Комплект фрез из 15 номеров
]2—(13) 14—(16) 17—(2о) 21-(25) 26—(34) 35 (54) 55-(134) 135—оа X 12 13 14 15-(1б) 17-С 8) 19—(2а) 21—(24) 25—(28) 29-(33) 34—(41) 42—(52) 53—(80) 81—(134) 135— оо оо
Профили режущих кромок фрез соответствуют числам зубцов, стоящим слева, в то время как указанные справа являются наибольшим числом зубцов в колесах, которые еще могут быть изготовлены соответствующей фрезой. Получающиеся при этом отклонения от строго правильной формы выражаются в ослаблении концов зубцов и имеют следствием изменение скоростей, так что ответственные и быстроходные зубчатые передачи нужно изготовлять всегда при помощи точных фрез или же они должны изготовляться с числами зубцов, соответствующими набору фрез. Циклоидальное зацепление из за большой величины угла заточки фрез, кото-
рый в точках начальной окружности доходит почти до 90°,—невыгодно; колеса с подрезанными зубцами фрезеровать вообще нельзя, если ширина впадины у дна больше, чем на начальной окружности. При обычном профилировании ножки зубца по радиальной плоскости, когда пренебрегают явлением подрезки, требуется сохранение правильного расстояния между центрами колес, как об этом сказано на стр. 591, иначе при числе зубцов меньшем
25 в рабоге получаются значительные не- фиг- 1885- Образование профилей зубцов способом правильности. , обкатки.
Процесс обработки требует очень точной установки фрезы в таком положении, чтобы ее средняя плоскость проходила через ось колеса. Заготовка колеса предварительно обтачивается точно по окружности головок, зажимается на .фрезерном станке, и фреза сперва устанавливается таким образом, чтобы она
касалась заготовки, затем она переставляется в радиальном направлении на высоту зубца и-, наконец, включается на рабочий ход параллельно оси колеса. После окончания фрезерования одной впадины и обратного хода фрезы производится поворот нарезаемого ^колеса на один шаг при помощи делительной головки. Если исключить из рассмотрения ошибки в профилировании фрез при их изготовлении и ошибки, происходящие от применения модульных фрез для чисел зубцов, для которых они дают лишь приблизительно правильный профиль, то ошибки в зацеплении могут происходить от следующих причин: от коробления фрез при закалке, от неправильной установки фрез и от нагревания нарезаемого колеса в месте работы фрезы. Рассматриваемый способ нарезания зубцов пригоден для массового изго-
товления крлес одинакового размера на автоматах.
Шлифовальные станки удобны тем, что они производят окончательную обработку закаленных колес для достижения гладкой поверхности зубцов я устраняют Неправильности, происходящие от применения покоробленных при закалке фрез; они в некоторых случаях работают при помощи шлифовальных кругов, профиль которых соответствует дрофилю впадин. Так как шлифовальные круги подвержены быстрому изнашиванию, то, например, фирма Мейер и Шмидт ставит на самом станке приспособление, позволяющее править круги постоянно или периодически при помощи шаблона и снова сообщать им правильный профиль.
33*
515
емый способ уступает другим,
Группа II. Вторая группа станков, в которых для получения надлежащего профиля зубцов пользуются шаблонами, применяется при обработке цилиндрических колес с большим шагом, когда для фрезерования требовались бы слишком дорогие фрезы. В отношении чистоты и точности обработки зубцов рассматриваемый способ уступает другим, так как применяемые при этом способе резцы оставляют следы на боковой поверхности зубцов. Так как рассматриваемый способ применяется, главным образом, в строгальных станках для конических колес, то о нем мы будем говорить дальше.
Фиг. 1886. Долбежный станок для нарезки зубцов по Феллоу.
Фиг. 1887. Изготовление зубчатых колес посредством червячной фрезы.
Групп ^111. Третий способ состоит в том (фиг. 18S5), что режущий инструмент огибает боковые поверхности зубцов нарезаемого колеса, в то время как начальные окружности режущего инструмента и нарезаемого колеса катятся одна
Фиг. 1883. Установка червячной фрезы. Фиг. 1889. Фрезерование посредством червячной
фрезы. *
по другой. Этот способ применяется в строгальных, долбежных и фрезерных станках, а в последнее время также и в шлифовальных. При помощи колеса А (фиг. 1886), которое, например, в качестве режущего инструмента долбежного станка совершает движение вверх и вниз, в то время как начальный цилиндр после обратного хода режущего инструмента продолжает катание по другому начальному цилиндру, можно изготовлять колеса с произвольным числом зубцов; такие колеса правильно сцепляются с колесом, конгруэнтным колесу А. Это выгодно в том отношении, что все колеса с одинаковым шагом изготовляются при помощи одного единственного режущего инструмента (долбежный станок Феллоу, в котором применяется в качестве резца колесо с 24 зубцами). Если профиль инструмента удовлетворяет еще и условию, предъявляемому к колесам одной серии (конгруэнтность линии зацепления до и после линии центров), то (см. п. Б этой главы) получаются колеса одной серии, которые также могут работать сов
516
местно в любой комбинации. При эвольвентном зацеплении данный способ допускает изготовление V-колес. Применение этого способа упрощает конструкцию станков и допускает правильное изготовление колес с внутренним зацеплением. Боковые поверхности зубцов при этом способе получаются гладкими.
Простейшей, формой режущего инструмента является зубчатая рейка, режущие кромки которой в случае эвольвентного зацепления прямолинейны, а в случае циклоидального состоят из двух конгруэнтных циклических кривых. Прерывистое движение режущего инструмента представляло известные затруднения, так что станки, работающие по рассматриваемому принципу, получили применение лишь в последнее время.
К принципу зубчатой рейки можно свести также и другой важный способ изготовления цилиндрических колес при помощи червячных фрез (фиг. 1887). Рабочий профиль такой фрезы делают в виде зубчатой рейки; фреза устанавливается под углом наклона ® винта-к плоскости колеса (фиг. 1888 и 1889) так, чтобы винтовая поверхность ниток червяка проходила в направлении, касательном к средней плоскости впадины между зубцами нарезаемого колеса. На фиг. 1888 нарезаемое колесо вычерчено в разрезе пунктиром; нужно представить себе, что оно расположено перед червячной фрезой. Вращению фрезы вокруг своей оси соответствует передвижение ее режущих кромок в плоскости колеса; если обрабатываемое колесо будет иметь на начальном цилиндре такую же скорость, с какой производится указанное передвижение, то рассматриваемый процесс равносилен совместной работе зубчатой рейки с зубчатым колесом. Фрезу и. нарезаемое колесо можно также рассматривать как червячную передачу. Если они связаны друг с другом соотношением соответственно передаточному числу червячной передачи, то получается непрерывное вращательное движение каждой из частей, обеспечивающее большую точность изготовления. Но преимущество, состоящее в необходимости лишь одной фрезы для всех зубчатых колес одинакового шага, умаляется трудностью изготовления и дороговизной фрез. Фреза предварительно нарезается, как винт с шагом:
„ , Ао /
что при дальнейшей подстановке tgo =—приводит к соотношению между диа-т: • «о
метром фрезы dQ (нЛального цилиндра) и модулем т:
d.}= - . (553)
г. sin v sin -э v
Пут^м фрезерования канавок получаются зубцы, которые для получения определенного угла резания и сохранения профиля при заточке на шлифовальном станке должны .'иметь заднюю заточку. Затем фреза закаливается и шлифуется. Неточности, могущие повлиять на точность обработки боковых поверхностей зубцов, обусловлены короблением фрезы при закалке и тем обстоятельством, что профиль боковых поверхностей зубцов определяется не профилем нитки винта, а проекцией винтовой поверхности по направлению касательной к винтовой линии на начальном цилиндре. Поэтому для получения точного эвольвентного зацепления профиль должен быть соответственно изменен [XXV, 14].
При рассматриваемом способе получается автоматическое, соответствующее профилю зубчатой рейки, подрезывание зубцов колеса, если число зубцов мало, но его можно избежать путем сдвига профиля; кроме того, при этом способе, вследствие равномерного нагревания окружности колеса во время обработки, избегаются неточности в шаге.
По способу обкатки работают также и новые станки для шлифования зубчатых колес. В большинстве случаев для получения по способу обкатки зубцов с точным профилем применяются слегка конические шлифовальные круги, или же шлифование производится фасонным чашеобразным кругом. При этом шлифовальный круг устанавливают таким образом, чтобы шлифующая кромка его
517
работала в плоскости бокового профиля зубцов рейки, допускающей правильное сцепление с колесом.
О строгании зубцов конических колес по способу обкатки мы будем говорить позже.
Относительно инструмента, применяемого при различных способах обработки, следует вообще заметить, что режущий инструменте остриями, как например, применяемые при строгании резцы (фиг. 1890 вверху), дает у зубцов менее гладкую боковую поверхность, чем фасонный режущий инструмент (фиг. 18Ь0, внизу й' 1886) с длинными прямолинейными или криволинейными кромками, применяемый при'способе обкатки. Но и при применении последних об'работан-ные боковые поверхности зубцов нарезаемого колеса могут получиться у р., °— составленными из отдельных поверхностей, если подача производится не непрерывно, a ntриодически. Чем процесс обкатки непрерывнее и ^1) чем чаще один элемент режущей кромки сменяет в работе другой, тем ь глаже получаются боковые поверхности зубцов. В случае фасонных Ц______ фрез (фиг. 1884) профиль впадины соответствует профилю зубцов
I фрезы, если допустить, что профиль и расположение их по отношению Фиг. 1890. к плоскости фрезы одинаковы и что фреза установлена в правильном Режущий положении по отношению к нарезаемому колесу, инструмент. Получение гладких поверхностей важно в том отношении, что благодаря им хорошо сохраняются совместно работающие колеса. По Маагу, незакаленные колеса, работающие совместно с закаленными и шлифованными, служат в три-четыре раза дольше, чем при работе с незакаленными и нешлифованными колесами.
Л. ОБЩИЕ ДАННЫЕ ОТНОСИТЕЛЬНО ВЫБОРА ПРОФИЛЯ ЗУБЦОВ, ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА И МАТЕРИАЛОВ
Для решения вопроса о выборе профиля зубцов сопоставим вкратце преимущества я недостатки двух важнейших типов зацеплений.
При отсутствии подрезки колеса с эвольвентными зубцами имеют более прочные ножки, и профиль зубцов получается выпуклым на всем протяжении. Но вследствие худших условий скольжения н большей величины удельного давления, получающегося на боковых поверхностях при соприкосновение двух выпуклых профилей, они подвержены более сильному изнашиванию, и профиль зубцов их изменяется в большей степени. Подрезывание ножек сслабляет зубцы и уменьшает степень перекрытия. Эвольвентные колеса допускают изменение расстояния между осями лишь в новом состоянии и допускают точную обработку на станках многими способами. Два последних преимущества и обусловливают почти исключительное применение в настоящее время эвольвентиого зацепления.
При циклоидальном зацеплении профиль зубцов изогнут в двух направлениях; вследствие лучшего прилегания выпуклой поверхности к вогнутой получаются. более выгодные условия для передачи зубцами усилий, но зато требуется сохранение точною расстояния между осями колес. Вследствие того, что удельное давление в месте соприкосновения зубцов меньше, изнашивание зубцов становится также меньше, а ввиду особых условий скольжения изнашиаание происходит равномернее. Путем надлежащего выбора круга катания можно получить большую степень перекрытия. Но большие трудности в изготовлении колес и обработке зубцов ограничивают область применения циклоидального зацепления лишь отдельными крупными и ответственными передачами, при которых особенно желателен спокойный ход.
Выбор передаточного числа и числа зубцов. В том случае, если усилия, передаваемые колесами, всегда одинаковы, как, например, в подъемных механи мах, целесообразнее всего брать отношение чисел оборотов целым, так как тогда в зацепление. вхотят одни и те же зубцы и они прирабатываются скорее. Если же окружные усилия подвержены периодическим колебаниям, избежать неравномерного изнащивания на одном колесе (у двигателей на ведущем, у машин-орудий на ведомом) 518
нельзя. Так, сильно нагруженные зубчатые колеса на насосах и компрессорах, а также на многих станках, как пробивные и штамповочные прессы, с течением времени начинают издавать в работе все больший и больший шум. Для того чтобы нзнмиив пие не ограничивалось отдельными или немногими зубцами совместно работающего колеса, избегают брать целые передаточные числа, хотя при этом нет необходимости прибегать к взаимно простым числам зубцов, как это иногда рекомендовалось раньше, так как тогда приработка зубцов весьма затрудняется.
Конечно, зубцы малого колеса передачи приходят в зацепление тем чаще и срабатываются тем сильнее, чем больше разность _между числами зубцов, и следовательно, чем больше отношение чисел оборотов. Так как сохранение правильного профиля зубцов при повышении скорости приобретает все большую важность, то наибольшее передаточное число выбирают в зависимости от скорости и обычно берут его 1:8 и наибольшее 1: 12 в случае очень тихоходах колес, например, в ручных лебедках с колесами, зубцы которых не обрабатываются; от 1 : 6 до I : 7 в случае лебедок с механическим приводом при окружных скордстях от 3 до 5 м/сек, и 1:4 до 1:6 при скоростях более 5 м/сек. При этом принимается во внимание характер работы, и при непрерынности последней берут меньшее передаточное число, чем при периодической и часто прерываемой работе (фиг. 1897 и 1896). Сохранение профиля зубцов может быть также достигнуто путем применения для малого колеса более прочного материала.
Подобным же образом учитывают влияние окружной скорости и при выборе числа зубцов малого колеса. Если, с одной стороны, желательно число зубцов уменьшать с целью экономии места, занимаемого передачей, то, с другой стороны, при уменьшении числа их зубцы получаются слабее, и условия зацепления, скольжения и изнашивания становятся хуже. <
Поэтому число зубцов берут:
в случае ручных лебедок не менее 13, v крайнем случае 10;
в случае подъемных механизмов с приводом от электромотора при умеренных скоростях не менее 18, в крайнем случае 12;
при больших скоростях не менее 20, в крайнем случае 16.
Лишь в случае переносных домкратов применяются колеса с 3 и 4 зубцами, в то время как колеса в ответственных передачах должны иметь по меньшей мере 24 зубца при циклоидальном и 28 зубцов при эвольвентном зацеплении (если тол ко при ьоследнем не применяются И-кол^са). Зубчатые передачи в водяных турбинах, передающие непрерывно значительную мощность при больших скоростях, обычно делают,не менее как с 60 зубцами на малом колесе.
В случае разъемных колес выгодно делать число зубцов кратным числу частей, на которые разбивается колесо, так как плоскости разъема должны всегда приходиться во впадинах. При формовке литых колес при помощи модели, имеющей форму сегмента с несколькими зубцами, также может оказаться желательным взять число зубцов, делящееся на 4, 6, 8 и т. д, в зависимости от числа спиц.
Выбор материала. Дня передачи небольших и средних усилий применяются чугунные колеса; чугун при тщательной формовке дает достаточно гладкие поверхности, и потому при умеренных рабочих скоростях зубцы можно оставлять необработанными; в случае же колес с нарезанными зубцами за чугуном остается преимущество легкой обработки. Если чугунные колеса получаются слишком тяжелыми, то колеса отливают из стали, но тогда из-за шероховатости поверхности и сильного коробления отливки при охлаждении отказаться от обработки зубцов можно лишь в случае большого шага зацепления. Стальные литые колеса, особенно в случае совместной работы с котесами из других металлов, при больших скоростях легко начинают греметь. Этот недостаток можно уменьшить заливкою обода свинцом или цементом, или же путем заполнения полости в ободе дробью. В случае сильно нагруженных передач, учитывая возможность сильного срабатывания, для малого колеса или. шестерни применяют сталь или бронзу, причем зубцы нарезают на цельной заготовке, а совместно работающее большое колесо отливают из чугуна или стали. При больших скоростях применяются шестерни из сильно спрессованной сыромятной или выделанной ко к и, вулканизированной фибры, силькурита, бумажной массы, хлопчатобумажного войлока и тому
519
подобных материалов, причем совместно работающее колесо делается из чугуна, и зубцы его обрабатываются. Хотя колеса из таких материалов и дороже, но зато благодаря своей упругости они компенсируют небольшие неточности профиля и делают ход бесшумным, конечно допуская лишь низкую нагрузку. Первые три из названных материалов подвержены сильным деформациям от изменения влажности и не оправдали себя ни в сухих помещениях, в которых они ссыхаются, ни в сырых, где они вследствие сильного поглощения влаги сильно разбухают и рвут арматуру. К тому же и сыромятная и выделанная кожа чувствительны к действию машинного масла; для смазки кожаных колес рекомендуется смесь сала, графита и смолы. Силькурит, изготовляемый лишь Из материалов растительного происхождения, является более стойким по отношению к воздействию внешних условий.
Сильно нагруженные, с целью уменьшения веса, колеса для передач, применяемых в авто-, авиастроении и т.п., изготовляются из стали, подвергнутой особому отжигу [улучшенная сталь (Vergutuigstahl), см. табл. 22] или же из специальных сортов стали, представляющих сплав с никелем или с никелем и хромом (см. табл. 27). После нарезания зубцов на хорошо прокованных заготовках колеса подвергаются особому отжигу, и путем шлифования доводят профиль зубцов до желаемой степени точности профиля и чистоты поверхности.
При равномерной нагрузке в ободья больших колес турбинных и приводных передач вставляют зубцы из сухого белого бука, которые после срабатывания легко можно сменить; при этом совместно работающие колеса отливаются из чугуна. Вследствие меньшей крепости деревянные зубцы делают большей толщины, примерно 23/40 t (по начальной окружности), чугунные же зубцы делают толщиной 16/40 t, при боковом зазоре //40. Деревянные зубцы при значительных и особенно периодически меняющихся усилиях вследствие неравномерного изнашивания себя не оправдали. Принципиально , на колесе, служащем источником переменных усилий, деревянных*зубцов следует избегать.
М. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1. Расчет на прочность
Основанием для определения размеров колес, предназначаемых для передачи больших усилий, служит расчет на прочность зубцов того колеса, которое сделано из менее прочного материала. При этом расчете' исходят из величины среднего окружного усилия U, т. е. составляющей давле-ния Р на зубец в направлении касательной к начальной окружности; радиальной же составляющей силы Р, которая ~5-х| вызывает в зубцах сжимающие напряжения, можно пре-/у*—- небречы. [Строго говоря, величина U при передаче опре-деленного крутящего момента, в зависимости от расстояния
I *[ точки зацепления от оси ведущего колеса, получается
—различной. Часто также фактическую (рабочую) катящуюся окружность заменяют начальной окружностью]. Если крутящий момент равен Мл кгем или мощность равна N л. с., * 1Г на прочность^ Зу°'а причем число оборотов в минуту составляет п, то имеем:
U = м KN_= 71620 . V
R v R п 4 1
Мы предполагаем, что усилие должно восприниматься одним зубцом, — условие, основанное на том, что при неточностях в величине шага зацепления и в изготовлении нельзя рассчитывать на одновременное прилегание одного к другому нескольких зубцов, даже при большой степени перекрытия. При этом предположении, в самом невыгодном случае сила U будет приложена к верхнему ребру головки (фиг. 1891). Кроме того, делаем предположение, что в этом месте приложена вся сила U полностью, отчего расчет будет надежнее.
Если представить себе, что U распределяется равномерно - по всей ширине
520
зубца, то плечо относительно основания ножки, имеющей толщину а и ширину q, будет равно I (высота зубца). При определенном значении kb допускаемого напряжения на изгиб мы должны иметь:
Mb _0-Ul
I UZ- А . й‘2 •
Предполагая нормальные размеры зубцов и выражая а и ! через шаг зацепления, т. е. полагая
й = а-/1 = 0,5. . . 0,55£ и / = р.£ = 0,7/, будем иметь следующий результат:
kb = или U= • Аа1 b • * = (0,06 . . . 0,07'.kb- b-1
а* • Ь t \ о р /
и при 6,06 . . . 0,07 • kb^ ^kb = k\
U=k-b-t\ (5-W)
где k — коэфициент нагрузки, bat выражены в см.
Эта формула позволяет простым образом определить шаг зацепления. Если ширину зубцов принять кратной ,шагу и поставить b = ^-t, то t будет определяться из формулы:
Величина t дает модуль /«==—» который округляется по табл. 147 д. Но при пользовании этой формулой нужно иметь в виду, что она не дает непосредственного заключения о величине напряжения, которое входит в коэфициент А, так что в ответственных случаях, при отступлении от обычных типов зацеплений и сильном подрезывании ножек, фактические напряжения нужно подсчитать, пользуясь действительными размерами.
Если желательно подсчитать величину модуля непосредственно в мм, то соотношение приводит нас к формуле
- • А » b • т Го
А • b • т 3,2 U
3,2 А • b
(557)
Из вида формулы b t — -^ следует, что произведение b*t при данной величине U и определенном принятом значении А постоянно, — замечание, которым можно часто пользоваться с успехом при конструктивных изменениях.
Пользуясь формулами:
= и £/ = А- =
а 2 к
ИЗ
М А-4--/3
по передаваемому крутящему моменту Мл получаем шаг зацепления
'“У JFF7см
и модуль.
,"/200 • М, /,7=1/ £---;--“ ММ.
у А • ф • z
(558)
(559)
1 Или из ОСТ 1597, см. там же в примечании. Прим, перев.
521
Если мощность, передаваемая валом при п об/мин, длит в а. с. (1 л. с. = N
= 75 кгм/сек), то соотношение Мл = 71 620— приводит к формуле:
3 Г 450000 . N_ V Л • • z ’ п
см
s/~ 1 500000
V А • <!> • Z
мм.
(560)
(561)
п
Если мощность выражена в киловаттах, как это принято всюду в электротехнике, а в последнее время часто и в машиностроении, то так как 1 kW=l,36 л. с.= = 102 кгм/сек, имеем
, 3 Лб14 000 Л'гё
6 = 1/ ,--• — - ем
у k-if • z п
19 700000 . Mw ч |/ k - z п
(563)
Ч'ИГл ЮУл. rlJJlOM уГЛЗ ЗуОЦа* f -*
J J Во всех формулах z ооознлчает число зуоцов на
колесе, сидящем на соответствующем валу.
Предположение, что зубцы прилегают один к другому по всей ширине их, в случае необработанных колес или несовершенной сборки или же, наконец, при деформациях валов не всегда выполняется. В наихудшем случае давление на зубец по фиг. 1892 действует на угол зубца как сосредоточенная сила и может произвести излом угла (под углом?). Если поверхность излома заменить прямоуголь-
I
ником, имеющим в высоту айв ширину --jj—, т0 нормальное напряжение ври изгибе определится по формуле:
6 • U • Z • cos? _ 3 • U • sin 2 ? а- • Z/sin ? а2
Оно достигает наибольшего значения при 2?=1- или ? = <5П, именно
3'67 u ь а'-'
(564)
Одинаковая прочность в отношении излома угла и поломки у основания ножки будет при выполнении условия 1
т. е. при
Ь = 21 = 1,4 • t— 4,5 т. ' (565)
Практически для необработанных зубцов обычных профилей можно доходить До
t j b = 2l^3l^6,3 т; (566)
при особенно тщательном изготовлении на формовочных станках и при дополнительной обработке вручную можно доходить до 6 = 2,5 до 3Z или до 8—10 т. Дальнейшее увеличение ширины зубцов при возможности излома угла прочности не повышает и потому при расчете иа прочность приниматься во внимание не должно. Лишь в случае, если при нарезанных зубцах и при тщательной сборке имеется гарантия прилегания зубцов по всей длине, можно выполнять зубцы С b цо 5 . . . 6,5 t или 15 . . . 20 т.
Теоретически уже при длине зубцов более 2Z и при одинаковом запасе пресности в отношении излома угла и поломки зубцов у основания, необходимо было бы
522
4 i , - /с • Z4
снижение коэфициента k до kv — - -у так что, например, при b=3t коэфициент^
должен был бы составлять а/3 k. Но согласно изложенному выше, уменьшение k необходимо в тем меньшей степени, чем надежнее можцр рассчитывать на равномерное прилегание зубцов по всей длине, что достигается точной обработкой и установкой.'
В дополнение к этому следует указать на значение большой степени перекрытия. Оно проявляется в том отношении, что изнашивание, а также и нормальное напряжение в зубцах при изгибе уменьшаются, если зубцы, находящиеся в заце-
плении, фактически принимают участие в передаче давления, что, однако, имеет
место лишь при самой тщательной обработке и при хорошей приработке колес. На фиг. 1893 внизу построена диаграмма для эвольвентного зацепления (фиг. 1846) при степени перекрытия е = 2 для произвольного сечения ножки зубца, например, для сечения, определяемого радиусом /?0. Для этого рабочий отрезок линии зацепления АВ был снесен на основную окружность, а с нее радиальными линиями на окружность радиуса /?0. Чтобы получить длины плеч, на которые действует давление зубца, из точек пересечения
круга /?0 Г, Z, 3' на линию зацепле-. ния опущены перпендикуляры. Но плечи пропорциональны изгибающим моментам, так как давление на зубец при эвольвентном зацеплений постоянно, если пренебречь трением в зубцах. Если поэтому длины перпендикуляров отложить на продолжениях радиусов, то полученная линия CD представит диаграмму нагрузок на зубец в разных положениях последнего при_условии, что соседний зубец в зацепление не вступает. Если в зацеплении принимают
Фиг. 1893. Связь между степенью перекрытия и нагрузкой на зубец.
участие одновременно два зубца и каждый йз них передает половину полного
усилия, то нагрузка и напряжения умень-
шаются на половину согласно диаграмме EFGH в левой части чертежа, так как
площади моментов накладываются одна на другую.
При е = 1,5 эти площади перекрывают одна другую в меньшей степени, как это показывает верхняя часть чертежа^ временами, например, на участке JK н грузку несет лишь один зубец. Все же и при одновременном прилегании двух зубцов напряжения в материале будут значительно меньше, так как мы не получаем больших плеч.
Несмотря на это, размеры зубцов выбирают всегда такими, чтобы при неблагоприятных обстоятельствах один зубец мог безопасно брать всю нагрузку на себя.
2. Расчет зубцов по удельному давлению (на смятие)
При высокой нагрузке боковых поверхностей зубцов получается разрушение этих поверхностей, которое подобно повреждениям в шариковых и роликовых подшипниках, происходящим вследствие слишком высокого удельного давления н выражающимся в обр зовании узкой канавки вдоль катящегося цилиндра. Последнее явление нужно, невидимому, обьяснить отсутствием скольжения и изменением направления давления на зубец (фиг. 1832). Часто это явление наблю аается лишь на одних концах зубцов, вероитно, вследствие допущения неточностей в профиле при изготовлен и или же всл едствие скручивания шестерни моментом кручения. Часто оно ииеет в еменный характер, и в процессе работы бокогые поверхности зубцов становятся снова гладкими. Представление о численной велич pie напряжений можно полечить, если рассмааривать боковые поверхности зубцов
523
как две цилиндрических поверхности, радиусы кривизны которых в полюсе зацепления определяются равенствами (фиг. 1894).
P1 = F1O = /?1cosp и р2 = f2O =/?2 cos р,
н определить удельное напряжение при помощи формулы (476) по давлению Р на зубец:
/.____Р_
° *:2?’
Здесь р представляет средний радиус кривизны боковых профилей в полюсе заце-111
пления и определяется по р( и ра при помощи формулы — = -zt —, причем знак 4-Р Pt Ра
относится к наружному, а знак — к внутреннему зацеплению, а коэфициент удельного давления k0 зависит от временного сопротивления и коэфициента упругости материалов совместно работающих зубцов, в особенности от этих значений для более упругого материала. Таким образом имеем:
Фиг. 1894. К расчету профиля зубца на удельное дапление.
° 2 -^.cosfjUj ~ Pj-
Если в формулу ввести
р___ U ____ k b • t _k • b • - т
sin p ~ sin p sin p
и JTJ __________________ J * Ш , n __ Ш
К1 — 2 ’ ^*2 = 9 ’
TO , ______________________2 • it • A /1 | 1 \
0— sin2p z.J ’
Можно видеть, что удельное давление зависит от коэфи-цнента k и от величин, обратных числам зубцов, а именно, к 1 главным образом, от соответствующего значения — у малого
я
колеса, так как угол р обычно колеблется лишь в узких преде-
1 1
лах и так как почти всегда значительно меньше, чем —.
za z,
Это становится также очевидным, если ввести в рассмотрение передаточное число и = —причем мы будем иметь za
, __ 2 • ~ k 1 rt и
0— sin2p xj
Так как передаточное число в большинстве случаев задается, то величину удельного давления можно регулировать лишь изменяя коэфициент k и число зубцов г, малого колеса. Указание надежных значений для k0, ввиду отсутствия в настоящее время достаточного опыта, еще невозможно.
Если при передаточном числе к = — и передаче мощности N при п1 об/мин пл
желательно сохранить определенные значения удельного давления k0 и коэфи-. k
циента «, то отношение -t- определяет число зубцов на малом колесе: ,
«о
9 . к h
= .(567а)
sin 2 р я0 ' - '
524
Затем или выбирают шаг / = w-zn и по нему определяют диаметр шестерни 2?! = Zj • т или, наоборот, принимают определенное значение диаметра шестерни, по которому определяется шаг зацепления t = r. • У1. Наконец, по окружному уси-лию U, пользуясь формулой (554), определяют ширину зубца
3. Расчет зубчатой передачи на нагревание
У непрерывно работающих быстроходных передач нагревание зубчатых крлес происходит за счет работы трения. К теплоте, получающейся от трения в зубцах, добавляется еще часть теплоты, развивающейся за счет трения в подшипниках, причем эта часть иногда больше части, получающейся от трения в зубцах. Как и в подшипниках, после известного промежутка времени устанавливается стационарное состояние равновесия при некоторой определенной температуре, при котором развивается такое же количество теплоты, какое отдается наружу за то же время. Конечно, Для правильной работы решающим фактором является состояние малого колеса, зубцы которого за одинаковый промежуток времени приходят в зацепление значительно чаще. Установившаяся температура масла не должна превосходить 70°.
Работа трения определяется произведением из давления Р на зубец и средней скорости скольжения боковых поверхностей зубцов. Последняя растет пропорционально относительной скорости катящегося цилиндра, т. е. пропорционально величинам ш1±гш2 или Для передач с наружным зацеплением нужно взять знак
для передач с внутренним знак —. Таким образом работа трения определяется произведением
или, так как угол зацепления а практически подвержен лишь незначительным колебаниям, она определяется произведением
Если последнее отнести к одному зубцу малого колеса (пусть оно имеет z, зубцов) и к одному сантиметру длины зубца, то получим величину
У (568)
служащую для сравнения разных передач. Если te/ известно по данным опыта в однородных передачах, то тем самым определяется минимальная ширина зубцов
« (569)
w' zt _ 7
Для больших судовых и турбинных передач (паровых) по справочнику „Hutte-(25-е нем. изд., II т., стр. 188) величина 15000, для передач'авиационных двигателей, которые хорошо смазываются и сильно охлаждаются снаружи током воздуха, допускается «/<30000.
Если тепло должно отводиться особой системой охлаждения, то производительность ее определяют по потерям на трение, пользуясь к. п. д. передачи ц, причем принимают, что должна отводиться вся работа трения, и получают
Q = А _ ^~^27Л/— = 0,176 (1 —q) • N кал, сек.- (570)
525
4. Допускаемая нагрузка на зубцы
Допускаемая нагрузка, характеризуемая коэфициентом k, выбирается, главным образом, в зависимости от трех факторов:
а) материала зубцов,
б) окружной скорости,
в) типа передачи и длительности работы.
а) Материал зубцов. Для применяемого в большинстве случаев чугуна обычно исходят из напряжения на изгиб, допускаемого при изменении силы от О до некоторой величины А,, = 300 кг1см'\ и соответственно беруг k = 0,06-^ до 0,07 • kb = от 18 до 21; эту величину при весьма благоприятных условиях работы, т. е. при весьма малой скорости, при работе без ударов, при действии полной нагрузки лишь в редких случаях и при обработанных зубцах, можно повысить до 24, а при одновременном применении чугуна с большим временным сопротивлением — до 30 (At = 430 кг1см?). В дальнейшем по предложению проф. Ните на за основной коэфициент нагрузки принято последнее из приведенных значений, именно Аи = 30. При определении коэфициента k при других обстоятельствах его нужно множить на коэфициенты Е2, Е3..., которые очень просто позволяют принять во внимание отдельные факторы, приведенные под рубриками от а) до в), так что будем иметь
А=А0-е1-е2-Е3. - . =зо.?1-ег-е8. (571)
Величина дает возможность определять коэфициенты нагрузки k, если как раз имеются налицо вышеупомянутые весьма благоприятные условия работы; его можно взять из табл. 150. В последнем столбце ее приведены соответствующие допускаемые напряжения на изгиб A?t=^^‘-. Хотя эти значения в сравнении с цифрами табл. 2 кажутся довольно высокими, нужно иметь в виду, что они в действительности достигаются лишь в редких случаях, так как обычно k от введения поправочных множителей Е3, учитывающих остальные условия работы, уменьшается.
.. „ . t 0,07 kb kb
Из вышеприведенной формулы следует что «,=—г—-=-г—Если ввести Aj = ^, где Къ обозначает временное сопротивление материала зубцов излому, а Таблица 150 •
Значения для 'Определения коэфицяентов нагрузки k зубчатых колес из различных материалов (значение для чугуна повышенной крепости принято за единицу)
>1
Чугун повышенной крепости ...... Обыкновенный чугун . Стальное литье в зависимости от качества Кованая мартеновская сталь Инст|ьумензальная сталь Нике, евая сталь, незакзленная Хромоникелевая сталь цементированная и шлифованная Хромоникелевая сталь цементированная и шлифованная в автомобильных н авиационных передачах (ц иг. 169В) Дельта-металл,' литой Дельта-металл, кованый Фосфорис1ая бронза , Машинная бронза "... Сыромятная кожа Сыромятная кожа при значительном умсньшспнн срока службы Бумажная масса Уника Силькурит Белый бук при толщине ножки в основании в О,СГ . . 1,0 0.8 1,8.. .2,5.. .(3) 2,8. ..3,3 3,3 3... 4 5... 9 8...12 2.4 2,7 1,7 1,3 0,5 до 1.0 0,5 1,0 0.25.. 0,33 430 кг[см'1 340 770...1100 ..(1300) 1200...1400 1400 1300...1700 2100...3900 3400. .5200 1000 1150 730 Ы'О 215 430 215 .•430 . . ПО... 140
526
© — запас прочности при нагрузке, колеблющейся от нуля до некоторой определен* ной величины, то будем иметь
1 15 © • •
При основном коэфициенте нагрузки Лс = 30, который для чугуна Ge 18.91 по нормам D1N 1691 относится к временному сопротивлению излому для случая прямоугольного сечения 7^ = 3060 кг/см?, поучается
Е — 1 450 © *
Для остальных материалов можно положить КЬ = Х- На основании этой формулы проф. Нитен дает следующие цифры, которые относятся к материалам (германского) стандартного качества
Материал кг > ,v- 1 r' 1 4
Чугун Се 18.91 1800 3060 6,8 1
Ge 1-1.9) - 1400 2380 6,8 0,8
Се 12.91 " 1200 2040 6,8 0,7
Стальное литье Stg 45.81 4500 (4500) 5,4 1,9
Stg 52.81 5200 (5200) 5,4 2,1
Stg 60.81 , 6000 (6000) 5,4 2,5
Кованая сталь St 42.11 4200 (4200) 4,2 2,2
St 50.11 . : 5000 (5000) 4,3 2.6
St 60.11 6000 (6000) 4,5. 3,0
Специальные сорта стали Специальные сорта бронзы, например, дельта-ме- 7000—9С00 (7000—9000) 4,0 4-5
талл, сплав 1, кованые 6000 (6000) 5 2,7
Например, предполагая весьма благоприятные условия работы, для литого стального колеса, работающего при весьма малой скорости, можно было бы вычислить шаг зацепления, пользуясь коэфициентом
k = kQ Е, = 30 (1,8... 2,5... (3)) = 54 ...75... (90).
б) В л и я н и е о к р у жно й скорости. Как уже указано раньше, при увеличении окружной скорости даже небольшие неточности в выполнении профиля зубцов и в шаге зацепления имеют большое значение и создают неспокойный ход, производя удары и шум. Указанные явления растут пропорционально квадрату скорости, как будет доказано ниже.
Из фиг. 1895; на которой ведущим принято верхнее колесо, ясно, что зацепление двух зубцов должно начаться на ножке ведущего и на головке ведомого зубцов в .точках А, если зубцы имеют эвольвентный профиль и точный шаг зацепления (пунктирные линии). Если же в шаге зацепления допущена неточность, величина которой равна х (сплошные линии), то вершина головки ведомого зубца встретится с боковой
поверхностью ведущего зубца уже не в прежней точке, а Фиг. 1895. Действие сце-в точке К. При этом передаточное число будет определяться пления вершин головок, точкой пересечения X перпендикуляра, восстановленного
>в точке К ведущего профиля, или же касательной JKX, проведенной через точку К к основному кругу. Угловая скорость <s>2', сообщаемая мгновенно, т. е.‘ с ударом,
527
ведомому колесу, равна
л-^х °2 =<и‘ М2Х
вместо устанавливающейся при правильном зацеплении
М. О о, = ш. • . == <о. • и
« М20
где и — передаточное число. Уже незначительные неточности в профиле 'зубцов вызывают весьма значительные изменения скорости и нарушение правильной работы, как это показывает сравнение х с ОХ.
Если (фиг. 1895) касание зубцов вследствие удара вообще не нарушается, то на участке КА окружности головок зацепление происходит лишь вершиной головки. Нормальное удельное' давление устанавливается лишь в точке А. Конечно, вершина головки при ударном и шабрящем характере зацепления легко вызывает повреждение ножки зубца совместно работающего колеса (подробности о влиянии неточностей профиля зубцов см. XXV, 2).
Если — момент инерции ведущего, a J2— момент инерции ведомого колеса
J, • “г2 передачи, то энергия, накопленная в ведущем колесе до удара , такая же, как
Л Л • ®.2 • _
и энергия ведомого — = —-—-------. От удара движение ведущего колеса замед-
ляется, а ведомого ускоряется; предполагая, что зубцы не перестают касаться
„ Г. If ff f
один другого, колеса принимают угловые скорости®, и ®2 = ®, • — = ®, • » ,
ТИ2 X которые определяются из равенства:
< • 4 + < • 4 = < Л < •«'4 = 4 « - “2); <
Поэтому энергия удара, получающаяся на ведущем колесе, равна:
я на ведомом:
9 Н") — £
~ (®," • и')3 — (“1 • W)3
Энергия удара растет пропорционально квадрату угловой, а следовательно, и окружной скорости; она может принимать довольно большие значения и при знакопеременной нагрузке может вызывать изменения направления давления, а также удары зубцов один по другому как с рабочей, так и нерабочей стороны. Смягчение такого рода ударов имеет тем большую практическую важность, чем значительнее рабочая скорость. Средствами для этого служат: тщательность обработки зубчатых колес на точно работающих станках, выбор для зубцов весьма упругого материала, уменьшение масс (уменьшение масс выгодно уже у одного лишь из совместно работающих колес и часто оно достаточно), постановка пружинящих промежуточных звеньев, применение надежных опор, образующих по возможности непосредственное соединение колес, а также правильная сборка передачи на достаточно жестких стенках или рамах. Прогибы и вибрация слишком слабых или слишком длинных валов, а также изнашивание подшипников, если их размеры выбраны слишком малыми, — все эти факторы вызывают такие же неправильности в зацеплении, как и только что рассмотренные нами, и могут значительно ухудшить ход зубчатой передачи.
На постепенном переходе давления с одного зубца на другой выгодно отзывается скругление углов головки у зубцов ведомого колеса, конечно, за счет уменьшения продолжительности зацепления, и применение косых или угловых (шевронных) зубцов, о чем будет сказано дальше. Даже при выполнении, всед этих условий остаются неизбежные неточности, влияние которых компенсируют созданием
528
на боковых поверхностях зубцов масляных подушек, что достигается введением в место зацепления вязкого масла.
Большое влияние на ход передачи имеет изнашивание зубцов и притом не только потому, что увеличивается боковой зазор, а также и по той причине, что изменение профиля зубцов сказывается на равномерности работы передачи. Этим объясняется прогрессирующий шум изношенных зубчатых колес. Изнашивание зависит от характера скольжения, и особенно от удельного давления на боковых поверхностях зубцов, которое получается меньше, если зубцы больше, и прочнее. Это обстоятельство является главнейшей причиной выбора для допускаемого напряжения на изгиб А, или коэфициента нагрузки А тем меньших значений, чем больше скорость. Далее, большая ширина зубцов выгодна потому, что удельное давление в месте касания зубцов (в предположении равномерного прилегания их) обратно пропорционально ширине зубцов, а большая продолжительность зацепления выгодна Что той причине, что усилие воспринимается несколькими зубцами и соответственно уменьшается удельное давление. Поэтому при больших скоростях берут и большие шаги зацепления, длины зубцов и число их, а с другой стороны, уменьшают передаточное число. ч
При расчетах влияние на k скорости учитывается введением коэфициента по фиг. 189 >а. Верхняя, сплошная кривая относится к хорошо обработанным, а нижняя, пунктирная
Фиг. 1895а. Коэфициент Э.
к необработанным зубцам. Эти кривые дают средние значения из многочисленных данных различных фирм и источников, причем координаты точек верхней кривой удовлетворяют приблизительно уравнению
£‘=Я^(571а>
для обработанных зубцов и уравнению
9
'J v-|-10’
для нербработанных зубцов, из которых формула (571а) может быть выведена из приведенной ниже формулы (573) путем деления на Ао = ЗО.
Например, для равномерно нагруженной спокойной передачи, при окружной скорости 5 м)сек и обработанных зубцах из обыкновенного чугуна, допускалось бы
k = k0 • Е, • Е» = 30 • 0,8 • 0,67 = 16,
а для необработанных стальных литых колес при спокойной работе и рабочей скорости 1,5 м>сек в зависимости от качества материала допускалось бы
А = 30 • (1,8... 2,5 ... (3)) • 0,78 = 42... 58... (70).
в) Влияние типа передачи и длительность работы. Само собой разумеется, что при расчете на прочность исходными данными являются наибольшие усилия. У передач с коротким временем разгона нельзя пренебрегать силами инерции. Если их точное определение невозможно, или если происходят удары, например в случае валков или при внезапном изменении направления вследствие наличия бокового зазора, то расчет можно сделать достаточно надежным, уменьшая обычно принятые значения k. Большое влияние имеет также и продолжительность работы. Оно проявляется, главным образом, в изнашивании и нагревании зубцов. 1
При редкой или часто прерываемой работе можно допускать более высокую
34 Ретшер, Детали матлп, т. И.
629
нагрузку, чем при непрерывной раооте, при которой представляет особую важность сохранение правильного зацепления и профиля зубцов. В эксплоаташ(и большое значение имеет содержание и особенно хорошая смазка колес, которая может значительно уменьшить трение, изнашивание и нагревание. Передачи, работающие в масле, можно нагружать сильнее, чем передачи, плохо смазываемые или, даже, подвергающиеся действий грязи и пыли, а также и ржавчины.
Например, расчет зубчатых колес ручных лебедок производится по одним окружным усилиям, так как в этом случае окружные скорости незначительны и ручные лебедки для длительной работы не применяются. Из-за возможности ударов при внезапном подвешивании груза и других случайностей шаг зацепления обычно менее 8 к не берут. Для ручных лебедок вполне пригодны литые колеса с необработанными зубцами. В случае же подъемных механизмов с приводом от электромотора нужно тщательно учитывать условия работы. Краны металлургических заводов, работающие продолжительное время под полной нагрузкой, часто в неблагоприятных условиях в отношении содержания, должны проектироваться так, чтобы напряжения в зубчатых колесах были значительно меньше, чем у колес подъемных механизмов заводских кранов обычного типа, которые работают с частыми перерывами и редко под полной нагрузкой. В обоих случаях следует иметь в виду, что зубчатые передачи при электромоторах имеют большие окружные скорости.
Здесь тщательная обработка, по крайней мере у быстроходных передач, необходима.
У подъемных механизмов условия работы могут быть учтены введением в расчетные • формулы коэфициента Ея (фиг. 1895b). Например, литое зубчатое колесо из стали с тл-соким временным сопротивлением для крана на металлургическом заводе, работающего почти постоянно при полной нагрузке и притом в тяжелых условиях, при окружной скорости 2м/сек, нужно рассчитывать, пользуясь величиной:
k = k0 - • ;2 - Е;( = 30 • 3 • 0,83 • 0,5 = 37.
Фиг. 1895b. Коэфициент ;3.
Характеристики, подобные данным на фиг. 1895b, действительны также и для других отраслей машиностроения, например> для станков; соответствующие примеры нам дают прессы, ножницы и штамповальные станки как легкой, так и тяжелой конструкции. Принимать во внимание возможные случаи ударов и периодических колебаний усилий между определенными пределами можно лишь на-глаз, причем важно предотвращать слишком быстрое изнашивание отдельных зубцов.
Как уже упомянуто, основной коэфициент kQ для чугуна повышенной крепости относится к тому случаю, когда нагрузка на зубцы колеблется в пределах от нуля до некоторой определенной величины. Это имеет место, например, у большинства передач для вертикального перемещения (в подъемных механизмах). Но те же величины обычно применяются также и при расчете передач для горизонтального перемещения и передач поворотного устройства, хотя в них нагрузка колеблется в пределах от некоторой отрицательной до такой же положительной величины. Эго основано на том, что опасность, возникающая при поломках зубцов в колесах этих передач, меньше, чем при поломках для вертикального перемещения. Там, где такие или подобные им соображения не имеют места, коэфициент нагрузки нужно брать меньше. Это может быть сделано путем введения еще одного коэфициента Е4. В большинстве случаев достаточно взять Е4 = 0,85; при особенно же неблагоприятных условиях доходят до коэфициента 0,5, рекомендуемого Вёлером. Часто встречается случай, когда зубцы во время работы нагружаются водном направлении несколько.раз и лишь затем направление изменяется, так что мы имеем промежуточный тип между периодически меняющейся нагрузкой от 0 до -f-P и нагрузкой от —Р до -J-P.
Наконец ослабление подрезанных зубцов можно учесть путем введения коэфициента Е5 по фиг. 1895с, на которой полого спускающиеся кривые начинаются при предельных числах зубцов 25 и 14 (стр. 498), Но так как согласно изложенному 530 1
на стр. 492—502, подрезки зубцов можно избежать, то коэфициент ;5 вводят в расчетные формулы для колес современных конструкций лишь в исключительных случаях.
Обычное подразделение колес на силовые и рабочие (из которых первые служат, главным образом, для передачи усилий при незначительных окружных скоростях, а вторые характеризуются передачей больших количеств механической работы при обычно высокой окружной скорости) недостаточно учитывает большое разнообразие условий работы. В каждом отдельном случае следовало бы при расчете зубчатых передач исходить из соображений, упомянутых выше.
Ниже мы даем еще ряд формул и специальных коэфициентов.
Фирма Штельценберг и К”, основываясь на одной формуле, данной Рело, и допуская в чугуне хорошего качества повышение напряжения при изгибе с 300 до 400 Kzjc.u?, принимает:
316 v -f-11 ’
по этой формуле с увеличением довательносТи
v = 0,25
k дли чугуна = 28
скорости значения k уменьшаются в такой после» 0,5 1 2 3 f 7 9 11 13 15
27,5 26 24 22,5 20 17,5 15,514,5 13 12
Фиг. 1895с. Коэфициент
Приблизительно к таким же величинам приводит формула, данная Дуббелем k = (573)
v-10 ' '
Формула, составленная Бахом для чугунных зубчатых колес, в общем случае имеет вид:
— aVn. (574)
Здесь можно рассматривать как коэфициент нагрузки, который, как и коэфициент а, зависит от качества чугуна и от состояния рабочих поверхностей зубцов. Но так как формула исходит из числа оборотов п, то она учитывает влияние окружной скорости неправильно и при высоких числах оборотов приводит к очень низким значениям k, а при п= I -^| даже к /г = 0. Штрибек для быстроходных колес е циклоидальным зацеплением составил формулу, которая исходит из величины работы трения, отнесенной к единице времени и площади, и вводит в расчет продолжительность зацепления, но приводит к сложным вычислениям (XXV,21).
. Для определенных областей применения мо5кет оказаться выгодным построить цЬ’.Значениям' k кривы . Фиг. 1896 и 1897 представляют коэфициёнты нагрузки дАй" общего машиностроения, выраженные в зависимости от скорости на на-
53!
чальной окружности, и одновременно дают представление об областях применения наиболее важных материалов, служащих для изготовления зубчатых колес. На фиг. 1896 приведены значения для непрерывной работы, причем верхние границы каждой области относятся к случаю, когда наибольшая нагрузка действует редко и передача используется слабо, а нижние — когда наибольшая нагрузка действует часто и работа носит форсированный характер. При составлении этих диаграмм учтены неблагоприятные условия работы необработанных зубцов (быстрое уменьшение коэфициента с увеличением скорости); из-за этого получается скачок кривых при окружной скорости (на начальной окружности) между 1,5 и 2,0 м/сек. Фиг. 1897 дает значения для постоянно работающих колес. Над диаграммой k помещена диаграмма для предельного передаточного числа и и кривые наименьшего числа зубцов z1 на малом колесе.
Фиг. 1898 дает высокие значения, обычно принятые в автостроении и определенные по тормозной мощности моторов при к. п. д. 0,95 в коробке скоростей и
Фиг. 1896. Коэфициенты нагрузки аубчатых колес при работе с перерывами.
Фиг. 1897. Коэфициент нагрузки зубчатых колес при непрерывной работе.
0,90 на ведущих осях. Значения, обозначенные кружками и расположенные преимущественно в правой части фигуры, относятся к передачам авиационных двигателей и заимствованы из таблицы в журнале VD1 1920, стр. 318. Точки, обозначенные буквой k, относятся к коническим колесам, причем величина скорости определена на средней начальной окружности. Хотя отдельные значения, особенно при незначительных скоростях, расходятся довольно сильно, все же если исключить из рассмотрения группу очень высоких значений, то и здесь значения коэфициентов с увеличением скорости на начальной окружности падают. На диаграмме начерчены еще линии, уравнения которых имеют вид:
* = *.^ = 30.8.^ , 30.12.^55:
между этими линиями лежит большая часть точек, так что для передач в автомобилях и авиационных двигателях можно принять Ej —от 8 до 12. Высшие значения, конечно, допустимы лишь при применении высококачественных материалов, отожженной (улучшенной) и закаленной никелевой и хромоникелевой стали с высокими пределами текучести, при условии тщательного выполнения и профилирования зацепления' без подрезки. Так; по журналу „Stahl und Eisen", 1913, стр.'1909, фирма Даймлер в Ковентри для цилиндрических колес диференциала автобусов 532
применяет хромоникелевую сталь, которая до закалки имеет предел текучести от 6980 до 7450 кг/см2 и временное сопротивление разрыву от 8850 до 9300 кг/см2 при удлинении от 23 до 26%, а после закалки — предел текучести 15 800 кг/см? и временное сопротивление 16750 кг/см? при удлинении 12—15% (см. также табл. 27 в 1 т.).
В случае сменных зубчатых колес, вращающихся со значительной скоростью, обычно берут не менее 12 зубцов на малом колесе и передаточное число не более 1:3, в приводном же механизме задних осей иногда встречаются отступления от обычно принятых передаточных чисел, например, в конических передачах берут 8 зубцов на малом и 50 и более зубцов на большом колесе; конечно, при этом напряжения в материале не должны быть значительными. При высоких нагрузках сильное изнашивание зубцов неизбежно; соответствующее изменение срока службы передачи компенсируется малым весом ее частей.
Различие в значениях временного сопротивления материалов зубчатых колес передачи можно учесть следующим образом. Если допускаемые напряжения на изгиб
Фиг. 1898. Коэфициент нагрузки в передачах у автомобилей и самолетов.
принять равными kt и kb , то необходимые толщины а и а2 ножек зубцов в опасном сечении по стр. 521 получатся из формул:
6-U-l 6-U-1
b-а* И 12 ~ b-а/ *
Путем деления получаем:
4 я12_____________________%
т. е. квадраты толщин ножек зубцов в основании их должны быть обратно пропорциональными допускаемым напряжениям на изгиб. Приблизительно такое же соотношение будем иметь также и для толщин зубцов и $2 на начальных окружностях, так что, например, для деревянных с kbl =120 при совместной работе с чугунными (kt2 = 350 кг/см?) имеем ___
' ^ = 1Л —=1 71
s.2 V 120 ’
Так как при отсутствии в зубцах зазора s2 -|- s2 = t, то толщина зубцов чугунного колеса получается равной $2 = 0,37/, а толщина деревянных зубцов = 0,63г*; последней размер хорошо совпадает с употребляемым на практике размером $j = 0,6/, который обычно берут при малом боковом зазоре *.
' 11 Автор нигде ясно пе указывает, как же определять шаг в том случае, если зубцы обоих колес сйегояТ!Из: ф.аз:Яо^®;.м а т ер и а л а. Так, например, -он говорит, что деревянный зубец делается'толще, чем полшагд. Чугунный же зубец остается с нормальной толщийой. Стало быть, шаг увеличится? — спросит читатель? Да, увеличится, но как его найти, автор ясно не говорит, хотя это очень просто. Поэтому придется прочитать об этом, например, в курсах Боборыкова или Сидорова. Прим. ред.
533
При применении обычных профилей- зацепления на различие материала в большинстве случаев внимания не обращают; это объясняется тем, что для нарезания зубцов ненормальной толщины даже при обработке пары совместно работающих колес требовались бы две фрезы вместо одной.
Н. КОНСТРУКЦИЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И РАСЧЕТ ОТДЕЛЬНЫХ ЧАСТЕЙ ИХ
Колеса с очень небольшим числом зубцов или, что то же, с начальными цилиндрами малого диаметра изготовляются вместе с валом из одного куска материала, большей частью путем фрезерования. Но если возможно, колеса от валов отделяют, ибо это допускает применение различных материалов и облегчает обработку обеих частей. Небольшие зубчатые колеса делают одинаковой толщины во всех местах, а большие делают с втулкой, с ободом и с сплошным диском или с несколькими спицами. В случае литых колес следует обращать особенное внимание на изложенные в гл. 3, разд. III, Б правила для уменьшения коробления, внутренних напряжений и усадочных раковин путем возможно более равномерного охлаждения, устранения скопления в одном месте большого количества материала и применения постепенных переходов; если нужно, то внутренние напряжения следует уменьшать путем разбивки колеса на части, т. е. делать их разъемными.
Втулка служит для передачи крутящего момента от колеса к валу, и наоборот. Так как при заколачивании шпонки последняя стремится втулку разорвать, то втулка должна быть достаточно прочной. Толщину втулки в случае применения чугуна можно взять
8 = O,4d--|-l см , (575)
или, при ненормальном диаметре вала, по Баху
Фиг. 1899. Усиление малого колеса круговыми приливами. Защита го-
8 = ОТ Afd' "И -у) + 1 см до 4” * С1Л'
где d—диаметр отверстия во втулке,
ловки шпонки.
d'— диаметр вала, необходимый по расчету для передачи момента U • R и полу-
чающийся по формуле
-J- .kA-d’* = U-R. О
В случае литых стальных колес встречаются втулки меньшей толщины до о = 0,3 d.
Если в случае малых колес толщина стенки втулки получается слишком незначительной, то по фиг. 1899 усиление стенки может быть достигнуто при помощц круговых приливов по ободу колеса, от чего, конечно, соответственно усложняется обрабстса зубцов; точно так же и длина зубцов, вследствие неизбежных неточностей в профиле зубцов вблизи приливов, должна быть сделана больше, чем у совместно работающего колеса.
Для того чтобы колесо хорошо сидело на валу й имело хороший ход, длина втулки L должна быть возможно больше; в случае нормальных валов она должна составлять по меньшей мере 1,2—1,5 d. Чтобы получить экономию в обработке, в средней части длинных втулок можно делать выемки (фиг. 1998).
Очень важно, чтобы колеса тщательно крепились на валах и притом тем тщательнее, чем больше рабочая скорость колеса. Конечно, всегда предполагается, что отверстие втулки хорошо центрировано и что ось его перпендикулярна к плоскости колеса, так как иначе зубцы будут работать лишь своими углами, иметь шумный ход и срабатываться неравномерно. Если колеса должны сидеть на валу постоянно, или же, как в случае трамвайных моторов, лишь в редких случаях подлежат замене только после срабатывания, то для насаживания на вал цельных колес применяют глухую посадку, Напряженная посадка достаточна для насаживания зубчатых колёс на рабочие шпиндели токарных станков и
534
для колес нортоновеких коробок, которые часто приходится ставить па место и снимать. Посадка движения применяется для подвижных колес в приводных механизмах и коробках скоростей станков и автомобилей. Для передачи усилий от вала колесам и наоборот служат шпонки; в автомобилях применяются квадратные валы (фиг. 1912), многошпоночные насадки и т. п. Призматические шпонки не позволяют производить затяжку соединения и не предохраняют его от боковых смещений, ио они необходимы для выключаемых и переключаемых колес, какие применяются в передачах, служащих для изменения скорости или направления вращения, в лебедках и т. д. Длинные призматические шпонки „должны крепиться в своих гнездах особыми винтами или должны быть расчеканены в своих дорожках. Затяжные шпонки, как показывает самое название, допускают затяжку скреплений, но при неправильном заколачивании колеса могут получить недопустимое перекашивание. Для возможности заколачивания шпоиок, если только оно производится не с конца вала, нужно предусматривать дорожки достаточной длины, для вынимания же нужно снабжать шпонки головками или же делать дорожки сквозными. При передаче значительных, в особенности переменных усилий, рекомендуется применение тангенциальных шпонок (фиг. 1998), закладываемых в утолщении на валу. Хорошо центрированные скрепления зубчатых колес
Фиг. 1900. Малое зубчатое колесо из сыромятной Фиг. 1901. Малое зубчатое колесо кожи с конусным валом. из сыромятной кожи с конусной
зажимной втулкой с прорезом.
с валом показаны на фиг. 1900 и 1901; в этих скреплениях конусы служат для центрирования, а шпонки для передачи усилий. На фиг. 1900 вал сам обточен на конус, а на фиг. 1901 между валом и колесом поставлена коническая зажимная втулка, снабженная прорезом, которая упирается в небольшие заплечики вала и на которой колесо затягивается винтом. В этих конструкциях все винты должны быть хорошо закреплены замками.
Толщина обода колеса может быть принята равной 0,5—0,6Л Лишь при большом расстоянии -между спицами, в зависимости от профиля сечения их, в средней части или с краев делают ребра для жесткости (рифты) (фиг. 1902), так как обод под действием радиальной составляющей давления на зубец работает на изгиб (фиг. 1903). Если модель колеса приходится вынимать из формы в радиальном направлении, то поверхностям обода, втулки и спиц выгодно давать небольшой уклон, примерно 1:20.
В случае небольших колес втулка н обод соединяются при помощи диска, в большинстве случаев с несколькими отверстиями (фиг. 1913), которые служат для закрепления колеса при обработке на станке, в случае же больших колес обод и втулка соединяются спицами. Если колеса цельные, то число спиц можно взять по формуле
если же колеса разъемные, то по формуле
8 ' где диаметр D выражен в мм.
(577)
(578),
535
Если положить t = 3, 4, 5 и 6 для неразъемных и 4, 6 и 8 для разъемных колес, то получаются следующие предельные значения диаметра для различного числа спиц:
3 спицы 4 спицы 5 спиц 6 спиц 8 спиц
у неразъемных колес .... до 600 600—900 990—1480 1480-2400мм
„ разъемных . .... до 1600 1600—3100 3100—5100 мм
Для возможности постановки колеса на вал или для возможности перевозки может оказаться необходимым сделать колесо разъемным. В этом случае целесообразнее всего совмещать плоскость разъема со средней плоскостью спицы, так как соединения обода (фиг. 1902 и 1903) вызывают дополнительные напряжения на изгиб, обусловливаемые центробежной силой во время вращения, а часто даже затяжкой болтов, особенно при неудачной конструкции, как на фиг. 1903. Наиболее употребительные формы сечения спиц представлены на фиг. 1904—1909к Они расположены в последо'вательности, соответствующей переходу от более легких к более
Фиг. 1903. Нерациональное соединение обода, так как в случае неправильного затягивания болта обод будет напряжен на изгиб.
Фиг. 1902. Соединение об'ода.
Фиг. 1904—1909. Наиболее употребительные формы сечення спиц.
Фиг. 1910. К расчету спиц.
тяжелым колесам и характеризующейся увеличением прочности. По направлению к ободу спицы сужают на конус, примерно в отношении от 4:5 до 3:4. При предварительном определении толщины сечения спиц можно исходить из толщины обода.
Спицы работают, главным образом, на изгиб (фиг. 1910), обусловленный действием окружного усилия U на плече у\ при большой скорости вращения следует также принять во внимание центробежную силу, вызывающую растягивающие напряжения. При числе спиц более четырех считают, что в передаче момента U-y принимает участие четвертая часть их, т. е. полагают
Mb = U-y = ~ -kb- W, (579}
где IT" обозначает момент сопротивления поперечного сечения спицы.
При четырех или меньшем числе спиц каждая из них должна иметь в сечении размеры, достаточные для воспринятия всего момента. При предварительном определении момента сопротивления достаточно ввести в расчет лишь заштрихованные на фиг. 1904—1909 площади; пренебрегая, следовательно, стенками, лежащими вблизи нейтральных волокон. Сечения, эксцентричные по отношению к плоскости 536
колеса, как на фнг. 1906, невыгодны ввиду одновременной работы спицы на кручение.
У малых колес длину зубцов иногда делают на несколько миллиметров больше, чем у больших. От этого зубцы малых колес, работающие в менее выгодных условиях, делаются несколько более прочными, и влияние небольших неточностей, получающихся при сборке и не всегда устранимых, несколько уменьшается. Увеличение длины зубцов малого колеса допускает, например, игру якоря
у электромоторов в .осевом направлении, если малое колесо закрепить на конце вала. Но если положение колес передачи, например, в коробке, в осевом направлении фиксировано жестко, то во избежание образования заусенцев лучше применять колеса с зубцами одинаковой дли-ны. При этом в случае зубчатой передачи электромотора обеспечение игры якоря в осевом направлении достигается
включением между мотором И зубчатым Фиг- 1911. Предохранительное ограждение, колесом упругой муфты. Ввиду опасности захватывания платья людей в зубчатых передачах так же, как и во всех движущихся частях машин, нужно избегать применения выступающих болтов, шпонок и т. д. или же их нужно тщательно закрывать (фиг. 1899 и 1911). Незащищенные
Фнг. 1912. Автомобильная коробка скоростей.
головки шпонок уже неоднократно были 'причиной тяжелых несчастных случаев, за которые в данном случае может стать ответственным конструктор. Если возможность попадания рук или платья между зубцами сцепляющихся колес не исключена, то колеса следует оградить, например, поместить цх в закрытую коробку или, по крайней мере, прикрыть колеса щитками с обеих сторон места зацепления (фиг. 1911), если само положение их не дает известных гарантий безопасности. Коробки начинают применяться все чаще и чаще для передач с изменением направления вращения (реверсивные передачи) и тому подобных конструкций с большим числом зубчатых колес, применяемых в станках, автомобилях, лебедках и т. д. (фиг. 1912). Колеса в таких коробках предохраняются также от пыли и грязи, причем одновременно получается и хорошее смазывание их, если наполнить коробку густой смазкой или маслом. Большего внимания заслуживает смазка
537
быстроходных передач, в которых применение масла имеет целью не только уменьшение трения и изнашивания, но также и смягчение ударов и заглушение ш ма, почему смазка и впрыскивается непосредственно перед местом зацепления (фиг. 1930а). При этом, благодаря свойству образовывать весьма стойкие, по отно-ш.нию к действию механических сил, пленки, допускающие использование режима жидкого трения, лучше всего зарекомендовала себя смазка из касторового масла в смеси с хлопьевидным графитом.
Фиг. 1900 и 1901 показывают шестерни из сыромятной кожи, состоящие из отдельных, насаженных на втулку и спрессованных болтами или заклепками дисков, в которых выфрезерованы зубцы. Боковые диски во избежание отслаивания внешних кожаных дисков снабжаются более узкими зубцзми и для сохранения взаимного расположения соединяются штифтами, назначение которых предотвращать скручивание шестерни. Ни в коем случае не следует насаживать кожа
ные диски непосредственно на вал, так как < с оправки после обработки на фрезерном
корооились бы уже при снимании станке, еще больше от влажности и изменений температуры, а также от значительных давлений на плоскостях прилегания шпонок.
Фиг. 1913 показывает колесо со вставными зубцами из белого бука, которые, ввиду меньшей крепости дерева, сделаны толщиной 24/40L Эти „гребни" вбиваются * сильными ударами молотка в конические отверстия в ободе колеса, закрепляются в них при помощи клиньев, шплинтов и т.п. (на чертеже показано несколько способов такого закрепления) и затем подвергаются то ной обработке. Для тою чтобы возможные неточности в разметке обода или пороки не ослабили ножек зубцов, головки их делают несколько выступающими, но
Фиг. 1913. Зубчатая передача со вставными деревянными конечно, В основание расчета на проч-зубдами в большом колесе. ность нужно положить размеры се-
' чения зубцов в месте их зажима.
В осевом' направлении чугунные зубцы делаются длиннее, чтобы предотвратить в деревянных зубцах образование уступов во время работы передачи. Число зубцов рациональнее брагь кратным числу спиц, чтобы конструкцию стыка спицы с ободом можно было сделать всюду одинаковой. Оедует всегда обращать внимание на возможность выколачивания шпонок, шплинтов и зубцов.
Колесо с плоскостью разъема по спицам показано на фиг. 1998 (к нему относится пример 10). Цельные спицы имеют двутавровое сечение; остальные состоят из двух М-образных половин, прилегающих одна к другой широкими сторонами сечения. При этом в большинстве случаев плоскость разъема получается путем "разбивания колеса, чтобы правильное расположение зубцов, какое мы имеем на модели или же достигаем при помощи формовочной машины, получить снова при сборке колеса. В данном случае разъем получают, вкладывая в форму железные пластинки, обмазанные глиной, в которых делают шесть отверстий для приливов в местах пропуска болтов. Изгибающие моменты от затяжки болтов весьма незначительны, так как усилия, создаваемые затяжкою болтон, воспринимаются непосредственно поверхностями разъема и болты ставятся возможно ближе к ободу колеса и ко втулке, стягиваемой двумя котьцами в горячем состоянии. По расчету, проделанному в примере 10, каждая из половин составных спиц имеет такой же момент сопротивления, как и остальные спицы, следовательно, их высоту нужно взять больше. Колесо крепится на валу при помощи тангенциальных шпонок.
Фиг. 1912 показывает кррббку скоростей автомобиля, имеющую четыре Ско
538
рости для переднего хода и одну для обратного. Все колеса сидят на трех валах. Вал А сцеплен с двигателем и при помощи цилиндрического колеса а приводит в движение передаточный вал В. Вал С передает энергию, развиваемую двига елем, колесам автомобиля. Все три вала имеют радиальные и упорные шлвдковые подшипники, которые установлены в отверстиях 7—5, но для нагляд-но^ чертежа на нем опущены. Правый конец вала С в месте, обозначенном цифрой 2, при помощи шарикового подшипника упирается во втулку колеса а.
В начерченном положении передача установлена на холостой ход; двигатель вращает лишь передаточный вал В. Различные скорости получаются путем передвигания колес с, е и g на квадратном валу С (шпонки оказались в авп строении недостаточно прочными). Если тягу 5, подвинуть вправо, то кулаки К входят в выемки колеса с, сцепляют валы А и С и приводят вал С во вращение-с полным числом оборотов п0 двигателя. При передвижении 5, влево включаются пары колес а, b и с, число оборотов уменьшается до п0 , если теми же буквами
обозначить одновременно и /числа зубцов на соответствующих колесах. Аналогичным образом при помощи тяги 52 можно получить две других скорости a f ah '
n0и По - -г- • —. Обратный ход мы получаем, передвинув при помощи
тяги S3 колесо i настолько, чтобы оно одновременно сцепилось с g и h. Чтобы избежать поломки зубцов, тяги должны передвигаться не одновременно, а каждая
в отдельности, т. е. во время включения одного колеса остальные тяги должны быть надежно закреплены. Из условия, что перед включением новой скорости и при холостом ходе колеса с, е и g в зацеплении находиться не должны, определяются расстояния между отдельными колесами и тем самым размеры всей коробки. В настоящей передаче типа „скользящих колес* переключение скоростей достигается путем передвижения зубчатых колес в осевом направлении; для облегчения сцепления встречные кромки тщательно закругляются и скашиваются. Реже пользуются механизмами для включения в радиальном направлении (такое включение было бы возможно, например, у колеса i обратного хода), так как при этом сцепление зубцов начинается с углов головок, что невыгодно, и усилия в механизме включения получаются больше. Вся передача заключена в герметически закрытую коробку, которая предохраняет зубчатые колеса от пыли и грязи, и для смазывания рабочих поверхностей зубцов наполняется жиром или густым маслом.
Для того чтобы зубчатые колеса в работе не били, изготовление квадратных валов и обработка отверстий во втулках зубчатых колес должны производиться весьма тщательно. Валы фрезеруют на центрах, соблюдая строгую симметричность; у зубчатых колес сперва обрабатываются отверстия втулок и затем дернованием доводят размеры отверстий до требуемых. Лишь после этого нарезают зубцы, зажимая колеса на оправке, ось которой точно совпадает с осью вала. ч
О. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА СО СТУПЕНЧАТЫМИ, КОСЫМИ, УГЛОВЫМИ (ШЕВРОННЫМИ) И КРИВОЛИНЕЙНЫМИ ЗУБЦАМИ
Передачу давления от одного зубца другому можно по фиг. 1914 сделать постепенной при помощи ступенчатых зубцов, которые получаются путем разрезания цилиндрическою колеса на две или, в исключительных случаях, на большее число частей и в<аимного смещения этих частей. Но на практике такие колеса, зубцы которых при неточности разметки воспринимают окружное усилие на ши ине лишь одной ступени, применяются редко. Они почти совсем вытеснены колесами с косым-li и угловыми (шевронными) зубцами (фиг. 1915 и 1916), которые осуществляют переход давления с одного зубца на другой еще надежнее и еще плавнее. Конечно, косые зубцы обладают тем недостатком, что они производят осевое давление, которое требует принятия особых мер против сдвига колее или несущих их валов. Поэтому их применение ограничивается легкими передачами, угловые же зубцы, не обладающие указанным недостатком, представляют большие трудности при обработке.
539
В данном случае исключительное применение находит лишь эвольвентное зацепление; причем образование совместно работающих боковых поверхностей зубцов можно представить себе просто, пользуясь лентой, натянутой между основными цилиндрами (фиг. 1917). Прямые а—Ь, наклоненные под углом 7' к краям ленты, образуют на основных цилиндрах винтовые линии, к которы|йи примыкают ножки зубцов. При сматывании ленты эти линии, проходящие в вдрЬм положении, описывают боковые поверхности зубцов . одного и одновременно
при наматывании ленты на другой основной цилиндр, они описывают боковые поверхности зубцов другого колеса.
Фиг. 1914. Колесо со ступенчатыми Фиг. 1915. Колесо зубцами. с косыми зубцами.
Фиг. 1916. Шевронное зацепление.
правая, а на другом левая винтовые поверхности.
Фиг. 1917. Образование профилей косых зубцов вдоль ленты, сматываемой с основного цилиндра.
как и в цилин-модуле окруж-равным об ра-
На одном колесе получается
Плоскости, перпендикулярные к осям колес, пересекают ленту по прямым, касательным к основным кругам; точки этих прямых при движении ленты описывают обыкновенные эвольвенты. Таким образом определение про-, филя зубцов в этих плоскостях сводится к применению законов, установленных для прямых зубцов; следовательно, определение диаметра и шага у необработанных колес производится так же, случае обыкновенных дрических колес. Прц т диаметр начальной' ности D получается т • г. Если же зубцы батываются, то, как показано ниже, нужно исходить из профилей инструмента, которым зубцы нарезаются.
Можно также представить себе, что образование зубцов происходит вследствие сдвига профиля зубца, начерченного на торцевой поверхности, вдоль винтовой линии. Угол f наклона винтовой поверхности (фиг. 1918), измеряемый на начальном цилиндре, обычно берут большим, от 85 до 70°, чтобы не допустить чрезмерного увеличения осевого давления U• ctg 7. Торцевые поверхности зубцов смещены одна относительно другой на дугу начальной окружности tQ = = b • ctg 7, называемую подъемом. Между углом 7' на ленте и углом 7 на начальном цилиндре имеет место соотношение
1?7 = Ж
s 1 sin 3
54Q
. Лента образует плоскость зацепления. Вдоль косых линий, образующих боковые поверхности зубцов, происходит касание зубцов во время зацепления. И цилиндры выступов ограничивают на ленте рабочий участок плоскости зацепления А' А" В’' В' (фиг. 1917). При направлении вращения, указанном стрелкой, зацепление на нижнем колесе начинается в А', т. е. лишь в одной точке; затем соприкосновение зубцов постепенно распространяется на большую длину. Но когда переднее ребро зубца в В’ из зацепления выходит, то части, лежащие сзади, еще продолжают находиться в зацеплении до тех пор, пока вершина зубца на задней торцевой поверхности не попадет в В". Поэтому продолжительность зацепления у косых зубцов значительно увеличивается в соответствии с величиной подъема. Ее увеличение составляет
Фиг. 1918. Обозначения и соотношения сил в колесе с косыми зубцами.
Яряяые зубцы
Ступенчатые зубцы
у Шевронные \ зубцы
sinP+Z|1. (580)
где обозначает дугу зацепления, ко-
торая относится к профилю зубца на передней торцевой поверхности. Если t0 < w, , то боковые поверхности двух совместно работающих зубцов будут некоторое время касаться по всей длине Ь, вообще же если > w0. они касаться на всей ширине не будут. Плавное зацепление и большая продолжительность зацепления служат причиной того, что ход колес с косыми зубцами особенно спокоен,— главное преимущество их перед колесами с прямыми зубцами. Во избежание возможной встречи зубцов своими вершинами, боковые поверхности у головки зубца, особенно в том месте, где начинается зацепление, несколько загибают назад. Это допустимо, потому что при достаточно большом подъеме передача обеспечивается уже зацеплением изначальном цилиндре. Если выполнено условие /0>/, то тем" самым обеспечивается непрерывное зацепление. Кроме того, высоту зубцов можно уменьшить, а именно высоту головки примерно до 0,8 т, высоту ножки до lw, благодаря чему уменьшается скольжение и изнашивание зубцов, уменьшается подрезывание ножек и повышается к. п. д.
Возможность изготовления сменных колес, сцепляющихся одно с другим в любой комбинации, исключается, так как колесо, зубцы которого нарезаны вправо, должно всегда работать совместно с колесом, зубцы которого нарезаны влево.
. На стр. 497 при рассмотрении зацепления с прямыми зубцами мы, пользуясь процессом ка
тания при работе зацепления или при нарезании зубцов по способу обкатки, свели его к реечному или плоскому. Аналогично можно поступить и при рассмотрении врпроса об образовании косых, угловых и криволинейных зубцов.
Это плоское зацепление характеризуется в плане линиями пересечения боковых поверхностей зубцов с начальной или производящей плоскостью, а в продольном сечении или в сечении плоскостью, перпендикулярной к этим линиям пересечения, характеризуется профилем зубцов (фиг. 1919—1923). У колес с косыми и угловыми зубцами (фиг. 1921 и 1922) следует отличать окружной шаг^
Фиг. 1919 — 1923. Цилиндрические зубчатые зацепления приведенные к реечным.
541
от нормального ^„измеряемого в направлении, перпендикулярном к линиям пересечения боковых поверхностей зубцов с начальной плоскостью. - '
Нормальный шаг и является основной величиной, из которой исходят при обработке зубцов. Если, например, применяются фрезы, соответствующие нормальному шагу (фиг. 1924), то при угле наклона производящей, равном р, плоскость зацепления получает наклон
tg₽' = tg₽ • siny = ctga • siny. (581)
Здесь а представляет половину угла наклона между сторонами, образующими про-
филь зубцов рейки (фнг. 1921). Плоскость зацепления в данном случае проходит круче, чем у зацепления с прямыми зуб-/ \ - цами, нарезанными той же фрезой, если
расстояние между осями колес в собранных передачах одинаково По стр. 492 и фиг. 1852 с этим-связано уменьшение подрезывания ножек, которое, при нормальной высоте головки при 0=75° и Y=60° получается лишь при 21, а при 7=45° — при 12 зубцах.
Шаг зацепления определяется по ве-U
личине усилия ——, действующего по направлению, перпендикулярному к боковой поверхности зубцов или к винтовой линии. Если b — ширина обода колеса, t — окружной шаг, то формула (^55) переходит соответственно в
U и b i •
sin? sin т
или
U=k-b-tb-tn, (582)
где через tn обозначен нормальный шаг. Коэфициент k можно взять на 25 — 50% больше, чем в случае прямых зуб-
Фиг. 1924. Фрезерование косых зубцов фасонной фрезой.
цов, ввиду того, что продолжительность зацепления больше, ход спокойнее и среднее плечо, на котором приложено давление, действующее на зубец, вследствие наклонного положения линии касания меньше.
При формовке, для вытаскивания модели впадины вдоль боковых поверхностей приходится передвигать модель по винтовой линии, для чего требуется соответствующее специальное приспособление к формовочной машине.
Обработка косых зубцов прои«водится при помощи дисковых или червячных фрез, или путем строгания, долбления, реже —при помощи торцевых фрез. Так как форма режущего инструмента определяется профилем сечения впадины между зубцами плоскостью, перпендикулярной к линии пересечения боковой поверхности зубцов с начальной окружностью или к винтовой линии на последней, то при обработке зубцов исходят нз величины нормального шага tn и в соответствии с ним выбирают высоту головки и ножки, причем, конечно, для диаметров окружностей начальной и головок приходится брать дробные числа.
Если, например, через колесо с диаметром начальной окружности D и с г зубцами вести сечение АВ плоскостью, перпен «икулярной к оси впадины между зубцами (фиг. J924), то начальный цилиндр даст в пересечении эллипс с полуосями е~ о опГ и f— • Если кривую в точке С заменить дугою круга радиуса
542
e* D
? f 2 sin3 7
то число зубцов, соответствующее нормальному шагу или
модулю т, было бы равно z' = - ——
в то время как на торцевой поверх-
„ , я • m
пости, которая определяет окружной шаг г,= , имело бы место соотноше-
ние D= Z‘ т-. Если из этих формул D исключить, то получим, что обработку sin
нужно производить модульной фрезой для числа зубцов z' = .
Пример 2. Для колеса с 24 зубцами, образующими угол у = 75° и нарезаемыми
фрезой с модулем 10, диаметр начальной окружности получается равным
„ z • т 24-10 п.о ._ D = —-----= _гО- = 248,47 мм,
sin 7 sin i&
высота головки—10 леи, следовательно, наружный диаметр равен 268,47 мм, а высота ножки получается равной 11,7 мм. Для обработки -пришлось бы воспользоваться модульной фрезой для
Фнг. 1925. Обработка косых зубцов посредством червячных фрез.
, ~z _ 24 _
Z sin3 7 0,9663 ’
зубцов. При применении комплекта из восьми номеров (стр. 515) нам пришлось бы взя ib фрезу для 26, а при применении комплекта из 15 номеров — фрезу для 25 зубцов. Рабочий участок плоскости зацепления образует с плоскостью, заключающей в себе осевые линии колес передачи, угол р' = 74°3и', который определяется из равенства
tg 0' = tg 0 • sin 7 = tg 75° • sin 75°.
Подача торцевых и дисковых фрез (фиг. 1924) производится по направлению, параллельному оси колеса со скоростью с, в то время как колесо должно вращаться с такой £
скоростью V, чтобы — = tg 7.
Червячные фрезы (фиг. 1925) с углом наклона должны стоять к плоскости колеса бод углом о'= 90°—7 — <р, чтобы направление средней винтовой линии совпало с направлением наклона зубцов. Угол S' должен быть небольшим и не превосходить 10°, чтобы уменьшить неточности профиля зубцов, которые выражаются в сдвиге боковых поверхностей головок зубцов к оси их; это, конечно, требует, чтобы'для колес с правой и с левой винтовыми линиями применялись разные фрезы. Колесо и фреза должны передвигаться таким образом, чтобы зубцы всегда сцеплялись друг с другом и чтобы одновременно подача производилась под углом 7. Если число заходов фрезы равно а, число зубцов на изготовляемом колесе г, то при пово-
роте фрезы на — часть полного поворота, колесо передвинулось бы на — оба раза z
или на величину шага. Вследствие образования зубцов по винтовой линии перестановка фрезы в направлении, параллельном оси колеса, которая пусть составляет
Ьй см при одном обороте зубчатого колеса, т. е. составляет — см при повороте ко-
леса на один зубец, требует дополнительного поворота колеса на
Л) 1
Т = ^^тсм
в данном случае винтовая линия определяется равенством ctg7 =
j. Этот попра-
543
вочный член положителен, если, как на фиг. 1925, зубцы колеса и червяка при вращении передвигаются в одном направлении, отрицателен — в-противоположном случае. Поэтому — оборотов фрезы соответствуют -^zt-^ctg-f оборотам колеса, а необходимое передаточное число будет:
1926. Шевронная зубчатая передача.
(1 , b0 \ a - z Z~ Z С “ 1 Z±/?0'CtgT'
Пример 3. Пусть нужно нарезать колеса с 30 и 60 зубцами, с модулем т = 8, углом наклона. 7 = 80° и диаметром начальной окружности dt— 150 мм.
Угол получается из tg -? = = °’0533; ? = з°з'
тс • af 150 и
о' = 90° — 7 — « = 90° — 80°—3°3' = 6С57:
Если подача за один оборот зубчатого колеса составляет = 0,1 см, то необходимое передаточное число, при праврхо-довой фрезе и направлениях подачи по фиг. 1925, для колеса с 30 зубцами будет
a-z _ 1 -30 _29,48 _295
l-]-^oCtg7 1-j-0,1 • ctg 80° 1 10’
Фиг. 1927. Фрезы для шевронных зубцов, приготовленные помощью торцовой фрезы.
а для колеса с 60 зубцами будет в два раза больше.
Осевое давление можно устранить путем нарезания на колесах двух, систем косых зубцов или же путем соединения двух колес с косыми зубцами, но с наклоном в разные стороны. При этом зубцы одного колеса должны плотно прилегать к зубцам другого, что требует большой тщательности при изготовлении колес. Иногда допускают, чтобы вал малого колеса имел в подшипниках такую игру в осевом направлении, которая давала бы возможность колесу устанавливаться автоматически в правильном положении. Фирма Вестингауз устанавливает шестерни в „качающейся раме", которая упирается в поршень, гидравлического цилиндра. Такая конструкция имеет целью компенсировать не только неточности изготовления и сборки, но и пружинение, деформацию кручения, а также удлинение вала вследствие повышения температуры. Если Зубцы соединить в одно целое,
то получатся колеса с угловыми (шевронными) зубцами (фиг. 1916), которые особенно пригодны для передачи весьма значительных усилий, особенно при вращении колес углами зубцов вперед. В случае колес с переменным направлением вращения применяют также S-образные искривленные зубцы. Зацепление угловых зубцов основано, конечно, на тех же принципах, что и зацепление косозубчатых колес.
При проектировании колес нужно обращать внимание на то, как колесо будет * изготовляться. Если зубцы оставляются необработанными, причем применяется машинная формовка, то йужно предусмотреть возможность вытаскивания модели впадин между зубцами в радиальном направлении. В этом случае подрезывание зубцов относительно линий, параллельных направлению вынимания модели впадины, недопустимо.
Чтобы обеспечить указанную возможность, часто угол между образующей
544
Фиг. 1928. Шевронйые зубцы конструкции завода зубчатых колес в Аугсбурге.
прямой и линией ценз ров берут меньше, именно берут р от 70 до 65г, а также уменьшают высоты головки и ножки, делая их равными соответственно около 0,8 и 1 т. Для угла подъема применяются значения от 70 до 55°, ширину обода делают равной 10—12 т и соответственно подъем — от 1,7 до 4,2 т.
Большая свобода в выборе профиля зубцов получается при нарезании зубЦов из цельного куска металла. Так, завод зубчатых колес в Аугсбурге в случае больших передаточных чисел делает меньшие шестерни с весьма малым числом зубцов и с небольшими углами наклона, т. е. с большим подъемом, причем малое колесо получает вид двух спаренных червяков, одного правого и одного левого (фиг. 1926, см. также табл. 151, номера по порядку 1—4).
Что касается вообще числа зубцов па малом колесе, то даже в случае тяжелых передач часто идут дадщце границ, существующих для прямых зубцов. Например, у валков прокатных станов нередко число зубцов делается равным 10, причем сами зубцы даже не обрабатываются.
У передач с угловыми зубцами отношение чисел оборотов можно тоже взять больше, чем у передач с прямыми зубцами; можно делать передачи с передаточным числом от 1 : 10 до 1 : 15, (табл. 151).
Следует отметить, что числа зубцов берут, избегая целых передаточных чисел. Это делается с целью уменьшить местное изнашивание, хотя в этом отношении итти слишком далеко нельзя, так как прирабатывание зубцов в этом случае требует большего времени.
Обработка угловых зубцов производится путем фрезерования торцовыми, дисковыми и червячными фрезами, а в последнее время также на долбежных и строгальных станках. Торцовая фреза (фиг. 1927), профиль которой должен соответствовать нормальному сечению впадины между зубцами, допускает нарезание зубцов из цельного куска металла за один ход, если в углах зубцов производить переключение подачи. При этом существование мертвого хода может служить причиной неточного выполнения зубцов; недостатком этого способа является также довольно сильное изнашивание фрез. Так как впадины между зубцами в месте а получаются закругленными соответственно профилю фрезы, то приходится сре-(фиг. 1927) или, как в конструкции завода зубчатых
Фиг. 1929. Шевронные зубцы по Вюсту (головки зубцов заштрихованы).
даже до 1 : 30 при довольно хорошем к. п. д.
Фиг. 1930. Зубчатое колесо с зацеплением Вюста. Завод- зубчатых колес в Аугсбурге.
зать вершины всех зубцов
колес в Аугсбурге, впадины рассверливаются (фиг. 1928). В случае применения дисковых фрез приходится колесо* делать разъемным по плоскости, проходящей через вершины зубцов, или же делать канавки для выхода фрез. В первом случае отдельные половины колеса с зубцами, нарезанными в противоположные стороны, свинчиваются одна с другой; конечно, при этом от неточности сборки прочность углов зубцов страдает.
По способу Вюста, применяемому на заводе зубчатых колес в Аугсбурге, угловые зубцы нарезаются двумя фрезами, похожими на червячные, одновременно с обеих торцевых поверхностей обода. Фрезы должны иметь такой же наклон, как и зубцы, чтобы угол 8' (фиг. 1925) был равен нулю. Путем смещения в одном и том же колесе зубцов с правым и левым уклоном на половину шага можно использовать впадины между зубцами для выхода фрез (предложено Бюстом) (фиг. 1929). При этом, конечно, впадины между зубцами можно выфрезеровать не до середины обода, а только до линии а, так как иначе фреза повредила бы
35 Рстш ер. Детали машин, т. II. 5-V
боковую поверхность следующего зубца. Поэтому в совместно работающем колесе выбирается кольцевая канавка, в которую и входят при зацеплении те части зубцов первого колеса (фиг. 1930), которые имеют неточный профиль; конечно, жесткое соединение половин зубцов друг с другом при этом нарушается. Высоту головки Вюст принимает равной модулю нормального профиля; высота ножки равна 1,17 т.
По иллюстрированному на фиг. 1886 способу обкатки работает станок Зике, в котором два зубчатых долбяка выбирают внаднны между зубцами одновременно с обеих торцевых плоскостей нарезаемого колеса; при этом способе образование
Фиг. 1930а. Передача высокой мощности для нагрузки <т 2С00 до 3500 л. с. при 4000/500 об/мин. Конструкции Круппа, Эссен. М. 1 :33.
-уже несколько раз упоминавшихся канавок избегается. Перед началом работы нарезаемое колесо подводится к зубчатому долбяку в радиальном направлении и приводится Здтем в медленное постоянное вращение, долбежные же колеса при каждом ходе совершают винтообразное движение и нарезают таким образом косые половины зубцов (XXV, 4).
Применение угловых колес все время расширяется, а именно они применяются в быстроходных передачах с необработанными зубцами при значительных усилиях в тяжелых подъемных механизмах, штамповочных прессах, ножницах, особенно же в качестве передаточных шестерен для проходных станов. Колеса же с обработанными угловыми зубцами пригодны даже для передачи значительных мощностей при больших скоростях, отличаются бесшумным и мягким ходом и начинают приме-
546
пяться все чаще для снижения больших чисел оборотов, при которых наиболее выгодно работают электромоторы и паровые турбины.
Почин в этом отношении сделал Лаваль, который с успехом применил зубчатые колеса рассматриваемого типа для валов, делавших 20 000 об/мин. и более (см. № 5 в табл. 151). Размеры, окружные скорости и на1рузки, применяемые в настоящее -время в таких мощных передачах, указаны в примерах 8—10 и на фиг. 1930а. Последняя представляет конструкцию Круппа в Эссене, для нагрузки 2800—3500 л. с. и для снижения числа оборотов с 4000 до 500 в минуту. Зубцы большого колеса нарезаны на двух надетых на литой стальной корпус кованых стальных кольцах; малое колесо составляет с валом одно целее. Большое внимание обращено на тщательное устройство опор в прочной; совершенно закрытой коробке и на обильную смазку. Циркуляция масла создается особым насосом, который устанавливается на свободном конце вала малого колеса -и все время впрыскивает масло между зубцами перед тем, как они входят в зацепление.
Для расчета колес с угловыми зубцами можно пользоваться формулой (582):
U = k-b.tni
в которой /„ = £-sinT обозначает нормальный шаг. Ввиду большой прочности зубцов и благоприятных условий зацепления коэфициент нагрузки k можно брать более высоким. Для тщательно фрезерованных зубцов из чугуна завод зубчатых колес в Аугсбурге в зависимости от скорости на начальной окружности v дает для k следующие значения:
t» = 0,25 1 3 5 7 9 И 13 15 м/сек А = 32 28 24 22 20 18 16 14 12
Они соответствуют коэфициенту нагрузки Ло^40 в формуле (571), если принять F8 = 0,75 (случай привода от двигателя при нормальных условиях работы).
При расчете и конструировании мощных передач рекомендуется начинать с меньших шестерен, так как ширину обода b выгоднее брать в частях диаметра начальной окружности малого колеса, для которого поэтому в нйжеслед)ющих формулах введено особое обозначение (в см). Это отношение = х в выполненных конструкциях заключается в пределах от 1,2 до 3,2. Ввиду более спокойного хода и лучшей передачи окружного усилия большие значения этого отношения являются более выгодными и приводят к уменьшению размеров передачи, так что при передаче значительных мощностей нужно брать большие значения. Конечно, нужно избегать делать валы для шестерен слишком тонкими ввиду деформаций от крутя
щего момента.
Имея в виду обработку зубцов нормальными фрезами, формулы выражены нами через модуль т нормального шага. Если в формуле (582) положить b = x-D^, — и принять во внимание, что т„ обычно выражается в мм, то
будем иметь:
10 • U _ 3.2Ц
т” ~~ т. • х • D„ • k “ х • D „ • k ММ‘ •\
(583а)
Если задан крутящий момент
Dn
то получается: 6 4 М
т«=-х-.ь мм- (583Ь)
Формула Afrf = 71620 N/n позволяет определять т„ по мощности W в л. с. ц числу оборотов п в минуту малой шестерни, пользуясь формулой:
46ООСО N
- т,, — — г----------мм.
” х • k п
(583с)
35*
547
Если требуется мощность ArkW киловатт, то, так как 1 kW равен 1,36 л. Л,
620 000 х • £> 2 . k
мм. п
(583d)
При расчете передачи для определённой мощности при определенном числе к b ?
оборотов задаются отношением х=р—, а также углом наклона у зубцов и, при-
нимая различные значения для модуля и диаметра шестерни DR, составляют таблицу для чисел зубцов, подсчитывая их по формуле
Фиг. 1930b. Изменение крутящего момента в ведущем малом зубчатом колесе передачи высокой мощности.
Dp • sin у z = —----------,
(583е)
и, наконец, выбирают наиболее пригодные для проектируемой конструкции значения, как это показано в примере 11. При этом обычно модули для мощных передач берут в пределах от 2 мм у небольших и до 8 мм у больших колес, а коэфициент нагрузки k — между 50 и 80, причем большие значения берут для того случая, когда шестерню делают из специальной стали, а большое колесо из кованой стали
с высоким временным сопротивлением. Угол наклона у берется в пределах от 60 до 70°, от применявшегося же прежде угла 45°, повидимому, в настоящее зубцов берут равным 25, хотя путем
время отказались. -Наименьшее число применения колес с подрезанными зубцами имеется возможность во всех случаях, без каких-либо исключений, число зубцов уменьшать и ниже этого предела. В настоящее время окружную скорость берут до 40 и 50 м/сек-, уже выполнены передачи со скоростями 60 и 70 м/сек. Предельным значением для передаточного числа является 1 : 15, в крайнем случае допускается 1 : 20, а к. п. д. при хорошем выполнении и правильном уходе заключается между 97 и 99%.
В случае фрезерования зубцов, с целью дать выход фрезе, между обеими половинами зубцов нужно оставлять некоторое расстояние, чего, конечно, при обработке зуб-
цов на долбежном станке по способу Зике (стр. 546) можно избежать. Остаётся еще обратить внимание на скручивание шестерни под дейстёйем крутящего момента. Оно не должно быть велико, чтобы боковые поверхности зубцов касались одна другой одинаково по всей длине зубцов; угол закручивания можно определить приближенно следующим способом. Если вся длина шестерни, включая разрыв между зубцами, равна 1см, то, принимая, что крутящий момент Md вдоль шестерни непрерывно уменьшается по линии AD (фиг. 1930b) до нуля, будем иметь угол
закручивания
16
т. d>
• мЛ<>
- d
(5831)
где представляет наибольшее напряжение в материале шестерни, вызываемое моментом Md. Элемент боковой поверхности зубца в месте приложения крутящего момента „опережает" элемент на другом конце на величину
(583g)
513
Таблица 151
Передачи с угловыми зубчатыми колесами
№ по пор. Диаметр начальной окружности D ММ Окружной шаг эацепле-НИЯ t Число зубцов Ширина обода & в мм Угол наклона ,7 Материал Число об/мин малого колеса Окружная СКОРОСТЬ Ж.'СГ'С Мощность в л. с. Окружное усилие U в кг Коэфициент нагрузки k из U— k.b-t К. и. д. I Кем выполнены опыты Примечания
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 34,98 21,98 мм/ 21,98 . 36,62 . 36,62 . 5,39 3/1" 9/16" 26,6 мм В//' 23,8 мм 5 85,4 85,4 85 85 160 110 100 2,457 2,508 2,406 29°45'40" 29°45'40" 18°56'30" 18°56'30" 48° 45° 30° 31° Сталь 277 1671,7 869,1 1677,9 20000 540 до 1560 533 до 1935 3000 1500 1400 0,51 3,06 1,59 3,07 37,7 2,94 ДО 8,5 2,3 до 8,3 30,6 27,8 14,5 0,995 3,852 5,66 5,73 30 2200 6000 Наибольшая мощность 2000 137,5 86,7 250,4 128,3 59,7 до 446 до 276 5400 16 200 10 350 7,32 4,62 8,04 4,12 6,9 до 21,3 до 19,3 22,2 50,2 53 93,5 91,9 93,8 91,7_ 97,6 до 98 97,4 до 98,5 98,7 1 Бах
349,8 34,98 5и 5 Чугун Сталь
349,8 34,97 349,7 34,97 50 3 зо 3 Чугун Сталь Чугун Сталь В 1» ,Z. V. d. l.“ Bd. 52. S. 661, 1908. Смазка вязким цилиндровым маслом.
349,7 36 360 104 5’26 82.2 831,3 194,8 1939 353,7 1778,7 197,2 2430 30 21 210 17 86 18 182 23 229 35 176 26 320 Чугун Сталь Бронза Дельта-металл Серый чугун Дельта-металл Серый чугун » Рикли » Вестингауз и К» Вестингауз н К° ,Z. V. d. J.‘ Bd. 43. S. 281, 1902. 30-сильная турбина Лаваля. „Z.V. d. 1.“ Bd. 55. S. 1435, 1911. Коэфициент полезного действия (за вычетом потерь на трение в подшипниках). „Z.V. d. I.“ Bd. 55. S. 1435, 1911. Передача работает в масле. Стапциапарная турбина Парсонса, Dingier, 1916, S. 13. Опытные передачи для приведения в движение судовых гребных винтов от. паровых турбин „Z. f. Тиг-blnejiw.“. 1909. S.496; 1910. S. 75. Пароход Melville »Z. V. d. I.* Bd. 60, S. 1030, 1916.
Если средние плоскости двух колес с угловыми зубцами можно перестанавливать одна по отношению к другой, то эта величина уменьшается наполовину (пример II).
Следует стремиться располагать колеса передачи таким образом, чтобы давление, производимое.на зубцы, прижимало оси шестерен в подшипниках по возможности книзу, иначе при нагрузках, при которых давление на зубец равно весу колеса, последнее будет приподниматься кверху, и ось его будет бить в подшипниках то кверху, то книзу.
При очень больших мощностях и значительном передаточном числе применяются двойные передачи (фиг. 1931), в которых энергия от быстроходной шестерни сперва передается днум большим колесам Gt, а от них при помощи двух колес /?а второй передачи — общему большому колесу Са.
III. КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
А. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОБРАЗОВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Конические зубчатые колеса служат для передачи движения между двумя пересекающимися валами. Начальными телами их являются конусы (фиг. 1932), боковые поверхности которых катятся одна по другой без скольжения, следовательно, в точках касания они имеют одинаковые окружные скорости. Для этого вершины конусов должны совпадать и находиться в точке пересечения 5 осей валов. Через 5 проходит также линия касания конусов — полярная линия. Начальными кругами обычно называют наибольшие круги начальных конусов. Их диаметры определяют отношение чисел оборотов и, для которого имеют место следующие формулы:
Фиг. 1932. К образованию t конических колес.
Dt и — —-
Z| __ nH_ Sln °1
ni sin 32
(584)
АалвоаГ
l,-Q.г,. 43
КоаемД
Фиг. 1933. Торцевая зубчатая передача.
Если передаточное число и и угол между осями 3 даны, то углы при вершинах начальных конусов колес 8, и 6.2 определяются по формулам t й _ «• sin 8 gl — 14-kcos3
(585)
и
Ci2 = О-Op
Для колес с 8 = 90° будем иметь tg8i=«; tg32 = -l
(586)
Если взять 8g = 90°, то получается ториевое колесо с плоской начальной поверхностью, которое на фиг. 1.ЧЗЗ работает совместно с коническим колесом.
550
Наиболее простую и чаще всего употребляемую в зубчатых колесах форму имеют прямые зубцы, представленные на фиг. 1941. Линии пересечения боковых поверхностей зубцов с начальным конусом сходятся в вершине последнего, причем по направлению к нему профиль зубцов в своих размерах уменьшается. Торны зубцов расположены на дополнительном конусе, образующие которого перпендикулярны к образующим начального конуса (фиг. 1934). Ширину b прямых зубцов измеряют вдоль образующих начального конуса (фиг. 1932). Для улучшения передачи давления от одного зубца к другому делают также косые или касательные (фиг. 1936), угловые (шевронные) (фиг. 1937) и криволинейные зубцы (фиг. 1938— 1940). Они представлены на этих чертежах для торцевого зацепления, роль которого в случае конических колес может быть сведена к аналогичной роли зубчатой рейки в случае цилиндрических колес (принцип катания при сцеплении или изготовлении колес). В горизонтальной проекции торцевое зацепление характеризуется
наибольшим расстоянием Ra, шириною нарезанной части Ьо, причем -& называется коэфициентом полно-4 ты, формою линий пересече- ) ния .начальной" плоскости с боковыми поверхностями зубцов, а также шагом или соответствующим углом т0. Профиль впадины и шаг наносятся или на развертке до ол-нительного цилиндра, построенного на начальной окружности (окружной шаг /) (фиг. 1935), или же в случае косых и криволинейных зубцов определяются плоскостью, перпендикулярной к линиям пересечения боковых поверхностей зубца с начальной плоскостью (нормальный шаг tn, фиг. 1934).
Если нужно получить точные профили зубпов, то они
Фиг. 1934. Коническая зубчатая передача с зацеплением по Тредгольду.
г,- J6. с, -24 t.fOJr
должны наноситься на шаро-
вых поверхностях, построенных на начальных окружностях, так как входить в соприкосновение могут лишь точки, находящиеся на одинаковом расстоянии от общей вершины 5 конусов. Но так как построение этих сферических профилей зубцов неудобно, то по Тредгольду шаровые поверхности заменяют приближенно развертывающимися боковыми поверхностями дополнительных конусов, имеющих вершинами S, и 5. (фиг. 1.934) и касающихся шара в точках начальных окружностей. Благодаря этому построение профилей зубцов можно производить в плоскости чертежа и пользоваться для него правилами и способами, относящимися
к цилиндрическим колесам.
Величины &
1 2 cos И ?2 2 cos о2 (586а)
представляют длины образующих дополнительных конусов и одновременно радиусы развернутых начальных окружностей, на которых зацепление может быть построено обычным способом, применяемым в случае цилиндрических колес. Фиг. 1934 показывает полученное, таким обра ом, обыкновенное (приближенное) :->вольвентное зацепление при положении производящей прямой под углом 75° к линии центров.
Ошибка, получающаяся при профилировании зубцов по способу Тредгольда, заключается в утолщении головки зубцов. Это обусловливает неправильности в зацеплении, которые выражены больше всего у колес с малым числом зубцов.
551
Фиг. 1935—1940. Конические торцевые
работающих совместно с торцевыми колесами, и которые при больших окружных скоростях уже недопустимы.
При помощи фиг. 1941 образование боковых поверхностей точного эволь-вентного зацепления можно себе легко представить как происходящее путем сматывания и наматывания ленты на боковые поверхности основных конусов. Часть ленты, натянутая между основными конусами, -представляет плоскость зацепления, боковые же поверхности зубцов описываются прямыми, проходящими через вершины конусов.
Чтобы избежать получающейся при малых числах зубцов подрезки, упо-
Фиг. 1941. Образование боковых поверхностей эволь-веятного зацепления, происходящее путем сматывания н наматывания ленты на боковые поверхности основных конусов.
требляют способы, описан-1Я- ные детально в разр. II и
Г,2 этой главы. При применении их к методу Тредгольда следует иметь в виду, что в формулы (536) и (537)нужно подставлять не фактически имеющиеся числа зубцов, а числа, соответствующие полным длинам начальных окружностей на развернутых дополнительных конусах, так как лишь они определяют профили зубцов. Образование нулевых передач Уо с суммой зубцов более 60 или 50 не представляет никаких затруднений, если сдвиг профилей обоих зацеплений делают одинаковым и выполняют одно зацепление как У+, а другое как У_. Непосредственная же совместная работа двух любых У-ко?, дес, имеющих общий „исходный прог.-' филь“, как это, например, имеет место (фиг. 1863) у цилиндрических колес с суммою чисел зубцов менее 60 или 50, невозможна, так как сближение центров колес на развертке связано с изменением угла 3 между осями конических колес. Поэтому,
в случае необходимости, рекомен-
дуется стремиться к получению зацепления без подрезки путем увеличения угла 2а между сторонами, образующими боковой профиль, или же путем уменьшения высоты зубцов.
Предельное значение для 0 = 90°—а, при котором малое колесо 2 на фиг. 1942 при некоторой высоте hx головки большого колеса становится предельным, опре-
552
"Деляется из условия, что основание перпендикуляра F.,, опущенного из центра па проводящую прямую, должно лежать на окружности головок большого колеса.
При обозначениях, принятых на фигуре, применяя к треугольнику
теорему косинуса, будем иметь:
(р/ + АО2 = (р/ -г F2')2 + (Рз' s*n ₽)2 — 2(р/ + р2') р2' sin р cos (90°— й)
и после преобразования:
sin 0 =
(587)
Ps'(2Pi' + р.,7’
Здесь р/ представляет больший из радиусов начальных окружностей (на развертке) обоих колес (пример 6).
Если желательно сохранить у гол наклона производящей прямой 0 или угол 2а между прямыми сторонами, , образующими боковой профиль, то допустимая высота головки At на большом колесе, из того же уравнения, получается равной
= Г (р/)2 4- [2Р1'Р/ + (р/)2] cos3 0 - Р/, (588)
а высота головки на малом колесе может быть увеличина до
l2=T/’(p/)24-[2p1'p/ + (P1/)ajcos3p-p2' (589)
(ср. пример 6).
При данном постоянном угле 3 между осями передачи образование серий колес невозможно, так как каждое изменение передаточного числа влечет изме
Фнг. 1942. К определению предельной величины g.
нение угла при вершине начального конуса. Но передачи с изменением числа оборотов в форме, лишь более или
менее подходящей под понятие передачи, основанной на катании одного тела по другому, могут быть образованы по типу (фиг. 1943), указанному Германом [XXV, 15]. На этой фигуре а представляет цилиндрическое колесо с прямыми зубцами и обыкновенным эвольвентным зацеплением. Правильный профиль зубцов у колес b получается лишь в том случае, если обработка зубцов производится на зубо-строгальном станке Фел-лоу, работающем по фиг. 1886 при помощи зубчатого долбяка с профилем как у колеса а.
Фиг. 1943. Сменная коническая зубчатая передача по Герману.
Б. РАСЧЕТ ЗУБЦОВ
Расчет па прочность прямых зубцов конических колес производится по формулам для цилиндрических колес и дает достаточно точные результаты, если в формулы для цилиндрических колес вставить средний шаг зацеплениея tn соответствующий среднему диаметру Dm колеса (фиг. 1932). Приняв определенное значение Ь, можно определить tm из
U=k.b-t„-, (590)
Z л t f
Так как Dm= , _ то из фиг. 1932 шаг зацепления на начальной окруж
ности колеса 1 получается равным:
Ji Dj _____2 Pm4~^Sln^l _ 1 Л 1_ 1 4~ • sin \
- т‘D т D м\ 1 D )
л-'т 4 **«* '
(591)
553
Наконец, округляя или выбирая соответствующий модуль, устанавливаем точные размеры.
В случае косых и криволинейных зубцов так же, как и в случае цилиндрических колес, мы можем исходить из среднего нормального шага trm) а коэфициент нагрузки k ввиду постепенного сцепления и более благоприятных условий работы зубцов можно повысить.
Давление на зубец дает составляющую по направлению осей колес, которая стремится вывести зубцы из зацепления. У угловых передач с прямыми Зубцами, при окружном усилии U, приложенном на плече, равном среднему радиусу начальнсго конуса, при среднем угле наклона давления на зубец к плоскости осей fl и при угле начального конуса 2 8,, указанная составляющая имеет величину U • ctgp • sin 3,. Она должна с достаточной надежностью восприниматься опорами передачи, если требуется, чтобы зацепление не сильно расстраивалось. На фиг. 1933 колесо 1 закреплено предохранительным винтом, а положение колеса 2 определяется заточкой на соответствующем валу; в свою очередь оба вала должны быть установлены в подшипниках таким образом, чтобы они были предохранены от передвижения в осевом направлении. Делая зубцы косыми или криволинейными, осевое давление, в зависимости от обстоятельств, можно уменьшить или увеличить.
В. ИЗГОТОВЛЕНИЕ И ОБРАБОТКА. КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
При формовке конических колес, зубцы которых обрабатывать не предполагается, нужно обращать внимание па возможность вытаскивания в осевом направлении из набитой формы цельной модели зубчатого колеса, обычно приме
няемой при массовом изготовлении нормальных небольших колес или же, в случае больших колес, нужно иметь в виду возможность легкого удаления шаблона
Фиг. 1914. К определению размеров конического колеса.
Фиг. 1945. Строжка зубцов конического колеса по шаблону.
впадины в радиальном напртвленяи (фиг. 1883). Если зубцы сильно подрезаны, тоуд<ле1ие шаблона вдоль прямой линии, проходящей через вершину конуса, становится более затруднительным.
Для черновой обточки обрабатываемых зубчатых колес, которая в целях нарезания зубцэв и правильности сборки должна производиться тщательно и точно, следует подсчитать наибольший диаметр Da конического колеса, определяемый вершинами зубцэв (фиг. 1944), и половину угла соответствующего конуса выступов 8а (фиг. 1949). Эти размеры следует указывать и на рабочих чертежах. Если /г — высота головки, измеренная на дополнительном конусе, то
= + cos8t (592)
541
и I-S', (593)
, ». 24sin о,
причем 8' определяется из tg 8 =———-• Ltj
Для обработки прямых зубцов простейшим способом является строжка, при которой резну легко можно сообщить прямолинейное движение, напранленное к вершине конуса. Подача резца и нарезаемого колеса производится либо при помощи шаблона либо по принципу катания двух колес одно по другому. Так как профиль зубцов зависит и от модуля и от угла конуса, то при обработке колес на строгальных станках первой группы (фиг. 1945) требуется большое число тщательно и точно изготовленных шаблонов, служащих во время обработки зубцов направляющими для особой оправки, по которой резец совершает поступательное движение взад и вперед. По окончании обработки боковой поверхности одного вубца, нарезаемое колесо повертывается на делительной головке Т на одно деление и строгается следующий зубец н т. д.
В станках второй группы исходным является торцевое колесо; в этих станках используется свойство колес, правильно сцепляющихся с торцевым колесом, так же
Фиг. 1946. Строгальная машина Бильграмма для обработки зубцов конических колес.^
правильно сцепляться и друг с другом, так как у них получаются одинаковые поверхности зацепления. Если при этом боковые поверхности зубцов торцевого колеса сделать плоскими, производя обработку резцом с прямолинейными режущими хромками, то вообще эвольвентное зацепление не получится; свойство колес, обработанных по этому способу, образовывать серии, однако, при этом не нарушается, так как линией зацепления является сферическая лемниската, которая состоит из двух конгруэнтных и симметричных частей, расположенных по обе стороны от средней плоскости. В ка (естве примера мы объясним принцип действия стро!альных станков Бильграма, которые строит в Германии фирма Рейнекер в Хемнице (фиг. 1946). Линия АВ является осью торцевого колеса, CD представляет линию пересечения плоскости чертежа с перпендикулярной к ней начальной плоскостью. 'По последней катится начальный конус обрабатываемого конического колеса /?, .которое зажимается таким образом, чтобы его вершина совпадала с центром 8 плоского колеса. Катание осуществляется сектором UZ, образующим часть поверхности показанного пунктиром колеса р1ботающего совместно с колесом /?. Катание производится при помощи стальных лент 7\ и Т2, которые одним концом прикреплены к катающемуся сектору, а другим к столу станка в начальной плоскости торцевого колеса. Резцу Z с прямолинейной* режущей кромкой сообщ ется движение взад и вперед по направлению к S, т. е. он следует за плоской боковой поверхностью зубца торцевого колеса и во время обработки огибает боковые поверх-.ности зубцов колеса /?, как это показано в увеличенном масштабе в верхней части ‘чертежа. У автоматических строгальных станков этой конструкции все зубцы обра
555
батываются почти при одном и том же положении резца, чтобы избежать местного нагревания при чистовой строжке отдельных зубцов. Коническое колесо после каждого хода резца повертывается на один зубец, процесс же катания осуществляется крайне медленно. Впадины между зубцами сперва выбираются резцом начерно и затем лишь каждая из обеих боковых поверхностей строгается начисто во время особого рабочего хода, так как резец должен иметь ширину, не превышающую внутренней ширины впадины. Секторов катания делается целый набор, причем отдельные секторы отличаются, один от другого на 5°; для промежуточных углов конуса приходится считаться с отклонениями от точного профиля зубцов. (Подробное'описание содержится в [XXV, 16], см. также (XXV, 14]).
Конечно, фрезерование прямых конических зубцов дисковыми фрезами не может дать точных профилей, удовлетворяющих высоким требованиям (так как вп-адины между зубцами по направлению к вершине конуса должны суживаться), даже если после предварительного фрезерования впадин каждую из боковых поверхностей зубцов, рабочую и нерабочую, фрезеровать начисто отдельно. Обычно фрезы выбирают и устанавливают таким образом, чтобы правильный профиль получался снаружи, а меньший, внутренний, получался по возможности точнее.
Фиг. 1917. Выход резца.
Фиг. 1947а. Коническое зубчатое колесо с спиральными зубцами. Завод зубчатых колес в Аугсбурге.
Для выхода режущего инструмента, производящего обработку зубцов, нужно предусмотреть достаточно места (фиг. 1947, вверху); поэтому часто втулки колес с небольшим числом зубцов приходится делать с наружной стороны (фиг. 1947, внизу).
Обработка спиральных зубцов (фиг. 1947а) можно производить, сообщая колесу вращательное движение, а резцу строгального станка поступательное движение взад и вперед. При этом угол, на который повертывается колесо, берут пропорциональным расстоянию от вершины конуса, так что направляющая линия на самом конусе в горизонтальной проекции колеса проектируется в виде архимедовой спирали (фиг. 1948). Последняя показывает малое колесо (фиг.- 1933), имеющее спиральные зубцы. Завод зубчатых колес в Аугсбурге фрезерует зубцы по способу Поляновского при помощи торцевой фрезы, которую ведут вдоль дна впадИны между зубцами конического колеса, получая при этом лишь приблизительно правильный профиль. Здесь нужно иметь в виду, что колеса с косыми зубцами работают правильно лишь при условии правильного зацепления на начальной поверхности.
В последнее время фирма Рейнекер изготовляет строгальные шлифовальные стаики для обработки косых зубцов конических колес по принципу Бильграма
Г. ПРИМЕНЕНИЕ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И КОНСТРУКЦИЯ КОНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Валы конических колёс нужно по возможности располагать под прямым углом один к другому, так как модели зубчатых колес для валов, расположенных под острым углом, находят повторное применение лишь в исключительных случаях и так как заводы, изготовляющие зубчатые колеса, держат на складе модели или
556
готовые зубчатые колеса лишь для первого из названных случаев (по крайней мере для модулей от 6 до 10 мм, и для наиболее часто применяемых передаточных чисел, как 1:1, 1:2, 1:3 и т. д.). Особое внимание нужно обращать на тщательность сборки и скрепления колес с валами, а также на надежное воспринятие осевого усилия, так как конические колеса много чувствительнее к сдвигам осей, чем цилиндрические. Уже в случае несовпадения вершин начальных конусов обоих колес нельзя рассчитывать на касание боковых поверхностей зубцов. У конических колес, предварительная обработка которых произведена точно по заданным размерам и углам, ^правильность взаимного расположения колес можно всегда про-
Фнг. 1948, Коническоеколесо с спиральными зубцами.
Фиг. 1949. Проверка правильного расположения конических колес.
верить, прикладывая линейку (фиг. 1949, справа). На наружных конических поверхностях нужно наносить всегда риски начальных окружностей; при вращении колес эти риски должны всегда касаться одна другой.
На фиг. 1950 и 1951 показаны два различных рода опор для конических колес. Наиболее употребительные (фиг. 1950) имеют тот недостаток, что дают некрасивую громоздкую ребристую отливку, которая, однако, позволяет воспринимать осевые давления проще, чем другая конструкция. У последней для помещения опор
Фнг. 1950. Обычная конструкция опор конической передачи.
Фиг. 1951. Конструкция опор конической передачи.
применено прочное тело вращения, в котором распределение усилий весьма выгодно, но зато в этой конструкции давление на зубцы приложено на большем плече /Г относительно плоскости закрепления, так что силы при плохом ходе зубчатых колес легче могут вызвать вибрации.
Конические колеса часто применяются в автомобилях как для осуществления передачи движения осям колес автомобиля при помощи карданного вала, идущего вдоль автомобиля, т. е. расположенного перпендикулярно к осям, так и в дифе-ренциале.
Фиг. 1952 показывает соединение передачи от карданного вала и диферен-циада в одно целое с заключением их в общую коробку. Для приведения в движение служат, зубчатые колеса а к Ь. Зубчатое колесо Ь1 сидит на коробке G, в которой четыре зубчатых колеса с2 (в свою очередь сидящие на крестовине диферен-циала, вычерченной справа вверху отдельно и вделанной в коробку О) все время находятся в зацеплении с зубчатыми колесами d и е, приводящими в движение оси
1 Называются коронной шестерней. Прим, перев.
2 Называется сателлитами. Прим, перев.
557
автомобильных колес. Назначение этого диференциала — сделать независимыми одно от дру, ого колеса автомобиля, когда они имеют различные скорости, например, на кругах разного радиуса при езде на кривых. При езде на прямой линии зубчатые колеса с остаются на крестовине диференциала неподвижными и вращают своими зубцами зубчатые колеса d и е с одинаковой скоростью, так что зубчатые
колеса с, d и е по отношению одно к другому находятся в покое. Но если одно из колес автомобиля от другого отстает, то зубчатые колеса d и е за счет вращении зубчатого колеса с могут повернуться одно относительно другого,- не прерывая передачи движения от зубчатого колеса Ь. Таким образом колеса автомобиля становятся независимыми одно от другого, и скольжение шин, которое иначе должно было бы получаться при поворотах автомобиля, становится невозможным.
Коробка G для возможности посадки зубчатых колес делается разъемной по плоскости крестовины диференциала и сидит свободно, будучи, однако, хорошо центрирована на валах Ь и С;’ вся передача работает в мвсле в закрытой коробке. Отверстия в коробке G дают проход маслу также и к зубчатым колесам с и d.
Дальнейшую область применения зубчатых конических колес крупных размеров предст; вл нот гидравлические силовые установки. Они служат дчя передачи энергии от вертикальных турбинных валов к горизонтальным, которые в большинстве случаев удобнее для приведения в движение быстроходных динамо и других
Фиг. 1952. Коническое колесо н ди-
’ ференцнал автомобиля.
машин. Применяются преимущественно деревянные зубцы на большом и чугунные на малом колесах.
Ввиду меньшего изнашивания применяют иногда еще и циклоидальное зацепление, причем почти всегда передаточное число берут целым, чтобы деревянные зубцы
скорее прирабатывались с совместно работающими с ними зубцами. Длину зубцов берут обычно равной от 2,5£ до 3>t при обработке их вручную, и около 5/ при обработке боковых поверхностей зубцов на станках; отношение чисел оборотов обыкновенно не превосходит 1:4, в крайнем случае, при передаче незначительных усилии, 1 : 5.
Особое внимание нужно обращать на то, чтобы те
Фиг. 1953. Нерациональная конструкция опор конической передали.
ло колеса имело солидную
и жесткую конструкцию и чтобы колеса сидели на валах неподвижно и надежно, так как иначе неизбежны будут вибрации, сильный шум и быстрое изнашивание. Например, в этом отношении весьма невыгодна конструкция на фиг. 1953, заимствованная из одного проекта; в этой конструкции усилия действуют в совершенно изолированных один от другого подшипниках, и передача усилий производится лишь через фундамент. Главный вал от давления на зубцы, приложенного на плече А/, подвержен в подшипнике действию значительного изгибающего момента, а фундамент от той же силы, приложенной на весьма большом плече Н и передаваем! й высокой дойкой В, подвержен действию значительных изгибающего и крутящего моментов.
555
В данном случае можно наверное ожидать вибрации, расшатывания и прогрессирующего ухудшения работы зубчатых колес.
Рациональные решения этой же задачи показаны на фиг. 1954 и 1955. Прочный и компактный корпус заключает в себе одновременно подшипник и подпятник вертикального, а также подшипник горизонтального валов и обеспечивает непосредственную передачу действующих усилий, разгружая от них фундамент. Колоколо-образная конструкция большого колеса позволяет вообще избежать действия изгибающих моментов на цапфу и одновременно оставляет место
для. постановки подшипника для вертикального вала. В общем же конструкция имеет минимальную возможную высоту над подпятником,что сделано с целью, чтобы вибрации в зубчатых колесах происходили,.лишь на коротком плече.
Фиг. 1954 и 1955 отличается одна от другой конструкций большого конического колёса, которое в первом случае располагается внизу и требует подвески подшипника к дв-м вплдтнуюнад ним поставленным прочным
двутавровым балкам, В ТО вре- Фиг. 1954—1J55. Правильная конструкция опор конической мя как во втором случае, при' передачи.
расположении вверху, стойка
опирается непосредственно на фундамент, выложенный между двутавровыми балками.
(См. также конструкции Пфарра в книге .Die Turbineri fiir Wasserkraftbetrieb".)
Д. ПРИМЕРЫ
Пример 4. В одном станке пара конических колес должна передавать крутящий момент 44d = 6500 кгсм при увеличении числа оборотов с п,=200 доп,=300 в минуту. Угол между осями 3 = 90°. Материал: чугун, зубцы обрабатываются.
Передаточное число и = . Берем А = 25. Чтобы избежать подрезки
зубцов, на большом колесе возьмем z, = 36 зубцов, а на малом z., = 24 (фиг. 1934). Формула (558), если отношение длины зубцов к среднему шагу зацепления ta принять равным 4 = 2,5, дает
6,3 -Мл 3/6,3-6500
т—;—— = 1/ —е Ъг /Тд = 2,63 СМ, R - 'р • Zj у 25 • 2,5 • об
Отсюда получается средний диаметр большого колеса „ z{tm 36-2,63 .
— 3,142~ “ 30,14 СМ
и длина зубцов
b = — 2,5 • 2,63 = 6,57 см.
Шаг зацепления на- наружной окружности по (591):
t = 4( 1 +-Д-1) = 2,63 (1 +~530>f;832) = 3,11 причем по (586)
tgo1 = »z = ^ = 1,5 ; = 56’18',5.
At
CM,
559
Берем
> t— 10х = 31,42 мм, 6 = 65 мм, тогда
Di = т • = 10 • 36 = 360 мм, D2 = 240 мм.
Длины образующих прямых дополнительных конусов получаются из ' 360 .
2C0S0J 2-cos 56 18,5
р2' = 144,2 мм.
По этим размерам можно начертить само зацепление (фиг. 1934).
При поверочном расчете получаем средний диаметр
Dm = Di — b sin = 305,9 мм, отнесенное к нему давление на зубцы „_Л4й-2 6500-2
U Dm 30,59 425 *г
и действительный коэфициент нагрузки будет
. _ U _ 425
. Мт 6,5-2,67 ~4,5'
Давление на ось I составляет 95, а на ось П—63 кг.
Окончательные размеры тела большого колеса по фиг. 1944:
Dai = D,-\-2mcos8t = 360 + 2 -10 • cos56°18',5 = 371,1 мм,
, 2m-sin31 2 • 10 • sin56°18,,5 nn.c_
tg ------- = °>0462;
360 8' = 2°39', oei=814-§' = 58° 58'.
Размеры для тела малого колеса:
Dc = 256,3 мм, Sff = 36°20'.
Пример 5. Сконструировать зубчатую коническую передачу с ^ = 60, z2—12 зубцами, с шагом зацепления, измеренным на наружной окружности начального конуса, £=10* и с углом между осями 8 = 90”.
<2* 5
Передаточное число и. = -^- = -.
Dr = zv- m = 60 • 10 = 600; D2 = z2 • m = 12 • 10= 120 мм. tgo1 = M = 5; S1 = 78°41',5; S2 = 8—)81 = 11° 18',5.
Радиусы окружностей Тредгольда:
, £>, 600
P* 2cos8j 2cos78°41',5
, D* 120 C1 o
p, = n--V — n------, 1010/c — 6l>2 MH.
2 2coso2 2 cos 1118,5
= 1529,7 мм-,
Полным окружностям обоих дополнительных начальных кругов соответствуют 2р( 2 • 1529,7 2о' 2 • 61,2
;=------=----fx---= 306 и z' = —— = —гх— = 12,2 зубцов.
1 т 10 2 т 10 J
Так как сумма чисел зубцов значительно больше 60, то можно принять ^-зацепление со сдвигом профиля на малом дополнительном конусе на величину
, z0 — z. 30—12,2 с м
х2‘гп = —------ • т = —хх—— • Ю = 5,93 мм.
Zq <j(J
bGO
Далее имеем:
На большом колесе: - На малом колесе:
высота головки. . . hv= 4,1, Л3=15,9 мл
ножки . . . Л = 17,9, /а = 6,1 „
Размеры тела колес по фиг. 1944:
, 2 • 4,1 • sin78°41',5
‘8‘. = —5Г- =------------600-----; «, = «4;
la, = 8, + 8; =79" 27', 5;
Drt1 = £)14-2A1coso1 = 600-|-2"4,l • cos 78°41',5 = 601,6 мм;
g' = 2°58',5; 8es = 14°17~'; D„, = 151,2 мм, степень перекрытия s = 1,56.
Пример -6. Нужно выполнить коническую передачу с 2^ = 12 и г2=16 зубцами, с шагом зацепления ^=10- и углом между осями 8 = 60°, без подрезки зубцов.
Передаточное число:
«=—=j = 0,75. za 4
Di • /п = 12 • 10= 120 мм; D2 = 16 • 10=160 мм.
tg= “• sin—. = , = 0,47238; 8t = 25° 17'7".
& 1 l-[-«-coso 1+0,75 cos 60 ’ 1
= 3 _ 8, = 34° 42' 53"; pj = 2cos+= 2 cos 25° 17' = 66,4 MM p~'= 97,3
2 rZ 2 • 66,4
.?( = -= *^Гл—==13,3; z'= 19,5 зубцов.
1 m 10 3 J
Если требуется, чтобы малое колесо было предельным, то при й = /п=10 мм наклон производящей прямой, по формуле (587), меняя в ней местами р' и (так так р2 > pj) получим ч
. , “ А (2Р'-4-й) _ Г “ ю (2-97,3 + 10) _ Q,R7
sm Р —]/ р/ (2р'_|_р') |/ 1 66,4 (2 • 97,3 + 66,4) — °’9367,
р = 69°30',5.
Размерытелаколеса:
8' = 4°5'; 6ff=29°22'; D0| = 138,1 мм.
8' = 4°4'; 6в* = 38’47'; De’ = 176,4 мм.
При вычерчивании зацепления степень перекрытия оказалась равной е=1,47.
Если желательно угол 8 = 75° сохранить, то высоты головок зубцов обоих колес нужно изменить, а именно, как следует из формулы (588), меняя в ней местами радиусы окружностей Тредгольда, на" колесе 1 на
А1 = V (Р?2 + [2 P1P' + (Pl)2] cos^F- р£ = = 1?97,32 + [2 • 66,4 - 97,3 + 66,43]соГ2 75°‘— 97,3 = 5,8 мм, а па колесе 2 на
Л.2 = /66,42 4- (2 "'66,4 • 97,3 + 97,32] cosa 75° _ 66)4 = ю,5 мм;
Получающаяся при этом степень перекрытия составляет « = 1,41.
86 Ретт ер. Летали машин, т. П.
561
IV. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ ДЛЯ ВАЛОВ. НЕ РАСПОЛОЖЕННЫХ В ОДНОЙ ПЛОСКОСТИ (СКРЕЩИВАЮЩИХСЯ ВАЛОВ)
Дтя передачи вращения между скрещивающимися, но не пересекающимися валами служат винтовые передачи. Цр Куцбаху [XXV, 3] их можно разделить на чисто винтовые передачи (червячные передачи) и винтовые передачи катания (цилиндрические и конические винтовые колеса). В дальнейшем различные типы их классифицируются, исходя из формы основных тел, на которых наносится зацепление, причем винтовые колеса рассматриваются как частный случай гиперболических, червячные же передачи рассматриваются отдельно.
А. ГИПЕРБОЛИЧЕСКИЕ КОЛЕСА
У этих колес основными телами служат гиперболоиды вращения (фиг. 1956), которые полу аются вращением общей производящей Е вокруг осей / и II и которые при известном скольжении, но при постоянном соприкосновении вдоль прямой Е
Фиг. 1ь5о. I иперболические колеса.
''катятся один по другому. Валы начерчены, нами в таком положении, что кратчайшее расстояние между ними на вертикальной проекции изображается в натуральную величину, в горизонтальной же проектируется в виде точки О. Прямая Е проходит также через О, отстоит от I и II на расстояниях ах и а2 и делит в горизонтальной проекции угол между осями о на <?, и о.,. Пусть плоскость, перпендикулярная к производящей прямой Е в произвольной точке F, встречает оси в 5, и 52. Если сечение представить совмещенным с горизонтальной* плоскостью, то мы получим кривые Ki и К2, представляющие кривые пересечения плоскости с гиперболоидами. Точка касания этих кривых является проекцией прямой Е и, если кривые должны катиться одна по другой, эта точка должна лежать на прямой S'¥ Отсюда получается соотношение между расстояниями ах и а2, с одной стороны, и углами <?i и <?а, с другой:
а StE StF tg
562
Кроме того, расстояниями ах и а2, которые одновременно являются радиусами горловых кругов гиперболой то в или наименьших кругов, получающихся в О, определяется также и передаточное число.
Окружные скорости горловых кругов а, • ®, и о2 • ®2 при катании гиперболоидов одного по другому должны иметь одинаковые слагающие по направлению, перпен-дикуля ’ному к производящей прямой Е, вдоль которой происходит соприкосновение, т. е. должно быть
tZj • • cos «j = «а • ®а • cos ?2
или
a, cos ?, sin ?, ©2 z,
Да cos '?а sin ?2 ©j z2 u' (595)
Для произвольной точки A2 оси IIрадиус Ra гиперболоида находят как гипотенузу, построенную на следующих катетах: перпендикуляр Л.Д к оси II до пересечения с производящей прямой Е, и расстояние а2 между осью II и прямой £*:
= КОА2Л • tg2 ?а + «А
Совместно работающая пара колес получается из дисков, соответствующих одному и тому же отрезку производящей прямой: FG дает пару колес, выделенную штриховкой, a PQ— горловые колеса.
Так как из треугольника скоростей следует, что линии пересечения боковых поверхностей зубцов с начальными поверхностями должны скользить одна подругой по направлению вдоль образующей прямой, то эти линии в момент зацепления должны в горизонтальной проекции проходить через О, а в вертикальной — черев Н. Таким образом получаются косые зубцы профили которых на передней и аадней начальных окружностях, как показывает боковой вид колеса, образованного вращением FG около оси I, смещены на у юл Fy MxGl = ^'. Если через RP и Ra обозначить радиусы, соответствующие точкам F и G, то <]/ получается как разность углов JMlGl и JMJ\, которые определяются по своим синусам: sin JM^ = ^- и sin JMJ\ = “о
d| • a J.
= Колеса делают с одинаковым нормальным шагом зацепления измеряемым
в плоскости, перпендикулярной к Е, окружные же шаги ty и t2 получаются различными; их отношение можно определить, зная длины обеих начальных окружностей; ________________ _____________________________
Or2 • sin2 ?! a,2 , z2t, = 2к]ЛOF-’ • sin2 ?j а22 ;
/i £g ~iOF* • sin- ?, —дt8 (596)
Л> zi у OF2 • sina<^2а-22
Sj и S2 обозначают, как и в случае конических колес на фиг. 1934 вершины дополнительных конусов, которы й можно воспользовап ся для приближенного, в большинстве случаев и выполняемого на практике, зацепления, как это показывает пример 7, относящийся к фиг. 1958. Зацепление во время касания вдоль производящей прямой происходит правильно, в других же положениях происходит постепенная приработка зубцов. Ошибки в зацеплении будут тем больше, чем больше мы приближаемся к горловым колесам, которых как отчасти по этой причине, так и по причине невыгодного соотношения между диаметрами, избегают. Точные профили зубцов детально исследовал Р. Краин [XXV, 17].
Так как изготовление гиперболических колес встречает много затруднений (до сих пор употреблявшиеся способы дают лишь приблизительно правильные боковые поверхности зубцов), то применения их для передачи значительных усилий по возможности избегают, заменяя их винтовыми колесами или, введя промежуточный вал, цилиндрическими и коническими колесами. Если промежуточный вал располо-' жить параллельно одному из данных валов таким образом, чтобы он пересекал другой данный вал, то необходимы одна цилиндрическая и одна коническая
36*
563
передача (фиг. 1957), на которой мы имеем такие же условия, как и на фиг. 1956. На фиг. 1957 передаточное число для цилиндрической передачи принято равным 3 : 2, а конические колеса ради простоты приняты одинаковыми. По сравнению с фиг. 1956 для решения той же задачи необходимы два лишних зубчатых колеса, один промежуточный вал и два лишних подшипника. Другой’ путь, чтобы обойтись без применения гиперболических колес, состоит в расположении промежуточного вала таким образом, чтобы он пересекал валы I и II. Тогда необходимы две конических передачи с расположением осей под острым углом и таким же расположением опор для них, т. е. мы имеем значительное усложнение кон-
струкции; конструкция получается несколько проще, если расположить промежуточный вал в том месте, где расстояние между заданными валами является наикрат-
Фиг. 1957. Цилиндрическая и коническая передачи, заменяющие гиперболическую.
чайшим. Конечно, часто пространство, которым мы располагаем для помещения конструкции, бывает весьма ограничено; задача, иллюстрированная фиг. 1956, при длине зубцов 60 мм, была бы неразрешима.
Пример 7. Даны: кратчайшее расстояние между осями скрещивающихся валов а = 200 мм, угол между осями ? = 45°. Для передаточного
«2 300 3 __
числа -5 = -^— = — и чисел зубцов z, = 36 и 200 2 . J 1
z2= 24 рассчитать зубчатую гиперболическую
передачу с шагом зацепления большого колеса (наружный) ^ = 10ir и с длиной линии касания 65 мм (фиг. 1956).
Определение углов ?i и ?2. Из
sin ?t___zt
sin ?a ~ z.2 ’
исключая ?2, получаем: ,tg?r
= z,.sin? = . 36_ sin 45° = z2 + z, cos ? 24 -j- 36 • cos 45
?! = 27°14'8", z ?a = 17°45'52".
Радиусы горлового круга .получаются из
«! — а
д2 = а и
«j = tg ?»
«•2 tg ?2:
________. = 20 • tg <Р1 + tg ?-2
0,51472
0,51472 + 0,32038
= 12,32 см\
да = 7,68 см.
Если наружный шаг зацепления большого колеса с г, = 36 зубцами принять равным = 10я, то диаметр наружной начальной окружности должен равняться
£>! = т • Zj = 360 мм,
причем положение на произвоядщей прямой точки F, описывающей начальную окружность, Определяется формулами:
__ /л\2
ОЛ2 • sin2 ?! + д/2 = ;
OF = /О/2 —4д(2 = х—пкул, • /362 —3- 12,32~2 = 28,68см.
2 sin?, 1 • 2-0,45764
Отрезок OG на 65 мм короче, т. е. равен 22,18 см, соответствующий диаметр начальной окружности:
£)/ = 2j/Tx?2 sin2 ?г + flj2 = 2 j/22,182 • 0,457642+ 12,32-* = 31,93 см,
5G4
а шаг зацепления
к. 31,93
** zi 36 2,/-'СМ'
Скос зубцов', характеризуемый углом 4>/, определяется из: sin JM& =^1 = = 0,77180,
sin JMlFi = = -2 ’ *2’32 = 0,68445. Z>! <30
б' = JMfil — = 50°30'48" — 43°11'32" = 7° 19' 16".
Если даны передаваемое усилие или передаваемый момент кручения, то поступают таким же образом, как и в случае конических колес (пример 4, фиг. 1103), т.е. определяют сперва средний шаг зацепления tm и задаются длиной зубцов Ь,
причем их отношение = по воз-*т
можности следует брать не более 2; затем отыскивают средний диаметр и после этого находят положение обоих колес на осях таким же образом, как показано выше. Рекомендуется брать коэ-фицйенты нагрузки небольшие, примерно в два раза меньше, чем в случае цилиндрических колес, а числа зубцов такими, чтобы исключалась возможность их подрезки. Точная установка колес и тщательное устройство опор, которые должны воспринимать действие осевых усилий,, появляющихся вследствие наклонного расположения зубцов, являются основными условиями хорошей совместной работы и приработки колес.
Фиг. 1958 показывает построение приближенного зацепления большого колеса фиг. 1956; при этом построении
Фиг. 1958. Приближенное гиперболическое зацепление.
использованы дополнительные конусы, опирающиеся на окружности диаметров и D/, так что SiTlnS1' Т^' представляют длины их образующих. Если поверхности этих конусов развернуть на плоскости чер-
тежа, то, как и в случае конических колес, на развертках конусов можно построить профиль эвольвентного зацепления, который вследствие скольжения боковых поверхностей должен быть смещен лишь на угол у или же на меньшей начальной окружности на отрезок Gt G/ боковой проекции. На развертке точка а' отстает от точкидг наружной начальной окружности па указанную длину. Высота головки на наружном конуее принята равной 0,8 /п, а высота ножки 1 тп.
В верхней части чертежа нанесены размеры, необходимые для правильной обточки тела колеса, определенные путем расчета.
Главные размеры малого колеса будут такими:
диаметр наружной начальной окружности............................
шаг зацепления на ней............................................
диаметр внутренней начальной окружности..................• . . . .
шаг зацепления па ней............................................
232,8 мм
30.48 „ 204,7 ,
26,80 ,
Б. ВИНТОВЫЕ КОЛЕСА
Винтовые колеса получаются, если горловые гиперболические колеса (фиг. 1956) заменить двумя касающимися в одной точке цилиндрами с винтообразными зубцами, имеющими одинаковый нормальный шаг t„, наклон которых во время зацепления
565
совпадает. Вертикальная проекция на фиг. 1959 показывает оси I и // в положений когда кратчайшее расстояние между ними проектируется в натуральную величину, а в соответствующей горизонтальной проекции, начерченной на фиг. 1960 в большем масштабе, проектируется в виде точки О. Прямая ЕЕ является общей касательной боковых поверхностей зубцов в полюсе зацепления О. Сумма углов ?t и ?д обра* зуемых ЕЕ с осями / и //, дает угол ? между осями:
?i + ?2 = ?- (597)
При зацеплении получаются винтовые поверхности, которые на ко лесах проходят в одинаковом направлении, так что оба колеса одновременно являются правыми или левыми. (В этом
Фиг. 1959. Винтовые колеса,
Фнг. 1960. Винтовая передача. М. 1 : &,
-A_ и COS?!
t3=-^ * cos
(598)
отношении винтовые колеса отличаются от косозубчатых, у которых всегда сцепляются два колеса с противоположным наклоном зубцов). Зато окружные шаги колес получаются различными
Л =
откуда для диаметров соответствующих начальных окружностей получаются формулы:
D( и (599)
а для отношения расстояний полюса зацепления О от осей I и //, составляющих Z?i Z)2 .
а, = - ’, а2 = формулы: £ £
а± = = ^cos®, = а . cos?, б00)
<7., Z.> COS COS ?!
Если ?i не равно ?2, т. е. линия ЕЕ не-является биссектрисой угла между осями, то диаметры колес не пропорциональны числам зубцов. Например, мы могли бы оба кэлеса для приведения в движение распределительного вала четырехтактного двигателя внутреннего сгорания сделать один1кового диаметра, хотя бы распределительный вал и должен был иметь число оборотов в два раза меньше, чем главный м 1 вал. Для этого случая из ура нений (600) и (597) при ? = 9/, at = a, и к = ’= получаетс-н:
2 cos?, = cos?-> = sin ?,; tg?, = 2; ?i = 63°26'; ?2 = 26°34';
553
это, конечно, приводит к тому, что зубцы на ведущем колесе получаются с довольно большим уклоном и осевое давление у него получается довольно значительным, но затУ а конструктивном отношении получается возможность увеличить диаметр отверстия во втулке до диаметра главного вала двигателя.
В качестве третьей формулы имеем следующую
а1 + а2 = а. (601)
' При заданном расположении осей и при определенном передаточном числе одну из четырех величин <?2, а, и а{ можно выбрать совершенно произвольно, тогда остальные получаются из трех уравнений (597), (600) и (601). Часто бывает целесообразно выбрать размеры одного из колес такими, чтобы можно было воспользоваться для обработки его имеющимся инструментом, тогда по выбранным
размерам можно определить размеры второго колеса и расстояние между осями.
Связь между зацеплениями колес станет наглядной, если представить себе, что в общей касательной плоскости к обоим цилиндрам вставлено реечное зацепление. Если бокрвые поверхности зубцов рейхи проходят параллельно ЕЕ, то в сечении, перпендикулярном к ЕЕ (фиг. 1969, слева внизу), реечное зацепление будет иметь нормальный шаг зацепления его плоскость зацепления, перпендикулярная к боковым поверхностям зубцэв, образует с линией центров угол р. Если провести сечение в плоскости колеса /, то, как показывает боковой вид справа, получаются также
прямолинейные профили зубцов с шагом зацепления = CJ”'~ и с наклоном плоскости зацепления, определяемым формулой tgpj =tgp . cos?,. Пользуясь производящей
с наклоном р„ в этой плоскости можно известным способом построить зацепление колеса /, зубцы которого получаются навертыванием на начальный цилиндр под углом?,. Соответственно для колеса // получается = cos?2, и таким образом мы получаем данные, необходимые дтя построения профиля его зацепления. Ширины колес лучше всего брать таками, чтобы онн соответствовачи одинаковым отрезкам на ЕЕ. Оба колеса имеют общую плоскость зацепления, на которой рабочий участок
зацепления ограничивается Линиями пересечения ее с цилиндрами выступов и боковыми поверхностями колес (см. заштрихованную площадь на горизонтальной проекции передачи, относящейся к случаю, когда ведущее колесо / вращается по направлению, указанному стрелкой).
Аналогичным образом гиперболические колеса в части, расположенной вне горла, рассмотренные нами в предыдущей главе, можно приближенно заменить колпческими (вообще произвольными) основными телами, которые касаются одно другого лишь в одной точке, причем линии пересечения боковых поверхностей зубцов с начальными телами в этой точке имеют одинаковое направление. Они обра-
зуют винтовые передачи катания с несовершенным зацеплением.
Недостатком рассматриваемых колес является сильное скольжение зубцов вдоль боковых поверхностей их, что уменьшает к. п. д. колес, причем это уменьшение тем значительнее, чем более линия ЕЕ удалена от биссектрисы угла <? между осями. Незначительных углов наклона зубцов к плоскости колеса, которые легко ведут к защемлению, особенно на ведомом колесе, нужно избегать.
На горизонтальной проекции на фиг. 1959, которая показывает вид малого колеса сверху, показано распределение усилий в винтовой передаче.
Если принять во внимание трение, производимое скольжением в направлении вдоль зубцов, трением же вдоль профиля боковых поверхностей зубцов пренебречь, то окр)Жное усилие t/,, производимое ведущим большим колесом, разлагается на осевое давление At и на силу D, наклоненную к нормальному давлению N под углом трения р; сила D на малом колесе создает окружное усилие t/2 и осевое давление Д2. Сила R представляет силу трения, действующего вдоль зубцов. Для этих сиЛ имеем следующие формулы:
A = t7rtg (?,-А (602)
Д2 = О • sin (?3 4-р) = и, • . (6ЭЗ)
1Л = D . cos (?а 4- Р) = и. • COS (?а+^ • (604)
т ' 1 C0S(®!-р) '
567
Коэфициент полезного действия, если снова пренебречь трением в зубцах, определяется отношением количества работы, производимой усилиями, действующими на зубцы в направлении касательной к соответствующей начальной окружности
. t/2 • ___ Ut, • д2 • zx
Ui-a^ z.2
(605)
и достигает своего наибольшего значения примерно тогда, когда наклон зубцов совпадает с биссектрисой угла. Осевые давления нужно передавать на опоры, тщательно разгружая от них другие детали.
При расчете зубцов на прочность коэфициенты нагрузки, вследствие сильного скольжения и ввиду незначительной площади зацепления, берут низкими, примерно в два раза меньше, чем в случае обыкновенных цилиндрических колес.
Обработка винтовых колес производится таким' же образом, как и в случае цилиндрических колес с косыми зубцами, рассмотренных в разд. II, п. О этой главы.
Винтовые колеса для не пересекающихся, но скрещивающихся валов применяются лишь для передачи небольших усилий при передаточном числе до 1:5. Передачи с более высоким передаточным числом лучше выполнять в форме червячных передач. Особенно часто винтовые колеса применяются для приведения в движение распределительных валов двигателей, причем валы здесь большей частью скрещиваются под углом 90°. В качестве материала применяют чугун для небольших, и сталь по фосфористой бронзе для больших скоростей; при этом обычно ведущее колесо делают из стали.
Пример 8. Винтовая передача для кратчайшего расстояния между осями я = 200 мм, при угле между осями <? = 45° и при числах зубцов z1 = 36 и а2 = 24. Боковой зазор в направлении, перпендикулярном к осям зубцов, должен составлять 0,2 мм. Угол между сторонами, образующими нормальный профиль, 2а = 39° (р = 75°).
Берем: ф. — 30°, тогда
®2 = ® — ?1 = 45° — 30° = 15°, и так как
то _ г, • д • cos ®2______________36-20-cos 15° _.19г9
Я‘— Zj • cos<р-2 —.г2 • cos»! 36 • cos 15°-}-24cos 30° ’ ~ см‘
Da =-2д! = 250,4 мм\ а2 = 7,48 см\ D2 = 149,6 мм.,
Окружной шаг большого колеса: т. 250,4 • к
г. = —— = —— = 21,85 мм, ои малого колеса
Д,= 19,59 мм.
Из ^-008®! = ^ получается нормальный шаг обоих колес:
tn = 21,85 • cos 30° = 18,92 мм.
Для проверки:
tn = t2 cos ®2 = 19,59 • cos 15° = 18,92 мм.
Принимая боковой зазор равным 0,2 мм, получаем толщину зубца
$ = 0,5(£„— 0,2) = 9,36 мм.
Толщина зубцов колеса I в торцевом сечении будет
s 9,36 , _ „,
s, ‘ ----=------=10,81 мм,
1 cos®! cos 30 ’ ’
568
то же для колеса И: s2 = 9,69 мм. На колесе / наклон производящей прямой торцевого профиля определяется по формуле
tg = tg ,3 • cos = tg 75° • cos 30°= 3,232, p1=72°48'3i", и на колесе // по формуле
tge2 = 3,605; р2 = 74° 29' 45".
Наконец, при tu = 18,92 мм, р = 75° по фиг. 1924 и по формуле (583) для выбора фрезы для колеса / имеем:
, Z\ 36 ГС . X
<i ““ ~:—о— — ~—4 /пло---\ 1—q /2АО — 55,4 зубца,.
sin3-^ sin3 (90 —<?д) sin3 60 ।
а для колеса //:
, . z2 z.t 24 л
z.{= , = - ----; - •- ..7СО- = 26,6 зубца.
sin372 sin3 (90 —о2) sin3 75 J
Поэтому фрезы должны иметь специальный профиль. Если желают удовольствоваться приближенным профилем, то в настоящем случае можно было бы воспользоваться модульной фрезой с шагом 6к= 18,85 мм, но тогда придется отказаться от сохранения заданного бокового зазора.
Фиг. 1960 представляет зацепление с высотой головки 6 мм и высотой ножки 7,5 мм. Сравнение с фиг. 1958 показывает, что здесь тела колес и прдфили зубцов получаются более простыми, но что шаг зацепления и вместе с тем величина передаваемых усилий определяются выбором числа зубцов, если отказаться от чрезмерной ширины колес, которая, впрочем, дала бы незначительное увеличение площади зацепления. При коэфициенте нагрузки k =15 винтовые колеса могут передавать окружное усилие = 175 кг.
При этом на колесе I получается осевое давление в 69, а на колесе //—75 кг. Коэфициент полезного действия будет равен около 0,88.
В. ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА
1. Основные сведения
Червячная передача состоит из двух различных частей,: из червяка, имеющего форму винта, и из червячного зубчатого колеса. При рассмотрении червячной nepe^
дачи легко видеть, что червячное колесо в сущности представляет гайку, лишь частично охватывающую нитки червяка. Оси обеих частей могут скрещиваться под любым углом. Пример червячной передачи дает фиг. 1961; здесь мы имеем особый случай, так как ось винта наклонена к плоскости колеса под углом наклона «ц винта, чтобы в качестве червячного можно было применить обыкновенное цилиндрическое колесо с прямыми зубцами. При этом зацепление происходит лишь в одной точке, так что передача пригодна только для небольших усилий. Обычно угол скрещивания осей составляет 90° (фиг. 1962); в этом случае ось червяка лежит в средней плоскости колеса.
При работе боковые поверхности ниток нарезки червяка перемещаются относительно колеса и приводят в движение зубцы последнего после полного оборота червяк займет в точности прежнее положение, но уже будет находиться в зацеплении с другим зубцом. Если червяк одноходовой, то при каждом обороте его на 360° червячное колесо поверты
I
Фиг. 1961. Червячная передача.
569
вается на один зубец, если же он двух- или трехходовой, то на два или иа три зубца. В соответствии с э им передаточное число U определяется по числу ходов I червяка и числу зубцов червячного колеса п-.
U = L (606)
Червячная передача представляет особенно удобное средство для осуществления больших передаточных чисел. Обыкновенно отношение чисел оборотов заключается в пределах между 1:10 и 1:30; но существуют тткже и передачи'с 1:50 и более: минимальным же передаточным числом является 1:5.
По лобным же образом червячные передачи могут заменить две или три последовательно включенные цилиндрические передачи и, таким образом, несмотря на
Г5
Фиг. 1962. Приблизительная конструкция зацепления червячной передачи £ = 2"; червяк двухходовой левый, r = 5U мм. М. 1:2.
высокую стоимость изготовления, могут быть экономичными, не говоря уже о дальнейших выгодах, заключающихся в бесшумности, компактное!и конструкции и незначительном весе передачи, —преимущества, которые в случае быстроходных машин, как тележки мостовых кранов, могут стать решающим фактором. Поэтому червячные колеса, особенно со времени введения для приведения в движение электромоторов, нашли себе широкое применение в подъемниках, кранах, станках и в транспортном хозяйстве.
Первые попытки применения червячных передач привели к весьма противоречивым результатам и во многих случаях к неправильным заключениям, коюрые иногда давали повод к неблагоприятным отзывам. Лишь статьи, Ш т р и б е ка „Versuche mit Schneckentrieben” („Опыты с червячными передачами”) [XXV, 18] внесли ясность в вопрос о зацеплении и дали принципы правильного конструирования. Эрнст в своей книге „Зацепление в червячных передачах" [XXV, -19] расширил и углубил это исследование, а также дал способ геометрического, построения перпендикуляров, опущенных иа профили червяка в нескольких продольных сечениях.
570
Наконец Ши бель [XXV, 1], пользуясь некоторыми особыми свойствами винтовой поверхности, разработал способ построения, который будет приведен дальше.
Действие поверхности червяка при работе передачи дает такой эффект, который м >жно заменить двумя частичными движениями: вращением около оси и равномерным поступательным движением в направлении оси. Первое создает трение скольжения, потучаютееся между поверхностями зубцов колеса и нарезки червяка, второе движение заставляет вращаться червячное колесо. При этом перемещении профили зубцов остаются все время без изменения как в средней плоскости Передачи, так и во всех параллельных ей плоскостях. Так как, кроме того, скорость, с которой движутся эти сечения, все время одинакова, то при исследованиях зацепления вращение червячного колеса можно представлять себе только как результат поступательного движения червяка, что соответствует реечному зацеплению, вращение же червяка можно оставить без рассмотрения.
Телом катания (начальное тело) червячного колеса будет боковая z t
поверхность цилиндра, имеющего диаметр D —- (фиг. 1962), так как. лишь его
точки могут иметь скорость, равную скорости только что упомянутого перемещения червяка. По начальному цилиндру катится начальная плоскость или плоскость катания червяка, постоянно касающаяся образующей цилиндра, проходящей через полюс зацепления О и образующей полярную линию зацепления.
У большинства работающих с цилиндрическими червяками передач применяется исключительно эвольвентное зацепление.
Циклоидальное зацепление представляет затруднения в изготовлении не только потому, что поверхности ниток нарезки червяка получаются двоякой кривизны: по исследованиям Эрнста у них получаются также более невыгодные условия зацепления и более значительное изнашивание. Эвольвентное зацепление (фиг. 1962, вверху) дает в средней плоскости профиль зубчатой рейки (фиг. 1870); в большинстве случаев, при обычно принимаемом угле р = 75° между производящей прямой и линией центров боковые стороны профиля червяка получаются прямыми с наклоном к радиусу в 15°; зубцы колеса имеют эвользентный профиль. Зацепление колеса и червяка происходит на производящей прямой.
В соответствии со сказанным червяк легко изготовляется как винт с трапецеидальной резьбой. Шаг зацепления t, который измеряется между двумя соседними нитками или зубцами, не учитывая числа витков червяка, затем число ходов/, расстояние г плоскости катания от оси червяка на фиг. 1962 и угол наклона ах резьбы червяка, связаны следующим соотношением
2к г • tga, = i • t,
так как величина i-t равна шагу резьбы винта Ао. Отсюда определяется радиус г = 5 Ц*- , (607)
2K-tgat ' '
или угол наклона нарезки s
= (608)
Угол 04 обыкновенно заключается в пределах между 5 и 20е, максимум 30е. Шаг резьбы червяка, а следовательно и шаг зацепления, обычно берется в мм или дюймах, в зависимости от того, в каких единицах взят шаг ходового винта токарного станка, на ко орпм должна производиться обработка. Включение в перебор колеса с 127 зубцами (5" = 127,0 мм) позволяет, конечно, переходить от одних еди-/х-97 \
ниц к другим; включение же колеса с 97 зубцами I= 25,395 мм^Г1 позволяет выполнять передачи также и с модульными шагами.
Сечения боковых поверхностей зубцов плоскостями, параллельными средней плоскости, не дают эвольвентного профиля и, кроме того, на одинаковом расстоянии спереди и сзади названной плоскости имеют различный вид. Соответствующие линии зацепления искривлены; геометрическое место их дает поверхность зацепле
571
ния, огузеделение вида которой необходимо для надежного суждения в случае ответственных червячных передач. Знание положения и длины рабочего отрезка линии зацепления в средней плоскости для этого недостаточно. Особенно вредным является подрезывание боковых поверхностен зубцов.
В сечении плоскостью, проходящей через ось колеса, дно впадин между зубцами червячного колеса, а иногда также и очертание головки, часто описывается по дуге круга (фиг. 1963—1965), остальные же части обычно ограничиваются в этом сечении прямыми, линиями в соответствии с цилиндрической или конической формой обода колеса, получающейся после предварительной обточки. За нормальную высоту головки можно считать 0,3 Л за высоту ножки — 0,4£,
в случае же модульного шага 1 т и 1,17 или 1,2 т.
Фиг. 1366. Основные тела глобоидальной червячной передачи.
Фиг. 1963—1965. Форма зубцов червячных • колес.
которые впервые подробно рассмотрел
Вторую группу образуют глобоидальные червячные передачи, Ре л о. Основными телами такой передачи являются два глобоида, получающиеся от вращения круговых дуг вокруг осей. Глобоид червяка по фиг. 1966 образуется при вращении вокруг оси I круговой дуги АОВ, а глобоид колеса — путем вращения одной из дуг CAD или EBF, лежащих в концевых сечениях червяка, вокруг оси II. Вдоль указанных образующих линий и происходит касание основных тел. При нарезке резьбы червяка обычно резец устанавливается сперва точно в средней плоскости передачи; при снятии стружки резец вращается вокруг оси II со скоро-“ \ТЛ*\\ \ /А стью, пропорциональной скорости вращения
у W \ \Д/ \ \] тела червяка, т. е. при каждом обороте
1 i\ М червяка повертывается на угол т (фи'г. 1967),
' “'оЛ' ’’'оч соответствующий шагу зацепления. Зубцы
1 колеса нарезаются при помощи червячной
Фиг. 1967. Глобоидальное червячное зацепление, фрезы, имеющей такую же форму и занимающей такое же положение, как и рабочий червяк. При этом боковые стороны профилей в среднем сечении совпадают друг с другом, т. е. вдоль них все время происходит' зацепление. Но это, повидимому, благоприятное обстоятельство ухудшается тем, что зацепление зубцов происходит по ребру, которое затруднительно поддерживать в смазанном состоянии. Это происходит от того, что углы наклона резьбы червяка у отдельных витков нарезки имеют разную величину: наибольшую — в середине, наименьшую — к концам (см. углы наклона а, и а/, фиг. 1967). Зубцы червячной фрезы, сидящие на кон? цах ее, врезаются в боковые поверхности зубцов колеса, соответствующих углу наклона at как спереди, так й сзади средней плоскости, проходящей через ось червяка, и таким образом образуется упомянутое ребро, по которому происходит зацепление [см. XXVI].
572
Вследствие полного совпадения профилей червяка и колеса в средней плоскости, проходящей через ось червяка, профиль резца, при помощи которого изготовляются рабочие червяки и червячные фрезы, может быть произвольным: обычно для простоты режущие кромки резца делают прямолинейными. Весьма важно соблюдение точности сборки обеих частей передачи как в радиальном, так и в осевом направлениях.
Фирма Лоренц в Эттлингене (Баден} избегает при обработке применения дорогих червячных фрез, довольствуясь приближенным глобоидальным зацеплением, и, несмотря на это, получает благоприятные условия работы (передача Лоренца).
В передаче Пекрун машиностроительного завода П е к р у н (в Косвие, Саксония) зубцы колеса в целях уменьшения трения заменены роликами.
2. Зацепление в передачах с цилиндрическими червяками
В червячных передачах с необрабатываемыми зубцами, например, в ручных подъемных механизмах дешевой конструкции, червячное колесо заменяют косозуб-чатым, угол наклона зубцов которого равен углу наклона нарезки червяка. Первоначальное касание в одной точке при приработке и от изнашивания постепенно переходит в касание вдоль одной из линий поверхности, но, конечно, такая передача удовлетворяет лишь скромным требованиям»
Несколько более совершенным является зацепление по фиг. 1962, которое пригодно для необработанных колес и отливок по моделям. Радиальные сечения червяка AlpSt и AlpSa дают такие же прямобочные профили, как и в средней плоскости колеса, которые, однако, сдвинуты в осевом направлении на величину
_ h0 • у 360° — 360° ’
(609)
где /;0— шаг нарезки червяка, а у обозначает угол, образуемый секущей плоскостью со средней плоскостью. Соответствующие боковые стороны профиля зубцов колеса лежат на конических поверхностях, касающихся радиальных поверхностей вдоль образующих конуса и MXS2. Точки- Sj и Sa представляют вершины конусов, развернутые боковые поверхности которых, как и в случае приближенного конического зацепления (фиг. 1934), могут быть использованы для вычерчивания на них профиля зацепления. При этом нужно заметить, что хотя производящие прямые во всех сечениях составляют с линией центров такой же угол р, как и в средней плоскости (так как боковые поверхности зубцов имеют всюду одинаковый наклон), все же полюсы зацепления Ot и О2 на отдельных нитках нарезки червяка сдвинуты внутрь. Эти полюсы зацепления находятся в точках пересечения прямых Л131 и TUjS2 с начальной линией червяка. Построение профиля зубцов в сечениях, перпендикулярных к УИг?! и ?WiS2, не представляет никаких затруднений. Сперва проводят основные окружности, касающиеся производящих прямых, а затем строят соответствующие эвольвенты так, чтобы профили их касались в точках Ot и О2. Толщина зубцов определяется требованием, чтобы боковой зазор был всюду одинаков, что получается, если сумму толщин зубцов крлеса и нарезки червяка, измеренных на начальных линиях, во нсех сечениях сделать одинаковой так, чтобы, например, АО-^-ОВ = А2О2-[-А2Вг. Расстояния, на которые должны быть взаимно сдвинуты на начальной плоскости червяка найденные таким образом сечения колеса, получаются, если отыскать в правой боковой проекции положение боковых линий профиля червяка, соответствующих точкам О, и О2, как это показано для О3. От точки D, лежащей на прямой CJD продолжении боковой стороны профиля, по оси червяка откладывают отрезок
подсчитанный по углу у2 = 36°, и откладывают равный ему отрезок FC на гребне профиля червяка, после чего находят положение линии профиля GE, проводя FG перпендикулярно оси до пересечения с прямой, параллельной оси и проходящей через точку окружности К. Искомый сдвиг HJ заключается между обеими линиями профиля на начальной линии червяка.
Вследствие несовершенства форм зубцов, получающихся путем перенесения
573
профиля, построенногЬ на развертке, на коническую поверхность, длины зубцов более Ьо= 1,5 t, считая по окружности радиуса г (фиг. 1962), следует избегать. Конец червяка можно выпустить, примерно, на 0,5 t за крайние точки зацепления в сечении чем и определяется длина черзяка.
Шибель [XXV, 1] для построения точного зацепления и профилей зубцов пользуется тем обстоятельством, что перпендикуляры к профилю находятся от оси червяка на одном и том же расстоянии е (фиг. 1968, а и с). Именно в продольном сечении червяка с эвольвентным профилем проекции перпендикуляра, восставленного к профилю в произвольной точке Р, лежащей на окружности радиуса г', перпендикулярна к прямолинейной боковой стороне профиля, образует, следовательно, с перленди-
Фиг. 1968. К конструкции зацепления по Шибелю.
куляром РА к оси угол р и встречает ось червяка в точке-С В проекции а начерчена лишь винтовая линия, на Которой лежит точка Р. Перпендикуляр к прсфилю проектируется здесь в виде перпендикуляра к касательнсй к винтовой линии, т. е. под углом СЦ к оси червяка. Если из точки С опустить на ось червяка перпендикуляр,то длина его ВС даст истинную величину расстояния е, на которое перпендикуляр отстоит от оси. Из обоих чертежей следует, что
e = BA^tga1—PA- tgP - tga1 = r' tgctj -tg₽.
При tg at = будем иметь
e = ’ (610)
т. e. величина e постоянна._В боковой проекции с проекцию нормали PC находят,
откладывая величину е = МС. У червяков с левой резьбой точка С расположена перед продольной секуще?. плоскостью червяка (фиг. 1968), а у правохрдовыд—сзади
574
(относительно продольного сечения Ъ, фиг. 1963). Отрезок е и следует откладывать
в соответствующую сторону при описываемом ниже построении линий зацепления.
Точка Р приходит в зацепление тогда, когда перпендикуляр к профилю про-
ходит через полярную линию, т. е. ч *рез линию касания стен, которая в продольном сечении b изображается в виде точки О, а в боковой проекции с—в виде касательной к кругу радиуса г, и которая с перпендикуляром к профилю пересекается в точке D. Пусть в момент зацепления точка Р расположена на расстоянии хот средней линии (параллельно оси червяка) и на расстоянии у от начальной линии или от точки D по направлению, перпендикулярному к оси червяка.
Так как согласно проекции b
-^- = tgp или = у 6Г . х ’
то для всех точек, находящихся на расстоянии х от
обеих начальных поверхно-
средней линии, которые, следовательно, лежат в од- фиг. iges.
ной и той же секущей плоскости, перпендикуляр-
ной к оси червяка, величина у также постоянна. Это обстоятельство позволяет просто производить построение линий зацепления в такого рода секущих плоскостях. На
Передняя
Задняя сторона, lau/eai
Фиг. 1970.
фиг. 1968, d направление нормали для второй точки Р', лежащей в той же секущей плоскости, как и Р, найдено построением отрезка МС' = е, перпендикулярного к РЛ1. Тогда точка зацепления D' является точкой пересечения нормали С'Р с перпендикуляром, восставленным в точке Q', находящейся на расстоянии PQ' =у.
Точка Р' вступает в зацепление два раза, именно, когда О', движущаяся по окружности ’ радиуса ТИО', приходит в Е' или Е" на начальной линии. Если вообразить, что радиус МР повернут на угол т так, что он займет положение МР' на средней линии, то радиус МГУ = МЕГ получим, проведя СР', отложив P"Q" =у и восставив перпендикуляр в Q". Целесообразнее всего проводить^секущие плоскости на расстояниях, выраженных в дробных частях шага зацепления t червяка или шага h0 резьбы червяка:
х = п • 0,1 • t • tg р
или
л = п • 0,1 • h0 • tg р
(611)
Фиг. 1971.
и соответственно имеем
y = n-0,l-t ]
или > (612)
у = л-О,1-Ао, )
причем нужно подставлять
я = 0,4-1,4-2,4-3,- • • —1, —2, —3,. • •
Величина х считается положительной на той стороне, на которой черьячное колесо во время работы входит в червяк, т. е. на которой начинается зацепление. Положительные значения у следует откладывать наружу от начальной плоскости, а отрицательные —
575
внутрь. Величина *, = 0,1 • 7<в • tg р одновременно является расстоянием между отдельными секущими плоскостями. Совмещая линии, на которых расположены точки Р и Q, имеющиеся в каждой секущей плоскости, мы достигаем того, что у нас получаются два семейства линий: пучок лучей, исходящих из С и проходящих через точки Р, и семейство перпендикуляров к средней линии, проведенных через точки Q; точки пересечения прямых этих двух семейств дают линии D (фиг. 1968, е). Так, например, кривая Dt для плоскости -\-4 получается, если найти точки пересечения лучей, проходящих через С, с перпендикулярами, восставленными на расстоянии 4у от точек Р. Пересечение луча CPadQ и перпендикуляра P4rf0 дает точку d0 на кривой Z)4. На фиг. 1968 для п были взяты лишь четные числа.
Линии зацепления в плоскостях, перпендикулярных к оси червяка, проще всего находятся путем перечерчивания обеих систем линий на закрепляемый в М кусок прозрачной бумаги, при помощи которой точки d устанавливают на начальной линии и скалывают соответствующие точки Р, как это показано на фиг. 1968 f для точек и PG. Линия Z)4 дает таким образом линию зацепления на плоскости -\-4.
На фиг. £969—1974 произведено построение поверхности зацепления для двухходового червяка с шагом зацепления t = 3/4" = 19,05 мм и колеса с 40 зубцами, диаметр начального цилиндра которого равен D = 242,6 мм. Червяк имеет левую резьбу, радиус начального цилиндра г =25, наружный диаметр 60 мм и внутренний диаметр резьбы 36 мм, соответственно высота головки и ножки составляют 5 и 7 мм. Так как шаг нарезки червяка h0 = 2t, то для угла наклона на начальном цилиндре получается значение
«1 = 13°38'.
На фиг. 1970 представлено поперечное сечение червяка, а на фиг. 1973 продольное сечение того же червяка, находящегося в зацеплении с червячным колесом. Передней стороной червяка названа та часть его, в которую входит колесо при своем вращении, а передней стороной колеса — та половина его, в которую врезывается червяк. Сперва в боковой проекции (фиг. 1970) строят линии зацепления в плоскостях-j—5,4-5,— ...I,— 2, перпендикулярных к оси червяка, взаимное расстояние между которыми равно
л, = 0,1 -1 • tgp = O,l • 19,05 • tg75° = 7,11 мм.
Соответствующее значение у составляет 0,1 t= 1,91 мм, а величина е ~ =*
38 1 * tff 75°
= —z— = 22,63 мм. При помощи этих данных на прозрачной бумаге можно начертить пучок лучей (фиг. 1969), причем ввиду того, что червяк имеет левую резьбу, е = МС нужно отложить влево от М в направлении, перпендикулярном к OAQ.. Накладывая прозрачную бумагу на поперечное сечение червяка, по фиг. 1968, f, мы найдем линии зацепления -j- 6, 5,... — 2.
Затем ищем очертания линиии зацепления в произвольных плоскостях, параллельных средней плоскости колеса, + IV, -\-III,... — III, расстояние между которыми в нашем примере всюду принято одинаковым, равным 6 мм. Как показывает фиг. 1971, плоскость II пересекает линии зацепления -\-4, -f-З и£2в точках J, К и L, которые, будучи перенесены на соответствующие плоскости в вертикальной проекции (фиг. 1974), дают точки , К' и L' линии зацепления II. На последней зацепление ограничивается участком II—II, нижний конец которого лежит на прямой, параллельной оси червяка и проходчицей через точку 5, а верхний совпадает с точкой пересечения с дугой круга радиуса Ри в соответствии с очертаниями сечения червяка и колеса плоскостью -}-//. На фиг. 1973 линии зацепления образуют пучок линий, проходящих через полюс зацепления О, из которых лишь линия, лежащая в средней секущей плоскости, является прямой, а остальные искривлены - и на передней стороне колеса проходят круче, а на задней положе, чем в средней 576
плоскости. Если конечные точки' отдельных линий зацепления снести назад на боковую проекцию (фиг. 1971), то заштрихованная площадь представит область зацепления для того случая, когда зубцы ограничены в осевом сечении колеса
ч -/ -г
Фиг.' 1974.
. Фиг. 1969—1974. Определение площади зацепления для двухходового червяка и колеса с 40 зубцами, / = з/4" М. 1 :1.
Лучшее представление дает горизонтальная проекция (фиг. 1972), на которой по обе стороны от средней линии нанесены следы плоскостей— HI и на которую спроектированы конечные точки рабочих отрезков линий зацепления, как это показано для плоскости-t-/. Получается подковообразна^, несимметричная
37 Ре тит ср. Детали машин, т. II. 577
фигура, рабочий участок- поверхности зацепления, в более длинном конце которой начинается зацепление на задней стороне колеса. Нитки резьбы червяка, попадающие внутрь этой области, находятся в одновременном зацеплении с зубцами колеса. Линии А, В к С соответствуют одинаково помеченным линиям, ограничивающим поверхность червячного колеса в боковой проекции (фиг. 1970). В случае С колесо имеет цилиндрическую форму; диаметр его определяется нормальной высотой головки в средней плоскости. Для этого случая рабочий участок поверхности зацепления ограничен линией, начерченной на фиг. 1972 штрих-точечным пунктиром; этот участок мал, но он отделяет наиболее ценную часть площади зацепления, на которой скольжение боковых поверхностей зубцов колеса и нарезки червяка одна по другой меньше и равномернее, чем на выступающих концах рабочей площади зацепления. Червяк рекомендуется делать симметричным по отношению к средней линии, проходящей через ось колеса, чтобы можно было использовать червяк для обоих направлений вращения и чтобы коробка для червячной передачи получалась симметричной. В данном случае длину червяка 1е можно взять равной 60, мм. В случае очертания колеса по контуру В (фиг. 1970) линия, ограничивающая в разрезе зубцы червячного колеса, в средней части концентрична с окружностью, получающейся в поперечном сечении червяка, а снаружи зубцы ограничены двумя радиальными прямыми, проходящими через /И. При этом рабочий участок поверхности зацепления расширяется в сторону своих обоих придатков. Наибольшее расширение рабочего участка поверхности зацепления получается при ограничении наружной части червячного колеса цилиндрической поверхностью по линиям, обозначенным буквой А, В случаях Л и В требуется значительное увеличение длины червяка, примерно до 100 мм, но зато, вследствие распределения окружного усилия на несколько витков резьбы червяка и на большее число зубцов, здесь допустимо увеличение нагрузки на червяк. Нужно обращать внимание на тщательное изготовление и сборку, так как уже небольшие неточности в угле наклона или незначительный перекос могут весьма вредно отозваться на работе червяка. О числе зубцов червячного колеса, одновременно находящихся в зацеплении с червяком, можно получить приблизительное, но практически вполне достаточное представление следующим образом. Профиль червяка, начерченный на прозрачной бумаге, накладывают на чертеж рабочей площади поверхности зацепления, находят точки пересечения ведущих профилей червяка с линией, ограничивающей рабочую площадь линии зацепления, соединяют их одна с другой и сосчитывают число полученных таким образом участков. Таким путем находят, что в случае С в одновременном зацеплении с зубцами колеса находятся от двух до трех, в случае А и В от трех до четырех витков резьбы червяка и что длины рабочих отрезков линий зацепления при очертании зубцов по линии В увеличиваются примерно на 30°/о, а при очертании по линии А примерно на 35% в сравнении со случаем С.
Вообще говоря, рабочий участок поверхности зац*епления можно рассматривать как часть безграничной поверхности зацепления, представляющей обыкновенную винтовую поверхность, которую можно получить, продолжив поверхности червяка. Эта поверхность зацепления характеризуется только углом а, между сторонами, образующими боковой профиль, расстоянием г полюса зацепления от средней линии, углом наклона «4 этого радиуса на цилиндрической поверхности £
или же величиной — = tgat • ctga, т. е. только формой червяка. Ее вид совершенно не зависит от формы червячного колеса. Если у двух передач расстояния г различны, но отношение у- одинаково, то получаются геометрически подобные винтовые поверхности н поверхности зацепления.
Зато границы рабочей площади поверхности зацепления определяются наружными очертаниями червяка и червячного колеса. Например, дуга defgh контура рабочей площади поверхности зацепления (фиг. 1972) получается как линия пересечения поверхности зацепления с цилиндрической поверхностью червяка, диаметр которой равен 60 мм, дуга ikl получается как пересечение с горловой частью поверхности колеса, а участки АА, BB, СС обязаны своим происхождением поверхностям,
513
ограничивающим концы зубцов колеса. Что касается крайних точек f и d, определяющих полную длину рабочего участка поверхности зацепления и размеры используемой при работе части червяка, то положение f зависит от наружного диаметра червяка, а положение d — от наибольшего диаметра колеса.
Фиг. 1976. Фиг. 1979
Нужно стремиться к возможно большему увеличению рабочего участка поверхности зацепления, но при этом нужно иметь в виду, что вследствие неблагоприятных условий, происходящих от незначительного наклона линий зацепления, часть на передней стороне червяка deghlki (фиг. 1972) представляет меньшую ценность, чем часть efg, лежащая на задней стороне червяка.
Рабочая площадь поверхности зацепления уменьшается: а) если происходит подрезывание зубцов червячного колеса, б) если происходит подрезывание резьбы
37*
579
червяка зубцами колеса, в) от практически неиспользуемой части теоретической рабочей площади поверхности зацепления.
а) На фиг. 1975 — 1980 произведено исследование одноходового червяка (с шагом •// и радиусом начального цилиндра 25 мм) и колеса с 15 зубцами, не дающими зазора с резьбой червяка, при высоте головки 0,3-/ = 5,7 и высоте ножк-0,4 = 7,6 мм. Величины лг, = 7,11 и ^ = 1,91 мм те же, как и в предыдущем примере, далее:
г = tg75^11,32
2к 2гь
В продольном сечении (фиг. 1979) ради ясности начерчены лишь три линии зацепления, прямая 00 для среднего сечения и линии зацепления для плоскостей-)-// и — ///. Перпендикуляры, опущенные на них из центра колеса, встречают линии зацепления в точках Fir, Ff)HF_rm расположенных внутри рабочих отрезков линий зацепления; вследствие этого согласно сказанному на стр. 486, должна получиться подрезка зубцов. Если эти точки перенести на горизонтальную проекцию, то линия F'и Fo' F _Zz/представит границу используемой области зацепления. При нормальной высоте головки или при обработке червячного колеса при помощи фрезы с профилем, показанным на фиг. 1979 пунктирной линией, из используемой области выпадают новые части. В горизонтальной проекции рабочей площади поверхности зацепления (фиг. 1978) при обработке путем фрезерования получается линия, начерченная пунктиром. По Ши б ел ю рабочую площадь поверхности зацепления с удовлетворительной точностью находят следующим образом. Отрезки на прямых, параллельных оси червяка, ограниченные точками Рп и F'_ni, с одной стороны, и линией, соответствующей Наружному диаметру фрезы, с другой, делим пополам и полученные длины откладываем внутрь рабочей площади поверхности зацепления; для плоскости — ///, например, откладываем f'F'_UI— -у • F'_ш. В конечном счете, в качестве рабочей площади поверхности зацепления останется область, заштрихованная у краев. В боковой проекции она также значительно сузится (фиг. 1976), как это находят простым перенесением соответствующих точек из горизонтальной проекции.
Подробное исследование влияния подрезки и зацепления в червячных передачах произвел В. Вольф (W. Wolf) [XXV, 20].
Возможность подрезки зависит от угла а между сторонами, образующими боковой профиль зацепления, от угла наклона а( нарезки червяка, от числа ходов I высоты и формы головок зубцов фрезы, а также от передаточного числа «. В особенности увеличивается подрезка с увеличением угла наклона а, резьбы червяка и с уменьшением числа зубцов на колесе. Встречающиеся в литературе указания, что при а = 15° подрезка наступает при числе зубцов менее 30 (17 при а = 20°), неправильны. Точно так же нельзя ограничиваться исследованием только среднего сечения червяка, так как первоначальное ущемление происходит не в точке /, а в вершине дуги ef (фиг. 1972).
В случае обработанных червячных колес характер подрезки зависит от формы и размеров фрезы. Для того чтобы червячная передача работала без игры, фре’а должна иметь такую же основную форму и занимать при обработке такое же положение, как и рабочий червяк, а для получения необходимого радиального зазора высота головки его резьбы должна быть больше, чем у червяка. Прямые участки боковой части профиля у фрезы и рабочего червяка делают одинаковой длины (Л = 0,3£ или т .ил), но головки зубцов фрезы по фиг. 1981 закругляют по радиусу г„ = 0,2 t.
Из описанных нами подробно средств, применяемых для уменьшения подрезки цилиндрических колес, в данном случае применяется, главным образом, увеличение расстояния между осями, на возможность которого впервые указал Ш и бе л ь. Указания относительно величины требуемого сдвига приведены ниже. Увеличение угла между прямыми сторонами, образующими боковой профиль, и уменьшение высоты головки у резьбы червяка сами по себе могут быть фекомен-580
дованы в меньшей степени, так как и то и другое сильно уменьшает рабочую площадь поверхности зацепления.
б) В сечениях, параллельных средней плоскости колеса, профили зубцов получаются тем острее, чем дальше секущие плоскости отстоят от средней плоскости. В левой части фиг. 1980 представлено среднее сечение, а в правой — сечение плоскостью —/// того колеса, к которому относится предыдущий пример. Если в среднем сечении боковые профили зубцов колеса продолжить до пересечения, то, перенеся соответствующий радиус R, в боковую проекцию (фиг. 1977), мы получим точку So. Точки S//r представляют точки в плоскостях -}-П1 и —III, соответствующие вершинам зубцов в этих плоскостях. Линия Sni SQ Sni образует границу, за которую не должны переходить очертания зубцов червячного колеса; если последние будут доходить до этой линии, то зубцы колеса будут резать червяк, что в случае применения хрупкого материала может повредить червяк, особенно же может пострадать смазка из-за сгребания жиров или масла; по этой причине нужно избегать доводить профиль зубцов до этой линии или, по крайней мере, на стороне входа червяка в колесо зубцы нужно хорошо закруглять. Даже при отсутствии зазора габарит червячного колеса (фиг. 1977) не будет заходить за указанную границу. На практике слегка искривленную линию S /rr Sa Sfff, соединяющую вершины зубцов, можно заменить касательной в средней плоскости, проходящей через ось колеса, следовательно, нам нужно лишь найти в среднем сечении 50 и провести через эту точку перпендикуляр к средней линии.
Сечение —III (фиг. 1980) находят следующим образом. Радиальные секущие плоскости, проведенные на фиг. 1977 через червяк с интервалами 71/г°, соответствующими */*8 части окружности, дают такие же профили, как и средняя плоскость, но в боковой проекции эти профили кажутся сокращенными, и в соответствии с подъемом резьбы червяка сдвинутыми. Например, в плоскости, расположенной под углом 45°, сдвиг составляет — - 19,05 = 2,38 мм. Отложив эту длину
на линиях, проектирующих очертание дна впадины и верха нарезки червяка в сечении ///, мы находим профиль в вертикальной проекции и на нем, проводя через точку пересечения Г с плоскостью —III линию, параллельную оси червяка, находим две точки А н В искомого сечения червяка. Для полученных слегка искривленных профилей мы по общему способу (стр. 482), проведя перпендикуляры к профилю и пользуясь линиями зацепления-,-/// и — ///, находим сопряженные профили. Линия — /// относится к левой, а зеркальное изображение линии-)-/// к правой стороне профиля впадины. При таком построении мы находим, что боковые профили зубцов почти сходятся в одной точке.
По Штрибеку при эвольвентном зацеплении с высотой головки 0,3/ острые углы еще не образуются, если угол 7 (фиг. 1970) взять по уравнению
tg-t = —-—, ' (013)
т+°>6
где величина а зависит от числа зубцов z следующим образом: 2= 28 36 45 56 62 68 76 84
а = 1,9 2,1 2,3 2,5 2,6 2,7 2,8 2,9
в) По фиг. 1973 поверхность зацепления представляет криволинейную поверхность, заключающую в себе две прямые линии, именно, прямую линию зацепления, лежащую в средней плоскости, и линию касания обеих начальных поверхностей, которая на указанном чертеже проектируется в виде точки О. При углах наклона, более 90° — р к этим двум прямым добавляется третья, которая проходит параллельно оси червяка в плоскости, касательной к начальной поверхности. По другую сторону этой линии поверхность зубцов использована быть не может. При углах наклона более 30° она подходит так близко, что уменьшает ширину колеса. Но так как такие углы наклона едва ли применяются на практике, то этим случаем не стоит здесь заниматься детально [XXV, 1].
Вольф [XXV, 20] на основании своих исследований рекомендует брать угол
581
между сторонами, образующими боковой профиль, равным а =15°, высоту головки в среднем сечении равной 0,3£ или высоту ножки равной 0,4£ или 1,2- -~ н головки зубцов фрезы закруглять по фнг. 1981. Число ходов червяка i следует брать на основании расчета червячного вала на прочность по табл. 152; расстояние между осями при обозначениях, принятых на фиг. 1981, у одно-, двух- и трех-
ходовных червяков выражается формулой:
л о । ( ../0,15 , 0,01 \ .......
Л = ₽ + г+гЦ-^------—/ (614)
Значения £ даны в таблице. Если выражение в скобках получается отрицательным, то принимают Л = /?-|-г. Это же значение берут для четырехходового червяка и червяков с еще большим числом ходов. При указанных сдвигах осн червяка начальный цилиндр колеса остается без изменения, и на нем всегда
Фиг. 1981. К исследованию Вольфом червячной передачи.
та головки и высота ножки изменяются так же, линдрических колес.
наносятся одинаковые шаги зацепления. Изменяется зато расстояние г начальной плоскости червяка от его оси, а вместе с тем также и величина е, поверхность зацепления червяка и рабочая площадь поверхности зацепления передачи. Но из это-, го следует, что недопустимо произвольное изменение расстояния между осями, несмотря на то, что зацепление эвольвентное. При этом толщина зубцов, высо-как и в случае зацепления ци-
Тавлица 152
Коэфициенты для расчета червячных передач по В. Вольфу
Угол наклона “1° Наименьшее чнсло ходов Значения £ Значения
1. Сплошные червяки Зубцы колеса из 2. Полые червяки Зубцы колеса из i = 1 = 2 I = S
чугуна фосфористой бронзы чугуна фосфористой бронзы
6 1 1 1 1 0,65 0,83 1,00 0,110
8 1 1 2 2 0,55 0.83 1,00
10 1 1 2 2 0,43 0,78 1,00 0,075
-12 2 2 3 3 0,30 0,73 1,00
14 2 2 3 3 0,68 0,96 0,060
16 2 2 3 4 — 0,63 0,89
18 2 3 4 4 — 0,50 0,83 0,045
20 3 3 4 5 0,31 0,72
22 3 г 3 5 5 — 0,63 0,030
24 3 4 5 0,46
26 3 4 — — 0,31 0,020
28 4 4 — — — —
30 4 5 — — — — — 0,015
Согласно фиг. 1972 при цилиндрической форме наружной поверхности колеса рабочая площадь поверхности зацепления будет наибольшей. Допустимый наружный радиус (фиг. 1981) будет выражаться формулой:
/?. = *? +ОД [*4-Л — (/?4-г)]-1п 4г. (615)
582
Ширина рабочей части обода В составляет:
В = от 1,8 до 1,9/г3*, —(Л—/?а)^ , (616)
причем меньшее значение относится к тому случаю, когда число зубцов менее 20. Длина червяка, а также фрезы, служащей для обработки зубцов колеса, будет выра-жаться формулой: -
£ = 2(/^7^-/?tgo) + 0,8^ (617)
в случае если требуется, чтобы рабочая площадь поверхности зацепления была использована во всю длину.
Величина tg <? находится по табл. 152.
Если длину L уменьшают по конструктивным соображениям или если отказываются от зацепления на отростках рабочей площади поверхности зацепления, то Вольф рекомендует также уменьшать настолько, чтобы еще выполнялось соотношение, написанное выше. Так как решение его относительно /?„ дает сложное выражение, то сперва задаются значением /?а п по нему определяют А. Наименьшим значением нужно считать, конечно, 7?а = /?-|-0,3£ или что соответствует
нормальной высоте головки резьбы червяка в среднем’ сечении; наименьшее значение /?в получается для следующего значения А:
Lmin « 2 — R • tg ?) + 0,8t (618)
Нижним пределом числа зубцов колеса считают 15, так что при сцеплении с трехходовым червяком получается наименьшее передаточное число и = —.
5
3. Обработка червяков и червячных передач
При обработке деталей червячных передач нужно прежде всего обращать внимание на то, чтобы боковые поверхности резьбы рабочего червяка
и червячной фрезы были совершенно тождественными, и чтобы точно совпадали шаг зацепления и шаг резьбы. В отношении боковых поверхностей это может быть достигнуто лишь в том случае, если оба чгервяка обрабатываются одинаковым способом, или путем обточки или путем фрезерования. Обработка на токарном стИнке не представляет особых затруднений; для получения прямобочного профиля достаточно лишь установить резец точно в плоскости профиля и передвигать его по прямой линии; токарный станок сам сообщает движение, необходимое для получения винтовой поверхности. При фрезеровании получается криволинейный профиль, причем наименьшее искажение дает торцевая фреза, если ее установить под прямым углом к оси червяка; диаметр такой фрезы на различных глубинах впадины между витками резьбы должен равняться кратчайшему расстоянию между соответствующими винтовыми линиями, так чтобы, например, размер ~ab (фиг. 1982) на дне впадины был равен наименьшему, а размер cd на наружной цилиндрической поверхности был равен наибольшему диаметру головки фрезы. Недостаток таких фрез состоит в быстром изнашивании и связанном с этим изменении формы.
Дисковым фрезам придают профиль, соответствующий сечению впадины в направлении, перпендикулярном к средней винтовой линии впадины, и в таком же положении их устанавливают при фрезеровании. Но так как
Фиг. 1982. Обработка червяка торцевой фрезой.
при этом неизбежны отклонения от правильного положения по отношению квинтовым линиям на дне и на наружном периметре червяка, то фреза врезается в теоретиче-
583
1
Фиг. 1983. Обработка червячного колеса помощью радиально перемещаемой' червячной фр-зы.
Фиг. 1984. Обработка червячного колеса помощью червячной фрезы, передвигаемой в касательном направлении.
всего происходит при боль-
скую винтовую поверхность и делает профиль выпуклым наружу, что становится заметным уже при угле наклона 10°. Искривление профиля становится больше с увеличением наклона и отношения глубины впадины к среднему диаметру [XXV, 14].
Зубцы червячных колес нарезаются почти исключительно при помощи червячных фрез на цельном ободе или на ободе с литыми зубцами. Фрезу подводят или в радиальном направлении до положения, занимаемого рабочим червяком в собранной передаче (фиг. 1983), причем движения колеса и фрезы должны соответствовать величине передаточного числа, или же, по способу Ре ft-не кер а, фрезы передвигают постепенно в к а с ате л fa-ном направлении по фиг. 1984. При этом ось фрезы, имеющей в передней части коническую форму, все время находится на расстоянии, равном расстоянию между осями в готовой передаче; червячная фреза приводится во вращение, соответствующее требуемому отношению чисел оборотов, и, кроме того, ей сообщается дополнительное движение, благодаря которому она медленно ввинчивается в зубцы нарезаемого колеса. При первом способе обработки длина рабочего червяка ни в коем случае не должна превосходить длину червячной фрезы.
Режущие кромки фрезы огибают зубцы колеса, но боковые поверхности последних получаются тем более неровными и с уступами, чем число режущих кромок меньше или чем меньшее число их находится в действии. Поэтому всем более или менее ответственным передачам после установки их в коробке следует дать приработаться, постепенно повышая нагрузку. Коробка наполняется машинным маслом, которое нужно заменять новым^возможно чаще; применение для приработки особых шлифовальных материалов не ^только бесполезно, но даже вредно, так как частицы их задерживаются в порах многих материалов и их непрерывное шлифующее действие разрушает постепенно передачу, а, кроме того, металлические частицы портят также и подшипники. Приработка, которая, следовательно, достигается только давлением при больших скоростях скольжения, может считаться оконченной, если рабочая площадь зацепления выделяется на всех зубцах колеса одинаково и отчетливо. Даже у необработанных чугунных передач можно получить годные рабочие поверхности путем правильной приработки. Штрибек [XXV, 18] путем опыта установил, что приработка поверхностей быстрее шой скорости скольжения, полирование же и уплотнение поверхностей лучше всего производить при умеренной скорости и при постепенном повышении нагрузки.
4. Материалы, применяемые для червячных передач
Червяк следует изготовлять из твердого и хорошо сопротивляющегося изнашиванию материала, чтобы при приработке и в работе изнашивались преимущественно зубцы колеса, форма же червяка сохранялась бы все время. В дешевых, слабо нагружаемых передачах встречаются чугунные или литые стальные червяки и чугунные червячные колеса. Необработанные червяки следует допускать лишь при скоростях скольжения примерно до 2,5 м1сек. За этим пределом необходима обработка или по меньшей мере тщательная приработка. При больших скоростях и при высоких требованиях, предъявляемых к работе передачи, пользуются стальными червяками, которые тщательно обрабатываются и полируются, а иногда, для получения весьма гладкой поверхности, еще и закаливаются; при закалке, однако, нужно обращать внимание на возможность вредного коробления, особенно у длинных червяков. Шлифование после закалки представляет затруднения по тем же причинам, о которых говорилось по поводу обработки червяков дисковыми фрезами. Поэтому часто приходится отдавать предпочтение незакапенной стали перед закаленной.
Для червячных колес применяется чугун, а при высоких требованиях
584
к передаче преимущественно фосфористая и алюминиевая бронзы. В больших коле* сгх, для умень нения стоимости, из бронзы делают лишь обод, надевая или насаживая еги на корпус из чугуна или стального литья. Стальное литье для обода колеса непригодно вследствие наклонности к заеданию при высоких скоростях скольжения.
. Расчет червячных передач
На фиг. 1982 принято, что усилия, действующие в месте соприкосновения червяка с червячным колесом, могут быть приведены к одной силе давления на зубец, приложенной в полюсе зацепления О. Давление Р перпендикулярно к поверхности червяка и может быть разложено на три составляющих;
U' = Р • sin р' cosO],
параллельную оси червяка,
7? = Р- cos имеющую радиальное направление, и
Т’ = Р‘ sin fi/ • sinaj, перпендикулярную к оси червяка и к радиусу г, проведенному к полюсу зацепления. При этом угол 0' связан с углом наклона производящей 0 формулой:
^=_И_ ог cosaj
Далее, сила Р создает касательную к винтовой поверхности, направленную в сторону, противоположную вращению, силу трения у. • Р, которая при разложении, как это для ясности показано на второй нитке резьбы червяка, дает две составляющих: силу
U’ = у • Р • sin а1(
(619)
Ur
Фиг. 1985. Распределение напряжений и червяке.
действующую по направлению, параллельному оси червяка, н тангенциальную силу
Т = у • Р • cos Яр
При этом мы пренебрегаем силами трения, получающимися «при скольжении боковых поверхностей зубцов в радиальном направлении.
Если сложить силы, действующие по каждому ив трех направлений, то получим следующие силы.
1. Осевая сила:
£/=£/ —£7" = Р(cos сц • sin р'--у sin 04). (620)
Она заставляет работать червяк в зависимости от расположения подпятника на U • г
растяжение или сжатие, создает по фиг. 1985 в подшипниках давление — и нагружает червячный вал, опоры которого расположены по обе стороны от места приложения этой силы, изгибающим моментом
м»и — I • 2 ~ 2
2. Радиальная сила:
U-r
(621)
/? = P-cospz. (622)
Она добавляется к давлениям на подшипники и заставляет работать червяк на изгиб, причем момент ее составляет
.. -Я’1
4
(623)
535
Направленная в противоположную сторону сила, действующая на червячное колесо, нагружает подшипники вала колеса и создает в нем напряжения на изгиб, которыми в большинстве случаев, если подшипники колеса расположены на небольшом расстоянии один от другого, можно пренебречь.
3. Тангенциальная сила:
Т = Т 4~ V = Р (sin «! • sin fT 4~ у. cos а,), (624)
которая нагружает червяк изгибающим моментом:
^br=I4L> (625)
и, кроме того, крутящим моментом
Мл=Т-г, ' (626)
а вал червячного колеса нагружает изгибающим моментом и действует как осевая сила, так что червячное колесо должно быть хорошо предохранено от смещения в осевом направлении. Момент МЛ=Т • г представляет момент, необходимый для создания окружного усилия U. Полагая p. = tgp и допуская, что, приближенно, sin£' = l, т. е. пренебрегая наклоном боковых сторон профиля червяка, будем иметь:
у,__\Р (sin at cos р 4~ sin р • cos aj Р • sin (at 4" p)
cos p cos p
Так как из формулы (620) следует, что
у Р (cos «1 • cos р — sin gt sin p) _ P • cos («i —F~ p) . cosp ' cosp
Фнг. 1986. Коэфициент полезного дейг ствия червячной передачи в зависимости от угла наклона и величины коэфициента трения.
или
р UCOS р .
“cos(a14-P)’
то, следовательно, 1
Т= U • tg (a, -f- р) (627)
и передаваемый момент будет выражаться формулой
Mi=7’-r=:/.rtg(a14-p), . (628)
а также соответственно
/-)_f7cosfl'- cosp
— cos (a, 4-Р)
В червячной передаче без трения, т. е. для р. = 0 и р = 0 был бы необходим крутящий момент
Mia = U. г • tg ар
откуда, для к. п. д., если пренебречь потерями в подшипниках, получается формула, известная из теории винта:
„ = = tg«i _
4 Мл tg(a1-|-p)-
С увеличением at к. п. д. растет до своего наибольшего значения, получающегося примерно при 45° (фиг. 1986). Но большие углы подъема, которые согласно этой формуле были бы выгодны, однако, вследствие плохого зацепления, не рекомендуются. Обыкновенно угол берут в пределах от 18 до 20°, в крайнем случае 30°,
566
трение же уменьшают полировкой рабочих поверхностей и смазыванием густым маслом. В действительности, как показывает диаграмма, угол подъема при малом коэфициенте трения имеет незначительное влияние.
Для р и ц имеем следующие значения:
при работе чугуна по чугуну . . . в случае стального червяка . . . . и бронзового колеса ..............
р ц
6—7° 0,1-0,12,
2-3° 0,03-0,05.
Меньшим значением следует пользоваться лишь при весьма тщательном выполнении.
Коэфициент полезного действия ч, всей червячной передачи в целом несколько уменьшается из-за трения в подшипниках и подпятниках; при применении шариковых подпятников к. п. д. уменьшается значительно в меньшей степени, чем в случае гребенчатых подпятников. Можно положить:
Ъ = ' V» (630)
где к. п. д. V характеризует потери в подпятниках червяка, а т\"—потери в подшипниках червячного колеса. Их можно принять равными: т;/= 0,98—0,97 при шариковых подпятниках и тщательном выполнении, и т]/ = 0,95.. .0,91—при гребенчатых подпятниках, худшем выполнении и при менее тщательном уходе, а т]" = 0,98.
Практически к. п. д. в сильной степени зависит от нагрузки, от свойств применённых материалов и состояния их поверхности, от качества смазки и, как показывает следующая табл. 153 результатов некоторых лабораторных опытов, от скорости скольжения. Приведенные цифры относятся к длительной работе после достижения установившегося состояния, следовательно, являются наибольшими значениями, которые при обычных условиях работы и во время приработки никогда не достигаются. Высокая температура масла при малых н средних нагрузках действует благоприятно, при высоких же давлениях она уменьшет к. п. д. При увеличении нагрузки при прочих равных условиях т; быстро растет до некоторого наибольшего значения и затем медленно уменьшается. Высокие скорости скольжения по опытам Штрибека при работе чугуна по чугуну и при одинаковой температуре масла дают большие к. п. д. (см. порядковые №№ 1—3), зато поданным опыта 4, а также 6, в случае закаленной стали и фосфористой бронзы они имею'' незначительное влияние.
Значения т;, из табл. 153 нанесены на фиг. 1986 под теми же номерами, под которыми они значатся в таблице. В формулу для определения давления на зубцы входит лишь произведение 7]1=т)-т]/, так как потери, характеризуемые величиной т]/, относятся только к валу червячного колеса.
Червячные передачи с крутой резьбой дают возможность также увеличивать число оборотов в минуту. Если а/ = 90э — а, обозначает угол наклона зубцов колеса в средней плоскости, то момент ЛГ/, необходимый для получения окружного усилия Т на червяке, получается таким же образом, как выведено выше:
Л4/ = Т • t = U • г • ctg (а/ — р), (631)
а к- п- 7]' = —^-^—(632)
ctg (<h —р)
Для а/=»90°+р или для угла наклона нарезки червяка aj = p мы получаем Л4/ = оо; приведение в движение червяка при помощи колеса более невозможно другими словами, червячная передача с углом наклона, меньшим угла трения является с а м о то р м оз я ще й, — свойство, часто используемое для того, чтобы при прекращении вращения червяка предотвратить обратный ход. Коэфициент полезного действия такой передачи, как показывает подсчет по формуле (629), при прямом ходе уменьшается до
т. е. она невыгодна; практически же с увеличением скорости скольжения к. п. д. растет и может достигать значения примерно 70%.
687
Табл
Результаты опытов с чер
Червяк Ч е р в я ч о е кол е с о
№ по поряд- 1 КУ Число ходов Радиус гамм Шаг зацепления t в мм Угол подъема 1 Число зубцов | ' ! 1 Диаметр । начальной окружности D в мм ° 3 = з S °*х х <и а S 3 я ч « е Цви Число об/мин Окружная 4 скорость v в м1 сек Скорость скольжения а м(сек Окружное усилие U в кг Коэфициент нагрузки к
1 1 40 8тс = 25,13 5°43' 30 240 77 360 12 1,5 1,51 80-1000 5,2-51,7
2 — — — — — — 600 20 2,5 2,51 80—600 5,2-31
3 —- — — — — — 950 31,7 4 4,02 80-300 5,2-15,5
4 2 41 13л = 40,8 17°36' 30 390 104 150 1'0 352 ’ ' *23,5 0,64—1,51 0,67—1,58 250—1960 5,9-46
5 — — — — — — — 745 49,6 3,20 3,36 250-1230 5,9-29
6 7 2 40 41,84 18°25' — — — 1476 98,5 6,33 6,64 250—750 5,9-17,7
8 3 38,3 Г = 25,4 17°34' 30 242,6 78 64 6,4 2145 ’ '214,5 0,2^-8,6 0,27—9,0 111-1257 5,6—63,5
9 5 47,5 37 31°48' 68 800,9 — 780 57 3,88 4,57 58-833 —
• Машиностроительный завод Ренания указывает, что у самотормозящих червячных передач должно быть а1<4°30'.
Так как профиль резьбы червяка обеспечивает им большую прочность, то при расчете шаг зацепления определяют, исходя из условий прочности зубцов колеса. Но и здесь получаются более благоприятные условия, чем у зубцов цилиндрических колес, так как давления на зубцы вследствие круглой формы ножек зубцов действуют в среднем на более коротком плече и так как у хорошо приработавшихся передач можно рассчитывать иа одновременное зацепление нескольких зубцов. С другой стороны, вследствие косого расположения зубцов, ширина обода меньше действительной длины зубцов, считая ее в месте присоединения зубцов к ободу. Так как разница лой (555)
между ними не
очень значительна, то обычно пользуются форму-
также и для вании ножек нимает следующий вид:
червячных колес, зубцов. Формула
U = kbt, причем ширина обода b должна гг т tg«i
и = --i—г ПРИ х / -< = *1
измеряться в осно-, i • t
и tg a, = ПРИ-
,. Т т) 2к • Т • г 2к • u=tiK=—n-^=
Если ввести в рассмотрение формулу U=k'b-t = k- 'if>ti
и учесть потери от трения в подшипниках червяка путем замены т> через г\г = т] • rj, то при заданном крутящем моменте Мл шаг зацепления определяется по формуле
з
I • k • '!>
• 7, СМ,
(633а)
588
мца 153
вячными передачами
Maiepnaa и состояние Коэфициент трения И К. п. д. зацеплении т, в о/„ К. и. д, всей передачи ц в Примечание
Полый чугунный червяк по чугуну без обработки, после хорошей приработки Стальной червяк, закаленный по фосфористой бронзе, тщательная обработка Стальной червяк, без закалки по фосфористой бронзе Стальной червяк по бронзе 0,047 0,035 0,025 0,01 68 73,8 79,7 _ - 49 -67,5 58-71 63-74 83-92 85-91 79—89 68—87 65-84 76-96 Штрибек „Z. V. d. 1.“, 1898, стр. 1156. Подшипники с кольцевой смазкой, упорный шариковый подшипник с одной стороны, температура масла 60°. 1 | Ш т р н б е к BZ. V. d. 1.“, 1897, стр. S68. j С т о д о л а: Schweiz, Bauzg, 1895, стр. 16. Бах и Розер .Z. V.d. 1“, 1903, стр. 221. Подшипники с кольцевой смазкой, подпятники, вязкое цилиндр, масло t до 120°. Вестберг, ,Z. V. d. I.“, 1902, стр. 915. Подшипники с кольцевой смазкой, упорные шарикоподшипники, нормальная мощность 25 л. С.
а модуль по формуле
Если передаваемая
Л/
Д, —71620— приводит
3 Г200 Мл • т), /П = 1/ —;—г—: ММ.
У I - k-ty
мощность составляет /V л. с. при п об/мин, то формула к такой формуле:
'633b)
3/450000 • т), I/ --------_ см
И I • k • п
и
.(634а)
3/ 14 500000-т), дг т = 1/ — - 7 ;----------ММ.
у . I • k • п
В случае, если мощность выражена в киловаттах, будем иметь
8
f=l,
(634 b)
614 000-т), Л/™ ___________ _ сл
i • k - ф ’ п
. (635э)
И
19 700 000-т),мм i • k • п
Отношение Ф = -у-у обработанных зубцов заключается
2... 2,5...2,8, у необработанных между 1,5 и 1,8.
(635b)
в пределах между
Для предварительной оценки к. п. д., входящего в выведенные выше формулы, служит фиг. 1986. Коэфициент трения р. зависит от характера обработки и тщательности содержания передачи, а угол наклона alt как показывает табл. 154, зависит от числа ходов и от конструкции червяка (цельный или полый червяк) (фиг. 1990 и 1992).
Таблица 154
Зависимость угла подъема at от числа ходов и конструкции червяка
Число ходов 1 2 3 4
Цельный червяк 7—10— (12)° 14-17-(20)° 20-24—(27)° 25—29—(33)°
Полый червяк 4—6° 8—10° 10-14° 12-17°
Меньшие значения относятся к малым шагам зацепления, примерно до 8х, а более высокие — к большим шагам, заключенные же в скобках допустимы лишь при крайнем уменьшении диаметра червяка, при высоких нагрузках и больших числах оборотов. Например, мы находим: а) для быстроходного двухходового цельного стального червяка, находящегося в зацеплении с тщательно обработанным бронзовым червячным колесом в масляной ванне при а, = 17° и р = 0,02 (по фиг. 1986) т] = 0,93, б) для необработанной чугунной передачи с одноходовым полым червяком при а1 = 5° и ^. = 0,1, т] = 0,47. Пользуясь этими значениями к. п. д., по формулам (633) — (635) определяют шаг зацепления и затем для надежности проверяют, правильно ли был оценен принятый к. п. д. (примеры И и 12.
При выборе k следует иметь в виду сказанное в разд. II п. М этой главы. Если решающим фактором является прочность зубцов, т. е. передача работает с перерывами, если колеса тщательно обработаны и приработались, а также можно предполагать, что в зацеплении находятся одновременно по крайней мере два зубца, то для k допустимы значения из следующей таблицы.
Таблица 155
Коэфициенты нагрузки Ъ в червячных передачах
Окружная скорость червяка на поверхности начального цилиндра 0,5 1 2,5 5 7,5 м/сек.
Чугун 30 24 17 12 —
Фосфористая бронза 60 48 И 34 25 13 м/сек.
Алюминиевая бронза — 50 — — —
При небольших нагрузках лишь в редких случаях можно брать еще большие цифры. При плохих условиях зацепления, при малом числе зубцов (< 30; и при больших углах подъема (свыше 20°) берут значения меньше указанных — примерно 0,7А.
В справочнике „НйНе" (25-е нем. изд., т. II, стр. 211) Куцбах рекомендует v -
исходить из величины скорости скольжения vf = CQS~t чтобы учесть влияние
590
скольжения на нагревание зубцов, и принимать для k следующие величины: в случае работы чугуна по чугуну (-ц₽<5 м/сек)
k_ 40.
1+^/2*
в случае работы стали по бронзе (цр<10 м/сек) k== 60 . • 1+^/2* •
Эти значения относятся к приработавшимся колесам, но их можно и увеличивать, если можно рассчитывать на хорошее отведение тепла и на высокий к. п. д.
По Штрибеку влияние скорости скольжения в случае чугунной, хорошо приработавшейся передачи (порядковые №№1 — 3 в табл. 153), показывают следу ющие верхние предельные значения для А, при которых можно ожидать заедание:
v = 0,5 1 2 3 4 м/сек
Л,п„ = 52 44 31 25 23
При расчете новых передач ради надежности берут, конечно, значения^ меньшие этих, примерно 0,6-кратные коэфициенты нагрузки. Вообще, скорость имеет тем меньшее влияние на величину допускаемой нагрузки, чем совершеннее форма и степень полировки скользящих поверхностей, а также чем лучше смазка.
Между зубцами и резьбой червяка всегда должен находиться слой масла. Но выполнение этого условия зависит, главным образом, от температуры масла, с повышением которой масло становится более жидким; таким образом для непрерывной работы решающим фактором является температура масляной ванны. Она должна по возможности не превосходить 60°, хотя при опытах Баха и Розера с червячной передачей, значащейся в табл. 153 под № 7, при применении очень жидкого цилиндрового масла можно было без перебоев в работе достичь температуры 120°. Браун из подобных же опытов вывел формулу для допускаемой нагрузки k, при нагревании масла с 20 до 60°, т. е. при повышении температуры на 40°, дающую следующие цифры:
v = 0,5 1 2 3 4 5 м!сек
Л = 31 24 16 12 8,7 6,5
Поэтому, если требуется, чтобы при -непрерывной работе температура масла не превосходила заданную, то в согласии с цифрами Штрибека, с.увеличением скорости скольжения, нагрузку нужно уменьшать сперва быстрее, а затем медленнее. При одинаковой скорости скольжения повышение температуры было приблизительно пропорционально нагрузке.
Для передачи крутящего момента Мл червяк должен иметь определенный внутренний диаметр da. Этим размером определяется и наружный диаметр червяка, который, впрочем, с целью уменьшения скорости скольжения, берут возможно меньшим. Для стали при kd= 120 кг! см? (мы берем низкое значение, принимая во внимание, что в червяке имеются высокие добавочные напряжения, как вто доказано в примере 13b) и при сплошном поперечном сечении будем иметь:
W ~ 5 = 3000 . (636)
Если бы червяк был отлит из стали, то можно было бы взять ka = 100 кг/см?, и i,>=^ = 3602-£ ( (637)
для чугунного Ad = 30 кг/см- илн
rf03=^ = 12000-^. ' (638)
О tb
Толщину стенок полых червяков, которые надеваются на особые валы (фиг. 1992), берут равной 0,5... 0,6/.
591
6. Конструкция и выполнение червячных передач
Благоприятные условия зацепления и работы червяков получаются при угле подъема нарезки в пределах между 15 и 18° и при числе зубцов червячного колеса более 30; этих значений и стремятся придерживаться путем надлежащего выбора числа ходов червяка, путем возможно большего уменьшения, с целью уменьшить скорость скольжения, диаметра червяка. Большие углы подъема резьбы червяка приводят к весьма несимметричным очертаниям рабочей площади поверхности зацепления, на вытянутой чащи которой получаются невыгодные условия скольжения и прилегания, так как там линии зацепления проходят очень полого, а соответствующие профили зубцов круто. Уменьшение угла подъема резьбы понижает к. п. д. Если число зубцов червячного колеса мало, то получается подрезка зубцов, которую можно уменьшить правильной установкой червячной фрезы и рабочего червяка.
Шаг зацепления, определяемый по передаваемому усилию, в зависимости от имеющегося оборудования и имеющегося инструмента берут в английских дюймах, миллиметрах или же, если при обработке пользоваться зубчатым колесом с 97 зубцами, указывают его модуль. Требование, чтобы расстояние между осями а = —— получилось в целых миллиметрах, может быть удовлетворено принадле-
жащем выборе начального диаметра червяка d (примеры 12 и 13).
Требованию, чтобы диаметр червяка d был ----- ----- --------- возможно меньше, лучше всего отвечает кон-
струкция цельного червяка, витки которого нарезаны непосредственно на валу.
Чтобы сделать червяк пригодным для правого и для левого хода, его длина делается обычно симметричной по отношению к средней плоскости, проходящей через ось червячного колеса. При вращении же в одном направлении не исключается возможность делать червяк, в соответствии с несимметричным очертанием рабо-
Фиг. 1987 — 1989. Различные способы чей площади поверхности зацепления, на заднем закрепления обода на диске. конце короче, а на переднем длиннее.
Фиг. 1987—1989 показывают различные способы закрепления бронзового обода на чугунном диске. На фиг. 1987 для пра-вильно# посадки обода предусмотрен боковой упор, и скрепление с диском производится болтами. На фиг. 1988 изображен обод, надетый в горячем состоянии или же под прессом (глухая посадка) и законтренный болтами. Выполнялись также конструкции колес с заливкой диска по всему контуру бронзой (фиг. 1989); в этом случае диски колес делаются массивными, без отверстий, так как колеса со спи-
цами или с отверстиями под действием высоких напряжений, вызываемых сжимаю-
щимся при охлаждении ободом, коробятся или ломаются.
Весьма важны тщательная сборка и постоянное сохранение правильного взаимного расположения червяка и колеса. Как уже упомянуто выше, рабочий червяк должен занимать точно такое же положение, как и червячная фреза при обработке. Если, как это часто бывает, червячные передачи одинакового типа в одном случае работают очень хорошо, а в другом себя не оправдывают, то это нужно объяснить в большинстве случаев неправильностями в сборке. Уже незначительные отступления в отношении расстояния между осями, положения осей или же средних плоскостей имеют следствием, особенно у длинных червяков, или в случае длинных зубцов, неспокойный ход и сильное, часто непрекращающееся срабатывание зубцов. Если получаются повреждения в кромах зубцов, особенно на выходной стороне червяка, то иногда, при не слишком большой нагрузке, можно помочь делу, укоротив червяк,
так как при этом отпадают самые невыгодные участки поверхности зацепления.
Всегда нужно стремиться- к помещению передачи в одну общую коробку, которая должна через подшипники воспринимать все усилия, так как деформации и прогибы могут значительно ухудшить работу передачи. Размеры подшипников следует делать столь большими, чтобы изнашивание не могло изменить расстояния 592
между осями. Подшипники быстроходных передач в большинстве случаев заливаются баббитом, а подшипники валов колес, вращающихся с меньшей скоростью, делают с бронзовыми вкладышами, если чугун для этой цели не подходит.
Положение червяка и колеса следует фиксировать также и в осевых направлениях. У передач с одним лишь направлением вращения достаточен один подпятник
Фиг. 1990. Передача с червяком, расположенным внизу.
для главного направления, для другого же достаточен буртик, установительное кольцо или упор согласно фиг. 1990, на которой главное давление воспринимается каленой, устанавливаемой винтом шайбой. Снаружи эта шайба-обточена по шаровой поверхности, чтобы она могла «устанавливаться по концу вала. Масло подводится к средней части рабочей поверхности через канавки и отверстия и затем распределяется особыми радиальными канавками. Все же такие конструкции можно рекомен-
Фиг. 1991. Червячная передача с гребенчатым подшипником.
довать лишь при незначительных нагрузках и у червяков, работающих в масле, так как теплоту, развивающуюся в подпятнике, можно отвести лишь путем обильной смазки. Червяки, которые должны вращаться в обе стороны, должны иметь подпятники для упора в обоих направлениях. Гребенчатые подшипники (фиг. 1991) в конструктивном отношении просты, дешевы и особенно рекомендуются при работе с ударами, но ввиду более трудной смазки они не всегда надежны.
На фиг. 1991 смазка производится следующим образом. Масло подводится снизу к внутренним краям гребней, на наружных же отводится через идущие вверх
38 Р с т ш е р, Детали .мапшн, т. U, * 593
отверстия и канавку, так что получается циркуляция масла. Обе половины подшипника прижимаются одна к другой надеваемой на них крышкой и ставятся в коробку одновременно с червяком.
Шариковые упорные подшипники, которые в последнее время преимущественно употребляются для упора червяков в осевом направлении, показаны на фиг. 1992, 1994, 2003 н 2004. Что касается расположения их по отношению к червяку, то конструкция по фиг. 1994, 2003 и 2004 является наиболее выгодной. Двойной упорный шариковый подшипник удобно надевается снаружи и легко доступен. Так как он полностью закрыт, то для смазки его можно наполнять любым из
материалов, пригодных для шариковых подшипников, например, вазелином и пр. Подшипники, расположенные по обе стороны от червяка (фиг. 1992), масло к которым подводится из пространства, занимаемого червяком, легко подвержены повреждениям от попадания металлических опилок, чего не всегда можно избежать. При такой конструкции получается больший пролет между опорами вала, и при
удлинении червяка из-за повышения температуры упорные шарикоподшипники создают давление друг на друга и перегружаются. Дать им зазор в осевом напра-
влении опасно, так как в этом случае шарики ненагруженного подшипника работают неправильно. Для установки колеса в средней плоскости в случае, если действующие усилия невелики, пользуются точно обработанными стенками коробки
Фиг. 1992. Червяк, установленный сверху, с шариковыми подшипниками.
или заплечиками вкладышей подшипника; иногда применяются также прокладки и т. п.
Как уже указано выше, быстроходные червячные передачи заключают в коробку» с масляной ванной, хорошо уплотняя все поверхности разъема (фиг. 1991 и 2003).’ Нижняя часть коробки наполняется густым маслом, часто с добавлением графика и жиров; в коробке одновременно помещаются и подшипники передачи.
В самой низкой точке коробки нужно де-
лать отверстие для спуска масла, завинчиваемое пробкой с резьбой; иногда дно делается с наклоном (фиг. 1991), или устраивается углубление для собирания грязи и металлических частиц. Масло, особенно в первое время работы, нужно чаще осматривать и заменять новым. Для наполнения в большинстве случаев служит отверстие, закрываемое крышкой, а для поддержания правильного уровня — особый винт.
При горизонтальном положении оси червячного колеса червяк можно располагать или снизу или сверху колеса. Хотя в первом случае и имеется преимущество, заключающееся в том, что червяк постоянно работает в масле, но зато он менее доступен, и поверхности зубцов и подшипников могут в сильной степени страдать от металлических частиц, увлекаемых быстро вращающимся колесом и попадающих между зубцами и в подшипники. К тому же коробка должна быть уплотнейа настолько, чтобы масло не могло вытекать. На фиг. 1991 для этой цели предусмотрен сальник, который, однако, легко может служить причиной заедания. Коробка, представленная на фиг. 1990, червяк в которой также расположен внизу, сделана симметричной относительно средней плоскости, проходящей через ось червячного колеса. С одной стороны в коробку вставляется подшипник с подпятником, а с другой в нее вставляется подшипник и сальник. Нижняя часть коробки должна воспринимать наибольшие усилия и при установке на полу ее без затруднений можно сделать устойчивой, а верхнюю часть, как показывает фиг. 1991, можно легко сделать в виде крышки. Для того чтобы масло не попадало близко к плоскостям разъема, на нижнем фланце крышки (на том же чертеже) прилиты ребра, с которых масло вынуждено стекать вниз. Более рекомендуемое размещение червяка над колесом показано на фиг. 1992 и 2003. Благодаря тому, что коробка сделана разъемной по плоскости оси червяка, а также благодаря большим размерам крышки для осмотра обеспечиваются доступ к частям передачи и надзор за работой. Хотя смазка получается не столь обильной, как в предыдущем случае, все же при употреблении вязкого масла, увлекаемого зубцами колеса и подводимого к червяку, она почти всегда достаточна. На фиг. 2004 подшипники быстроходного червяка
594
совершенно изолированы от отделения коробки, занимаемого колесом, благодаря чему получается возможность применить кольцевую смазку специальным жидким маслом. Обратное непрерывное отведение масла для предотвращения работы подшипников всухую обеспечивается устройством канавок и скребков, снимающих масло с колец; конструкция этих деталей описана подробнее в главе о подшипниках. Подшипники на фиг. 1992 смазываются маслом, разбрызгиваемым червяком и подводимым к ним направляющими приливами Ь.
Чтобы червяк и червячное колесо были доступны для осмотра, закрытую коробку нужно, делать разъемной. Некоторые из наиболее важных типичных конструкций с горизонтальным положением вала червяка и с расположением шарикового подшипника снаружи собраны на фиг. 1993, а—g\ часть их уже была описана подробно раньше. На фиг. 1993, а обходятся одной плоскостью разъема; в этой конструкции коробка закрывается лишь одной верхней крышкой, т. е. последняя сделана таких размеров, чтобы червячное колесо можно было вставить сверху. Конечно, оба вала должны вставляться сбоку (вал -червяка проходит сквозь полый червяк). Кроме того, в этой конструкции расстояние между подшипниками получается очень
•а
d
Фвг. 1993. Конструкции корпусов червячных передач.
большим, и потому в валу червяка возникают высокие напряжения. Эти недостатки устранены у конструкции b, у которой подшипники червяка вставляются сбоку, при вынимании же колеса они должны также выниматься. Уменьшение расстояния между подшипниками достигается ценой увеличения обработки по обточке фланцев коробки и обоих подшипников. Чертеж с показывает наиболее употребительную конструкцию с разъемом по двум параллельным плоскостям, которая дает хороший доступ и удобную сборку всех частей, особенно при установке передачи на горизонтальной пло.скости.но зато требует строгания или фрезерования и уплотнения больших поверхностей. Примеры конструкций с плоскостями разъема вдоль плоскости червячного колеса или параллельно ей дают конструкции d—f. В этих конструкциях обработка поверхностей частично возможна на токарном станке, особенно в случае /, зато сборка усложняется, так как части коробки и вал колеса приходится сдвигать в сторону. Все же подобные конструкции выгоднее, если, как показывает фнг. /, коробка должна крепиться сбоку. Наконец, в случае g плоскость разъема сделана вдоль вала червячного колеса,— конструкция, которую можно рекомендовать при креплении коробки посредством фланцев. Чтобы не разрезать вкладышей подшипника на валу колеса вертикальными плоскостями, сконструированы специальные, неразъемные, цен । рированные в коробке втулки, вставляемые сбоку.
Конечно, устройство плоскостей разъема и отверстий по трем направлениям, перпендикулярным одно к другому, требует особой тщательности при закреплении
38*
595
частей коробки на станке, при обработке их и при- фиксировании взаимного положения отдельных частей, достигаемого путем центрирования или постановки призонных штифтов. Как неоднократно подчеркивалось нами, от точности установки осей в сильной степени зависит спокойный ход червячной передачи.
Червячная передача с вертикальным расположением вала колеса представлена на фиг. 1994. Благодаря устройству кольцевой перегородки достигается возможность создания особой масляной камеры для червяка, от которой подшипники с кольцевой смазкой, а также приставленный снаружи двойной подпятник отделены из-за применения для смазки различных сортов масла. Червячное колесо сидит на конической части вертикального вала, который, пропущен через две вулки, а внизу опирается на простой, регулируемый винтом подпятник. Для смазки его рекомендуется наполнять маслом в незначительном количестве, так
Фиг. 1994. Передача с вертикальным валом червячного колеса.
же как и среднюю часть коробки. Конечно, коробку приходится делать разъемной по плоскости червячного колеса, так как в этом случае непосредственно становятся доступными также и подшипники червяка. Кроме того, получается легкая обработка на токарном станке и обеспечивается правильное взаимное положение половин коробки путем центрирования или при помощи призонных штифтов,-Для того чтобы в передаче можно было мотор поместить как на правой, так и на левой стороне, фланцы для коробок шариковых подшипников отливаются с обеих сторон; на неиспользуемом фланце можно поставить шайбу из тонкого листового железа.
Конструкция обеих половин коробки выполнена таким образом, что их можно изготовлять при помощи одной и той же основной моделц. Поэтому, в верхней части над подшипниками с кольцевой смазкой имеются такие же полости, как и под ними, где размеры полости обусловливаются размерами смазочных колец. При формовке нижней части коробки к основной модели приходится приставлять лишь 4 бобышки для приливов под фундаментные болты и удлиненную часть втулки, а внутри — перегородку, отделяющую масляную камеру, или же, если эти части являются неотъемлемыми частями модели, соответствующие полости при
596
формовке крышки заглаживаются землей. Центрирующие выступы могут быть отлиты в обеих половинах коробки, но в верхней половине выступ стачивается при обточке.
*
7. Заводская нормализация червячных передач
Для общей стандартизации червячных передач не имеется достаточных данных, но вполне возможна известная нормализация в пределах отдельных предприятий.
При нормализации червячных передач сперва приходится решить вопрос о системе мер, в которых передачи должны выполняться и затем можно нормализировать шаг зацепления и число ходов. Для каждого червяка нужен свой режущий инструмент, который стоит дорого, но зато позволяет изготовлять колеса с разным числом зубцов и, в соответствии с этим, передачи с разными передаточными числами. Число моделей для коробЬк можно уменьшить путем такого изменения числа ходов и диаметра червяка или числа зубцов колеса, которое дает возможность ставить в одну и ту же коробку передачи с разными передаточными числами, как показывает табл. 156, при составлении ’ которой принят шаг зацепления 1" = 25 мм и ’числа зубцов 36 и 30. В первом случае диаметр начального круга колеса будет иметь величину
Dx = = —-25,4 = 291,06 мм.
1 к к
Если внутренний диаметр резьбы червяка принять равным 40 мм, а высоту ножки 0,4/= 10,2 мм, то при диаметре начальной окружности rf, примерно 60,4 мм расстояние между осями получается равным
• , Z^ + rf, 291,06 + 60,4
• = ———£ =----------------= 175,73 мм.
2
2
Если округлить его до 175 мм, то получаем окончательно для начального диаметра, червяка величину
< = 2Л — Dt=2- 175 — 291,06 = 58,94 мм.
При этом диаметре передаточные числа для одно- двух- и трехходовых червяков найдутся из 3-го столбца таблицы, углы подъема и к. п. д. (угол трения принят равным р = 3°, < ' •
Для колеса чается равным
а к. п. д. т|/ = 97°/о) найдутся из 4-го и 5-го столбцов таблицы.
с z2 = 30 зубцами диаметр начальной окружности колеса полу-
_ z^-t 30-25,4 _
£>а = —— =-----------— = 242,53 мм
а it -
it
и, следовательно,
соответствующий диаметр червяка будет иметь величину: rf2 = 2/l—D2 = 2 • 175 —242,55= 107,45 мм.
Ввиду того что диаметр червяка большой, рационально сделать червяк по лым и надеть его на сквозной вал, как на фиг. 1992. При двух-, трех- и четырех-ходовых червяках для колес с 30 зубцами имеем цифры нижней части таблицы. Ввиду того что к. п. д. вследствие незначительности угла наклона 4°18' плох, одноходовых червяков лучше избегать. Само собой разумеется, что коробка должна быть сконструирована достаточно больших размеров по наибольшему червяку и наибольшему колесу.
Делая обод из чугуна или бронзы, мы получаем различные допустимые нагрузки, а выбирая надлежащий диаметр червяка при других шагах зацепления, мы можем применять одинаковые коробки для различных передаточных чисел. Далее, применяя колеса с 42 и 48 зубцами, мы можем обойтись лишь одной, второй по счету, моделью коробки, снова получая шесть других передаточных чисел, и т. д.
.597
Таблица 156 К нормализации червячных передач
— Число’ зубцов Число ходов Передаточное число Угол подъема а. К. п. д. Чз ’ «/□ Допустимая нагрузка на зубец при b = 2,5/
Чугун Бронза
V = 0,5 л = зо кг 1 24 кг 2 16 кг 1 40 кг 2 26 кг 3 20 кг
36 | 30 | 1 2 3 2 3 4 1 :36 1 : 18 1 :12 1 :15 1:10 1:7,5 7°49' 15°20' 22°22' 8°33' 12°43' 16°45' 69,6 80,3 84,2 71,4 77,8 81,3 458 385 260 645 420 320
V. ПРИМЕРЫ
Относительно вычисления давлений на зубцы, выбора передаточных чисел в подъемных механизмах и т. д. следует предварительно заметить следующее. У ручных лебедок с двумя парами зубчатых колес (фиг. 1995) для поднимания груза Q необходимо на окружности колеса, сидящего на валу барабана, приложить усилие t/2, которое должно также преодолевать трение в подшипниках и сопротивление, получающееся при сматывании цепи или каната. В данном случае полезную работу производит лишь часть момента t/2 • /?2, соответствующая к. п. д.т)г барабана, так что мы должны иметь U2 • /?2 • — Q • R. Если, например, = 0,97, то на преодоление названных сопротивлений необходимы 3% момента, приводящего колесо в движение. Соответствующим образом на осях / и 11 зубчатых колес получаем
Фиг.1995. Схема ле- • Чэ и Р' & " 41 — ^А ’ 11»
бедки к примеру 9.
где т).2 и т), представляют к. п. д. обеих зубчатых передач с учетом и'акже трения в подшипниках и зубцах. ^Если из этих уравнений исключить UY и £/2, то получим:
Р-я-т)!-42-^^Q-P • • -^-=Q/?w, •»,.
P.a-T) = Q-P-«. (639)
Таким образом на рукоятке (приводной момент) момент Р• а, умноженный на общий к. п. д т] = т)1 • т]а • т)г, р а в е н грузовому моменту Q-Р, умноженному на общее передаточное число и = и1-и2. Если бы потери на трение и вредные сопротивления не учитывались, то мы должны были бы положить Р • а = Q • Р • «о-Величина
р. а
°o = Q7^ (640)
называется теоретическим передаточным числом, которым обычно пользуются при предварительном подсчете числа включаемых в передачу пар зубчатых к.олес. Оно определяется отношением приводнсго момента к грузовому.
Пример 9. Рассчитать зубчатые колеса для ручной лебедки грузоподъемностью 1800 кг, приводимой в движение двумя рабочими. Груз пусть висит на цепи; усилие, производимое человеком на рукоятке, можно принять равным 15 кг.
Для Груза Q = 1800 кг требуется цепь .со звеньями диаметром rf=14 мм и
598
барабан диаметром D>20d (т. I, гл. 10, разд. III). Возьмем D = 300 мм. При нормальном радиусе рукоятки а = 400 мм получается теоретическое передаточное число:
_ P-а _2-15-40 _ 1 ll°~Q-R~ 1800-15 ~ 22,5 ‘
Следовательно, необходимы две-пары зубчатых колес. Примем к. п. д. .(в случае необработанных зубцов) т;, = т]2 — 0,9, а барабана iqt = 0,97. При этих цифрах общий к. п. д. лебедк-и будет = ih- т)2 • ^=0,9 • 0,9 • 0,97 = 0,786, и действительное передаточное число будет иметь величину
Р-Д-71 1 1
Q • R 22,5 ’ 0,788 28,6 ‘
Берем
1 1 1-
« — “1 - «а 5 • 6 — зо’
При этом значении передаточного числа необходимо приложить к рукоятке усилие
р_ Q-R u _ 1800-15 - — а -т) 40-0,786
1 = 28,6 кг.
1-я пар а зубчатых колес.
Чтобы получить хорошую конструкцию станины лебедки, передаточное число первой пары колес примем равным 1 ; 5. \
Окружное усилие:
у Р а = 28,6 - 40 _ 1144
1— П — И “ rj’
Задавшись^рядом значений rh подставим их в предыдущую формулу и в формулу
4, =1/^которая-получается из ui = k • bx • tx при bl=2tt, если подставить
k = 30 • Е, • Е2 • Е3 = 30 • 0,8 - 0,9 • 0,95 « 21
и взять ^=0,8 для обыкновенного чугуна из табл. 150, Е2 = 0,9 для случая необработанных зубцов по фиг. 1895а, Е3 = 0,95 для средних условий работы по фиг. 1895& (см. также фиг. 1896). Кроме того, вычислим число зубцов по формуле Zj =
2 * тс
= —~i—-. Тогда мы получим следующую таблицу:
Г1 = 4,5 5 5,5 cm
f/l = 254 229 208 кг
*L = 2,46 — — CM
Zl = 11,5 — —
В ручных лебедках избегают применения необработанных колес с числом зубцов менее 13, а также шагов зацепления менее 8к — первых из-за подрёЗки, а вторых из-за получающихся ударов; у нас уже в первом столбце получились меньшие цифры, поэтому приходится сделать новый пересчет. Берем
£, = 8к = 25,13 мм; bt = 50 мм; z1 = 13.
Тогда
rfj = z/Zj • г, = 8 13 = 104 мм;
Zj = 5-13 = 65; /J, = • Zt = 8 • 65 = 520 мм;
599
о - d.+D, 104 4-520
Зная расстояние между осями —- =-----------= 312 л<л<, высоту головки
19£
зубцов = т{ = 8, высоту ножки/, = 1,2 • 8 = 9,6 и толщину зубцов Sj = -^-(~12 мм, можно приступить к вычерчиванию зацепления. 2-я пара зубчатых колес t/2 = 1 : 6. Окружное усилие: .. 220 - 26 - 0,9 5148
1/2----'--------------------= ------•
г2 /'г г2
Полагая в формуле u2 = k’b2-t2', b2 = 2,5l2 и Л = 21, получаем для шага зацепления выражение:
2—52,5’ a— fa
Пользуясь вычисленными значениями, получаем следующую таблицу:
. 7 7,5 8 см
Л* с? IIIIII 735 3,74 11,8 687 3,6-’ 13,0 643 кг 3,50 см 14,4
Берем из этой таблицы цифры, стоящие во втором столбце: t2 = Пл = 34,56 мм\ £2 = 86 леи; z2=13.
Тогда имеем:
' d2 = m2 • za = 11 • 13 = 143 мм,
Z2 = 78; D2 = т2 • Z2 = 11 • 78 = 858 мм,
= 220 - 26 - 0.9
г2 7,15
Расстояние между осями:
d2 -f- и2 1434-858 _nn _
—- =----x------= 500,5 мм,
£ £
высота головки: Й2 = /712= 11 ММ,
высота ножки : /а = 1,2 т2 = 13,2 мм, *
толщина зубцов: 19-Л 1С_ sa = = 16,5 мм. 4U
Для проверки можно подсчитать окружное усилие по грузовому моменту:
r Q-/? _ 1800-15 _
2 “ ^2 ’It • ’k — 42,9 • 0,97 • 0,S0
кг,
что достаточно точно совпадает с подсчитанным ранее значением.
При проектировании лебедки нужно иметь в виду, что вал с рукоятками должен находиться на высоте 950—1000 мм над уровнем земли. Если для быстрого подъема легких грузов первую пару колес нужно, выключать и колесо барабана должно приводиться в движение от второго колеса, сидящего на валу с рукоятками, то положение последнего нужно выбирать таким, чтобы оба колеса могли правильно
600
сцепляться. На фиг. 1996 для этой цели предусмотрено еще одно колесо Ъ с шагом зацепления Ил и 13 зубцами, которое после перестановки собачки / за кольцо с сцепляется с колесом барабана, в то время как колесо d выводится из, зацепления с колесом е. При помощи этого колеса можно поднимать грузы весом, примерно, до
Фиг. 1996. Ручная лебедка грузоподъемностью 1800 кг. М. 1:20.
Конструкция первой пары колес. Малое колесо d делается цельным, без вырезов; так как оно должно выключаться, то делается подвижным на валу рукояток, соединяясь с ним призматической шпонкой. Большое колесо е сидит на валу с диаметром <2 = 55 мм.
Толщина обода:
= 0,5 • = 0,5 • 25,13 ~ 13 мм;
толщина стенки втулки:
3=0,4 • <2 = 0,4 • 55 = 27 мм;
диаметр втулки яя 110 мм;
длина втулки:
L = 1,5 • <2 як 80 мм;
число спиц: формула (577) дает:
Где-D в мм.
601
Берем 4 спицы. Плечо у (фиг. 1910) равно 205 мм. При Л& = 350 кг/см? для случая колебания нагрузки от нуля до наибольшей величины необходимый момент сопротивления будет:
1Г=4^= 4.220.20,5 =|29сМ
I • 4 • 350
При крестообразном сечении по фиг. 1907-в расчет принимается лишь площадь заштрихованного прямоугольника. При толщине Т4 мм необходимая высота определяется из формулы
6 • W 6-12,9 ___ . _к
Л9 = —г— = —7—.— = 55,3; h г» 7,5 см b 1,4 . * ъ
(если учесть наличие вертикальных стенок, то момент сопротивления получается равным 13,5 см3 и напряжение понижается до 334 кг/см3).
Модель креста спиц целесообразнее всего делать разъемной по средней плоскости, чтобы можно было удобнее вынимать обе половины из верхней и нижней опок.
Вторая пара колес. Здесь малое колесо также делается сплошным. .Большое колесо заклинивается непосредственно на барабане, чтобы ось была неподвижна и чтобы нагрузка, изгибающая вал, колебалась только от нуля до наибольшей величины. Вследствие этрго втулка колеса получается очень большой с диаметром отверстия 140 мм. Толщина 3 стенки втулки определяется по формуле (576).
Сперва вычисляют d'. Из формулы -g- • kd (d')3 = U2 • /?2 ПРИ Ad = 400 кг/см3 получается -
и, следовательно,
« = rf'4- 4) 4- 1 = 4(7,3 + 7) +1 = 3,8 см.
и у / О
Толщина обода:
s2 = 0,5 • = 0,5 • 34,56 ~ 17 мм, число спиц
V~D~ /858" z2= 7 7 4,2,
где D в мм.
Берем 4 спицы двутаврового сечения по фиг. 1908 с толщиной стенки 16 мм:
/г2 = ^-^=-^44 = 123,7 см2‘> h =11>1 с'(-2 • b 2-1,6
Принимаем: h = 110 мм, 11^=65,0 см3: а, = 356 кг!см-.
При тавровом сечении по фиг. 1906 получились бы очень широкие спицы с размерами-ребер примерно 18X150 мм, но зато такие спицы выгодны в том отношении, что модель в этом случае можно легче вынимать из формы. При двутавровом же сечении модель и форму приходится делать разъемной по несколэким плоскостям илн же вкладывать в форму стержни (фиг. 1997), между котор imh при заливке формы чугуном и образуются спицы. Кроме того, тавровое сечен ie по фиг, 1906 602
работает на кручекие, так как на основании опытов Баха в расчет принимается только одна стёнка сечения, которая расположена эксцентрично по отношению к плоскости действия сил. Добавочное напряжение будет иметь величину;
9 Мл _ 9 720 - 3,8 о_„ , .
2 ’б2-А- 2 ' 1,82 • 15 “253 кг/СМ *
Станина лебедки (фиг. 1996) состоит из двух железных листов с приклепанными внизу уголками; эти листы связываются осью барабана, устанавливаемой при
помощи накладок, и тремя прутками круглого железа с двумя гайками на каждом конце. К листам, образующим стойки станины, приклепываются подшипники самой простой конструкции.
Пример 10. Для разъемного чугунного колеса (фиг. 1998), которое должно , делать 15 об/мин, рассчитать размеры поперечного сечения спиц.
Окружное .усилие U = 3700 кг,
Фиг. 1997. Формовка зубчатого колеса со спицами двутаврового поперечного сечения.
= 20.
2 = 88, /=25* = 78,54 мм, b = 3t^235 мм, k
3700
- 23,5 • 7,85
Фиг. 1998. Разъемное зубчатое колесо. М. 1:25.
Диаметр вала:
rf3 = -^- = -70?-'110 =17000 см*, d= 25,7 см, 24 24
Берем rf=250 мм.
603
Толщина стенки втулки:
6 = 0,4й-{-1 си = 0,4 • 25-j-1 = Н см.
Число спиц берем равным 6. 4
Необходимый момент сопротивления спицы при Л4 = 300 кг/см?'.
^ = 4-2^ = 711,2 с*.
I kb и 300
При двутавровом сечении с толщиной стенки 6=35 мм, если пренебречь сопротивлением ребра, получается:
. 6W 3-711,2 cnft с л . п.-
6а = -?п- =—„ с =609,6 с.м2; Л = 24,7 см.
2Ь 3,5 •
Если сделать Л = 240 мм, то действительный момент инерции, принимая во внимание наличие дополнительного ребра высотой Л'= 190 мм, соединяющего полки, будет иметь величину:
2-b-h* , К-Ь» 2-3,5.24’ , 19-3.5»
—12“+— “-----12~'--127-8132
12
Фяг. 1999. К расчету разъемной спицы колеса фиг. 1998.
момент сопротивления;
2J 2 • 8132 ,
и напряжение:
4 Afj 4 3700-86,5 °3=F 6 ' 1Г — 6 ’ 678 ~
315 кг/см2.
Хотя разреза'нные спицы при 6^ = 300 кг/см2 должны воспринимать тот же момент, все же сумма моментов сопротивления обеих половин спиц корытообразного сечения должна составлять около 711 см, что при толщине главного ребра 6 = 3,5 и высоте полок 15 см достигается вполне, как показывает следующий расчет.
Расстояние х центра тяжести от нижней кромки сечения (фиг. 1999):
л(6-6'4-2-6-А) = 6-Л'4-2-6 -/«•-£-,
3,5- 19 - 1,754-2-3,5- 15-7,5
Х~ 3,5 • 19-4 2 • 3,5 • 15
=5,27 см.
Момент инерции относительно оси, проходящей через центр тяжести сечения:
J——4-Л'.б^--г) 4-__4-2б.б^-г--х] =
“ 4-19-3,5 (5,27 — 1,75)2 2‘3’3' 158 4-2-3,5-15 (7,5 — 5,27)а = 3384 см*.
12* 1 а
Момент сопротивления одной половины спицы:
U7 = = 3331— = 348 см\
h — х 15 — 5,27
Прим.ер И. Рассчитать передачу для мощности N= 2000 л. с. при уменьшении числа оборотов в минуту с 3000 до 500.
Рассматривая данную мощность как мощность среднего порядка, примем отношение х — -Д- = 2, коэфициент нагрузки 6 = 70, а для у возьмем среднее зна--
604
пение 65°. Задаваясь рядом нормальных модулей /и„ = 8; 7; 6; 5;. 6 и 5,6 мм, получаем следующий ход расчета. Из формулы (583с) следует:
’ 460000 N Г 460000 2000 Г 2190
х • тп • k п -= |/ 2 • • 70 ’ 3000 И тп
и соответствующее число зубцов по (583е):
z = Dr • sinT ”ln 0,9063 • mn Dr г
Вычисления дают нам следующую таблицу
8 7 6,5 6 5,5 5 мм
DK= 16.6 17,7 18,4 19,1 20,0 20,9 cm
18,8 22,9 25,6 28,9 32,9 37,9
Берем: тп = Ъ мм\ /п = 6к, г = 28. Если округлить Dr, чтобы расстояние между осями получилось целым числом, до 190 мм, то угол наклона у должен быть сделан равным 62°9'20", как это получается из следующего равенства
^ = ^=^№2.
Наружный диаметр Da тела колеса при нормальной высоте головки зубцов Л =т = 6 мм:
Da = Dr-{- 2h = 190-1- 2 • 6 = 202 мм, диаметр окружности впадин при высоте ножек зубцов ./= 1,2 т 190 — 2 -1,2 -6 = = 175,6 мм. Ширина зацепления составляет £ = 2£Ъ? = 380 мм, окружная скорость: K'Dr-ti тс • 0,19 • 3000 г» = —--------------------------------------= 28,8 м/сек.
60
Главные размеры большого колеса будут: диаметр начальной окружности — 1140, диаметр окружности головок —1152, диаметр окружности впадин—1125,6 мм. Напряжение на кручение вала малой шестерни, диаметр которого мы округлим до 160 мм, на основании формулы (408) составит:
355 000 d*
365000 2000
163 “ ’ 3000
= 59,4 кг/сл&.
N п
При диаметре D( = 170,8 мм окружности впадин в малом колесе получается напряжение:
d 163
V = = 59,4 • —7>08-8 = 48,8 кг/см\
Если длину впадины для выхода фрезы принять равной 70 мм, то полная длина малого колеса получается / = 450 лш. По формуле (583f) при 0 = 1: 850000 см?/кг ей соответствует угол закручивания:
* - “ °’000151
и по формуле (583g) „опережение* одних концов зубцов другими:
-^-2^ = 0,000151-95 = 0,0143, соответственно 0,0072 мм.
Оно представляет величину примерно такого же порядка, как и точность, достигаемая при изготовлении, которая устанавливается в Vioo мм> следовательно, является допустимой.
К этому нужно добавить, что угол кручения уменьшается и равномерно распределяется на обе половины шестерни благодаря тому, что шестерня выполнена полой и валом, проходящим сквозь нее, приводится в движение из середины.
60S
Пример 12. Рассчитать подъемный механизм для обслуживания одним человеком шлюзового щита на сопротивление 2000 кг, создаваемое весом щита и трением в направляющих.
Пусть щит подвешен на двух зубчатых рейках с цевочным вацеплением, которые приводятся в движение при помощи двух колес, сидящих на общем валу. Нагрузка Q каждой рейки —1000 кг. Цевки работают на изгиб (случай действия нагрузки, колеблющейся от нуля до наибольшей величины). Предполагая, что нагрузка представляет сосредоточенную силу, приложенную в середине, и задаваясь длиной цевок 40 мм, толщиной планки рейки 8 мм, по фиг. 2000 при А4 = 800 кг/см2 (мягкая литая сталь), будем иметь:
Фиг. 2000. К рао чету цевки лебедки шлюзового щита фиг. 2002.
Q-l _ 1000-4,8
W 32 4 • kh 4-800
— 1,5 сжз,
d ~ 2,5 см.
Ширину планки для возможности расклепки цевок берем равной 45 мм. В ней получится напряжение на растяжение*
Q Ю00 oeJ , „
°* /’ 2(4,5 — 2,3)0,8 ~ 284 Кг/см
За'шаг зацепления возьмем удвоенный диаметр цевки:
/ = 2d = 50~16"it = 50,26 мм.
диаметр начальной окружности колеса получается равным
При 8 зубцах , '
8-16=128 мм-, соответствующий профиль зубцов представлен на фиг. 2001."
~При наиневыгоднейшем положении, представленном на чертеже, когда нагрузка действует на вершину зубца и зубец будет изгибаться слагающей полного давления Q' = 750 кг, действующей на плече а', а именно при ширине Ь = 35 мм мы будем иметь напряжение:
6-Q'-a' 6-750-2,8 ; . „
. А . А9 - Q К О 02 Ki/CM .
Фиг. 2001. Цевочное зацепление шлюзового щита фиг. 2002.
Ь • 3,5 • 2,22
Так как напряжение велико и так как, кроме того, диаметр втулки из-за близости ее к рейке можно принять равным лишь 80 мм, то нужно взять хорошее стальное литье.
Расчет передаточного числа. Усилие, развиваемое рабочим на рукоятке радиуса а = 400 мм, равно Р = 20 кг. Если не учитывать потери на трение, то мы имели бы:
_ Р • а 20-40 __ 1
"°-2Q-R~ 2 • 1000 • 6,4 — 16’
это передаточное число можно осуществить при помощи двух пар зубчатых колес или при помощи червячной передачи.
В случае цилиндрических колес с необработанными зубцами при к. п. д. каждой пары равном 9О°/о, общий к. п. д. был'бы равен
•г] = 0,93 = 0,73
и действительно необходимое передаточное число имело бы значение
Р • а • 7) _ 20 - 40 - 0,73 __ 1
U ~ 2Q • R ~~ 2 • 1000 • 6,4 “ 22*
Для червячной передачи с необработанными зубцами и резьбой можно принять т]а = 0,50, так что весь подъемный механизм будет работать с к. п. д.
т) = 0,9-0,50 = 0,45
606
и передаточное число будет иметь величину:
_ 20 • 40 • 0,45 _ 1
“ — 2 • 1000 • 6,4 “ 35,5'
Так как при редкой работе к. п. д. никакой роли не играет, вооьмем значительно более компактную и более дешевую червячную передачу с одноходовым червяком и колесом с 35 зубцами. При k = 30 по табл. 155 и = 2 шаг зацепления по формуле (633а) будет:
У 6,3Md . Т)7 _ у6,3 - 800.0,5 _ t I/ := I/ 1.30.2 ~ 6,48 СМ'
i'k-ty
Берем t.= 13/й" = 34,93 мм»
Фиг. 2002. Лебедка для шлюзового шита грузоподъемностью 2000 кг. М. I : 10.
ШЙ.
Если проектировать червяк в предположении, что он сидит на конце вала диаметром do = 40 мм, то мы получим диаметр начального цилиндра d = 95 мм и угол подъема
. t 3,493 _117 4
tga. =---j =—ТГЕ = 0,117,
61 тс • d тс • 9,5 т. е.
а1 = 6°40'.
Поверочный расчет к. п. д. при ji = tgp = O,l дает:
‘ tg(«4~P) tg(6°40'+7°2O'} ид/’
что достаточно точно соответствует сделанному выше предположению.
607
Окружное усилие на червячном колесе:
___Md_____= 20-40
г- tg(« + ₽)~ 4,75 • tg 14°
680 кг.
Напряжения на валу червяка: 7
а) на изгиб: так как червяк имеет опору лишь с одной стороны, то изгибающий момент равен Mb = U • г и, следовательно,
3267-г 32-680-4,75 я • </08 я • 49
514 кг! см?;
б) на кручение:
4 =
16-Р-а 16 - 20 - 40 х,- .
----=---------та— = 63,7 кгсм?.
к • doa я - 4d
Диаметр червячного колеса
О -z,t - 35,34»93 := я я
389,1 мм,
В случае если червяк и колесо литые, причем обработка зубцов и нарезки не . D-\-d 389,14-95 П4О__
производится, расстояние между осями А = —^— =—--------= 242,05 практически
может быть округлено до 242 мм.
Фиг. 2002 показывает конструктивное выполнение лебедки. При больших усилиях и длинных валах червячную передачу помещают посередине между зубчатыми рейками, чтобы, благодаря симметричному приведению вала в движение с обоих концов, избежать защемления от скручивания вала. На фиг. 2002 ради простоты и дешевизны червячное колесо одним концом втулки примыкает вплотную к зубчатой рейке. Боковые планки зубчатой рейки направляются роликами, которым приходится воспринимать довольно значительные составляющие действующих усилий.
Пример 13. Подъемный механизм у тележки мостового крана нужно рассчитать на подъемную силу Q = 20 t. Кран электрический с тремя моторами. Груз должен подниматься строго вертикально. Поднятие производится при помощи проволочного каната, высота подъема 11 м, скорость подъема v = 4 м/мин. Род тока: постоянный с напряжением 220 V.
Для сравнения мыщрбизведем расчет механизма вертикального перемещения: а) для передачи с одними цилиндрическими зубчатыми колесами, б) для передачи, у которой вместо первой пары зубчатых колес применены червяк и червячное колесо.
а) Передача с одними цилиндрическими зубчатыми колесами. Полезная мощность па канате:
.. Q • v 20 000-4 , „о
'М = 4гт— -- - = 17,8 л. с.
7о 60 • 75
Считая к. п. д. т), каждой из трех пар зубчатых колес с обработанными зубцами, по 0,94, барабана т)( = 0,97 и двойного подвижного блока на крюке (фиг. 899) т)г = 0,98, получим общий к. п. д. равным
7] = цЗ . = 0,943 • 0,97 • 0,98 = 0,79;
соответственно мощность, развиваемая на валу мотора,* будет
Ne 17.8 т] “0,79 ~22’5 Л' С‘ .
Мотор с последовательным возбуждением, мощностью 26,5 л. с» по заводским данным при заданной расчетной нагрузке имеет л = 680 об/мин. Согласно расчету, приведенному в гл. 10, разд. II, диаметр барабана получается равным D=500 мм;
60в
скорость поднятия груза v = 4 м/мин\ вследствие применения подвижного блока барабан должен иметь двойную окружную скорость, откуда его число оборотов
2-о 2-4 _,
nt = —№—лк = 5,1 * я • D и • 0,5
Передаточное .число
п, 5,1' 1
fj —— — — — .
п 680 ~ 134
разбиваем на три:
~ ! 1 1
“»’ 4 *5 * 6,7 *
Передачу от мотора, делаем из кожаной шестерни (из сыромятной кожи) и чугунного колеса; у других передач шестерни могут быть стальными, а большие колеса—литыми из стали.
Шаг зацепления и размеры 1-й пары колес на моторе с передаточным числом и1 = . Задаваясь окружной скоростью 6,5 м/сек, возьмем zx = 20; k = k0 • • ?2 • tia = = 30 • 0,5 • 0,61 • 1,0 = 9; <}< = 3. Тогда по (5€>1) .
14500000 W з<14 500000 22,5
— |/ k . ф . Z1 ’ п у 9 • 3 • 20 ' 68 J У’ •
Округляем mlt до 10; тогда имеем:
tx = к • т[ = 31,42 мм-, Ь{ — 95 мм; rf, = т1 • zt = 200 мм,
Zj = 4-Zj = 80; £>! = 800 мм\
к d\-n к • 0,2 • 680 „ 75 • 2V 75-22,5 -п-й„
’ = —gif— =------55-----7,12 ж/«к; Ц = —.== 243,3 кг.
Остальные две пары зубчатых колес рассчитываются совершенно аналогично, как в примере 9, причем получаются следующие главные размеры:
Передаточное ЧИСЛО и Число зубров г\2 Шаг t в мм Диаметры d/D в мм Ширина зубца Ъ в мм Окружное усилие и в кг Скорость по окружности V м! сек Коэфициент нагрузки k Матерным
1. Передача от мотора .... 1:4 20 80 9гс 200 800 95 242 7,12 8,15 кожа сыромяти. - обработанные чугун
2. Цилиндрическая передача. 1:5 16 Не 176 86 1035 1,57 34,8 сталь - -
80 830 стальное литье г
3. Цилиндрическая передача. .1:6,7 12 17к 204 160 4200 0,36 49,1 сталь ,
80 13Ь0 стальное литье
б) Конструкция с одной червячной передачей и одной парой цилиндрических зубчатых колес.
Определение к. п. д. червячной передачи. Для двухходового, тщательно обработанного червяка табл. 154, стр. 590 дает угол наклона около 18°, а фиг. 1986 прц 11 = 0,05 дает к. п. д.-Т| = 85',,. В случае применения по стр. 587 шариковых подпятников трение в опорах уменьшает к. п., д. ДО7|, = 7| •»)/• т)" = 0,85 • 0,97 - 0,98 = 0,808.
Если введем величины к. п. д., принятые в п. ,з“, то общий к. п. д. получится равным:
т) = т), • т]. - г1е --цг= 0,806 • 0,94 • 0,97 • 0.98 = 0,72.
39 Р с т к е р. Детали машин, т. II.
Мощность на валу мотора:
Л/ = —' = *74 =24,7 л. е. т) 0,/2
При этом число оборотов такого же мотора, как выше, будет п= 660 в минуту. Передаточное число (между барабаном и мотором):
= л/= 5Л_____1_ .
“ п 660 ~ 130
разлагается на
_ _ 1 1
и —“1'и2 20 * 6,5
червячная передача передача цилиндр ическииа аубчагыии колесами х
Расчет червяка. Берем двухходовой стальной червяк, составляющий одно целое с валом, подшипники с кольцевой смазкой и шариковые под-I ь '
пятники; k = 40, ф = ^- = 2,6; червячное колесо берем с ободом из фосфористой бронзы, тщательно обработанное. Шаг зацепления по формуле (634а):
’ Л * Г 450 000 т], 77 ’/450 000-0,825. 24,7 t
t = 1/ -------_ • — = 1/ — . -л- = 4,06 см.
V i • А • ф п г 2-40- 2,6 660
Ниже сопоставлены размеры для дюймовой резьбы червяка и для резьбы с шагом, выраженным в частях модуля.
Шаг в дюймах:
4= 1%" = 41,275 ММ.
Диаметр червячного колеса
„ Z-t 40-41,275
U ---------------!— = 525,5 мм,
К к
Внутренний диаметр резьбы червяка: ^. = 3000^=“^ = = 112,3 см*-, <4 = 4,83 см.
Отсюда начальный диаметр червяка: d=db+ 2 • 0,4 • t = 4,83 + 2 • 0,4 • 4,1 = = 8,11 см.
Берем </ = 80 мм. ,
Расстояние между осями:
D^-d 525,5 + 80 _п„ _ а = —~---------------= 302,8 мм.
Если эту величину округлить до 305 мм, то необходимый начальный диаметр червяка получается равным d = 2а — 0 = 2 • 305 — 525,5 = 84,5 мм.
Угол подъема- из
fga=-^-= 2 ‘ 4^27- = 0,3110 ° ж • а к • 84,о
Шаг в м о дул я х:
4 = 13- = 43,84 мм.
D = ni' Z = 13 • 40 = 520 мм.
520 + 80 ОПЛ
=—Г_=300ж*
, 2 • 13 • it п пп_
,ga=V7so—°'3251
ею
Шаг в дюймах: получается равным а = 17°16'.
Коэфициент полезного действия при р = 3°:
_tgi7°i6'_
T)-tg(a-Fp)-tg2Oe16'-°’842’
что достаточно '-удовлетворительно совпадает с предположенным выше.
Окружная скорость v на червячном колесе:
к • d • п , к • 0,0845 • 660 _ „,, -------------------gg-----0,311 =
= 0,908 м/сек.
Окружное усилие U на червячном колесе:
„ 75/V 75-24,7 п '
и= т • Ч “ “0,908“ °’842 = 1720 кг-
Шаг в модулях:
а=18°0'.
,tg!8e п Я4А-
ч °-846'
= * -0,08 - 660 2J_ 9 м
ьи
U= -7ао2ю- • 0,846= 1750 кг. и,оУУ
Расчет цилиндрических зубчатых передач не представляет никаких особенностей; результаты содержатся в следующей таблице:
Передаточное число и Число зубцов Z\z и Ч 3. Диаметры d\D в мм Длина зубцов Ъ В Л<4< Окружное усилие U в кг Окружная скорость v в м'сек Коэфициент нагрузки k Материалы
Червячная передача Передачи цилиндрическими колесами . • , 1:20 1:6,5 2 40 12 78 13^ 17тг 80 520 204 1326 ПО 160 1750 4325 0,899 0,352 38,8 50,6 .таль л „ —- - обработ. фосфористая бронза г сталь - - обработанные стальное литье
Поверочный расчет червяка на прочность. Даны: t,= 13к; Л1 = 18°; р = 3°; ₽ = 75°; £7=1750 кг.
Внутренний диаметр резьбы червяка равен
d$ = d— 2 • 1,2 т. = 80 — 2 • 1,2 • 13 = 48,8 мм, и,следовательно, напряженнее теле червяка на кручение при передаваемой мощности будет
16-М. 16-71 620 /V 16-71620 24,7 11О , '
•с,----=---------Т77— • — =----ГЪоТ- • -с^7Г = 118 кг см\
л it • rf„8 it • d^ n. r. 4,88d 6b0
Полученная величина соответствует значениям, принятым при выводе формулы (636).
Момент сопротивления: \V=
~-<4’ = ^-4,88’=11,4«А Ом
39*
611
По фиг. 2003 расстояние между опорами и подшипниками принято равным 310 лля. Из
tg ₽' = S = 0,39241
cos ctj cos 18
следует, что р' = 75° 42°; и давление на зубцы:
Р = _______________________ __ ___________1750_____________ .
' sinp'-cosaj — tgp^sinai sin75°42'• cos 18° — tg3°sinl8°
Радиальное усилие:
7? = P • cos = 1933 • cos 75° 42' = 477 кг.
Тангенциальное усилие:
Т=P(sin sin a1+tgpcos«l)= 1750 (sin 75° 42' • sin 18°-j-tg3° • cos 18°j = 675 кг.
Фиг. 2003. Корпус червячной передачи крановой тележкн. фнг. 2005—2007.
Окружное усилие U по фиг. 1985 и формуле (621) нагружает червяк изгибающим гт г
моментом и • -%, причем получается напряжени
U-г 1750-4 „
°МЛ—2- UZ- 2-11,4 —307кг/см "
Кроме того, в зависимости от расположения подшипников, получается напряжение на сжатие или растяжение
_ 4-Z7
° К - й?02
4 - 1750 к • 4,882
= 94 кг! см?.
Формула (621) выведена в предположении, что давление на зубец можно привести лишь к одной силе. Если, как это бывает в большинстве случаев, в передаче
612
принимают участие несколько зубцов, то напряжения в червяке будут значительна ниже.
Радиальное усилие R по (623) дает изгибающий момент и напряжение R-1 477-31 J а
= 4HF= 4 - 11,4 = 324 кг1см
в той же плоскости, как и окружное усилие U, так что оба напряжения склады
ваются. Наконец, тангенциальное усилие и соответствующее напряжение
Т-1< 675-31 jBe , , ' 4 • IF 4-11,4 433 кг/см
в одной из плоскостей, перпендикулярной предыдущей, а кроме того, уже вычисленное другим путем напряжение на кручение:
_ 16- T-d 16-675-8 ,,о , „ Trfr 2 • к ~ 2 • к - 4,883 “118 кг1см~'
Если осевое давление создает в теле червяка растягивающие напряжения, то результирующее нормальное напряжение будет
Т по (626) дает изгибающий момент Т • —Г 4
Фиг. 2004. Двойной упо: ный подшипник червяка фиг. 2003.
’max ^l/(^ + Ma + V + ’ = V(307 +324)2Н-458Ч-94 = 874 кг/слР.
При сложении с напряжением на кручение, при <х0=1, получается приведенное главное напряжение:
0< = 0,35Оп.„ + 0,65 /о2ш„+4(«о-^ = 0.35 - 874 + 0,65/8742 + 4 - (1 • 118)3 =
= 893 кг!см?.
Наибольшее касательное напряжение составляет
т, = 4- /^~= 4 /8742 + 4-1182 = 450 кг/см*.
Поэтому действительное напряжение, особенно в сравнении с незначительным напряжением на кручение 120 кг!см\ принятым при выводе формулы (636), очень высоко и требует применения хорошей стали. Мартеновская сталь, с временным сопротивлением разрыву Кв = 7000 кг/см: и с пределом текучести k' = 3500 кг/см? или с пределом текучести k" = 1750 «г/ли2 при сдвиге, дала бы у =7,8-кратный К’ 3500 запас прочности в смысле гарантии против разрушения, но зато лишь — =-ggg — =3,92-кратный запас прочности в смысле гарантии против достижения предела текуче-/Г ’750 „
сти при растяжении, и ~ = -45о’ — 3,89-кратный запас прочности при сдвиге.
Фиг. 146—148 показывают конструктивное выполнение тележки мостового крана с цилиндрической зубчатой передачей, а фиг. 2005—2007 то же, с червячной. Во втором случае мы имеем совершенно иное размещение деталей; это обусловливаемся тем, что ось червяка должна лежать перпендикулярно к оси барабана; кроме того, в случае передачи одними цилиндрическими колесами получается большее число деталей, так как между мотором и барабаном включаются три вала с шестью отдель* ными подшипниками и три пары зубчатых колес. При червячной передаче, кроме червяка;с двумя подшипниками и одним подпятником, нужен еще лишь один новый
613
вал с тремя подшипниками и одной новой парой цилиндрических колес. Все пять подшипнике» заключены в коробку червячной передачи. Применение чердачной
Фиг. 2005 — 2007. Электрическая крановая тележка грузоподъемностью 20 т с червячной и цилиндрической передачей. М. 1: 30.
передачи приводит к Несколько большей строительной длине тележки и к более низкому положению подъемного блока.
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ШЕСТАЯ
РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ПЕРЕДАЧА СТАЛЬНЫМИ ЛЕНТАМИ И КАНАТНАЯ ПЕРЕДАЧА
Временной передаче, в передаче стальными лентами ивка* натной передаче усилия с ведущего шкива (фиг. 2008), благодаря трению, передаются ведущей части ремня, а от нее, также благодаря трению, передаются ведомому шкиву, в то время как ведомая часть ремня, уже с меньшим натяжением, все время движется обратно к ведомому шкиву. Названные передачи применяются, главным образом, при значительных расстояниях между валами. Для передачи усилий в первых двух случаях применяются как кожаные и тканые ремни, имеющие
Фиг. 2009 и 2010. Ременная или канатная передача с натяжным роликом.
Фиг. 2008. Ременная нли канатная передача.
Фиг. 2011. Ременная передача с двумя нажимными роликами.
форму ленты, так и стальные ленты; в канатных же передачах применяются пеньковые, хлопчатобумажные и проволочные канаты. Для создания Необходимого трения все эти канаты, ремни и ленты должны прижиматься к поверхностям шкивов с достаточной силой. Для этого пользуются:
1) силой натяжения, которую производит собственный вес ремня, ленты или каната при ботьшом расстоянии между осями и при горизонтальном или приблизительно горизонтальном расположении,
2) естественной упругостью ремня, ленты или каната, которые и надевают на шкивы с предварительной натяжкой,
3) искусственной нагрузкой при помощи натяжных роликов по фиг. 2009 или 2010, <
4) при ременной передаче особыми нажимными роликами в конечных точках угла обхвата (фиг. 2011); при этом обязательно условие, чтобы ремень имел
615
всюду одинаковую толщину и чтобы шкивы имели точно круглую форму, так как иначе при больших скоростях получаются недопустимые вибрации.
Во всех четырех случаях валы испытывают более или менее значительное давление, которое, особенно во втором случае, часто подвержено сильным колебаниям при изменениях температуры и влажности и должно тщательно восприниматься надлежащим образом устроенными опорами валов.
Помимо величины силы, с.которой ремень, лента или канат прижимается к шкиву, имеют еще значение: коэфициенттрения между шкивом и перечисленными материалами, упругость последних и окружная скорость, а также расположение передачи, диаметры шкивов и углы охвата шкивов.
I. РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА
А ВИДЫ РЕМНЕЙ
1. Кожаные ремни'
Для ременных передач в помещениях с умеренной температурой и с нормальным содержанием в воздухе влаги наиболее пригодна дубленная кожа молодых животных, особенно волов благодаря ее упругости и большому сроку службы. Для влажных помещений ее нужно пропитывать осо >ыми предохранительными средствами. Хромовая кожа лучше противостоит действию тепла и влажности, а также кислот и щелочей, и, кроме того, она гибче, так что по этим причинам применяется преимущественно в влажных помещениях с высокой температурой, а также в случае весьма малых шкивов.
Как показано в гл IV, руд. V, Б, временное сопротивление и удлинение, а также толщина в отдельных местах выдубленной кожи весьма различны. Ремни для сильно нагруж'нных, быстроходных передач изготовляют из хребтовой части, расположенной по обе стороны от линии Хребта животного. Ремни из боковых частей кожи, вследствие различия в удлинениях, на краях коробятся, свойство, которое в случае узких прямых ремней можно более или менее обезвредить попеременной сшивкой кусков правой и левой стороны или же в случае двойных ремней склеиванием в два слоя, а в случае перекрестных ремней это свойство можно использовать даже с выгодой. Части кожи для хороших ремней тщательно выбираются, ширина их должна быть несколько шире, нежели в готовом виде они ра краиваются, вытягиваются в сыром виде под натяжением примерно 120— 150 кг/см?, пропитываются жиром и сушатся. После прекращения вытяжки нарезают полосы требуемых размеров, скашивают концы, причем длина скошенных концов должна составлять 15—20 см, и склеивают их вместе таким образом, чтобы соседние куски имели одинаковое удлинение, т. е. были взяты из одного места кожи. Для склеивания служит хороший столярный клей, размягченный в холодной воде с добавлением некоторого количества скипидара и уксуса и разведенный при нагревании; полученный жидкий клей намазывают на грубо ободранные подогретые концы ремня и, сильно сжав их, оставляют сохнуть. Для склейки ремней, работающих в сырых помещениях, применяют раствор целлулоида в ледяной уксусной кислоте или ацетоне. В большинстве случаев места стыков еще прошиваются, причем сшивка вдавливается в поверхность сшиваемых ремней. Наконец, готовые, предварительно сшитые своими концами ремни, заставляют работать в течение нескольких часов подряд на специальных стайках, для этой цели только и предназначаемых, повышая нагрузку до тех пор, пока она не превысит будущего рабочего натяжения, чтобы ремни получили соответствующее остаточное удлинение и в работе затем удлинялись возможно меньше. Так как при долгом лежтнии ремни снова укорачиваются, то несмотря на предварительную вытяжку новые ремни при надевании на шкивы должны быть короче в случае больших на 1°/о> а в случае малых ремней — на 1,5—2°/о, чтобы избежать псстедующего перетягивания,
1 Технические условия на кожаные ремни (приводные) растительного дубления, заключающие в себе также стандартные размеры ширины и толщины ремней, см. ОСТ 232. Прим, перев.
616
которое становится необходимым в самом непродолжительном времени. Изготовленные таким путем одинарные ремни могут иметь в ширину до 500 и 600 мм,-а в исключительных случаях — до 1000 мм, толщину 4—7 мм и вследствие незначительного веса особенно пригодны для быстроходных передач. В последнее время путем более слабого дубления кожи и пропускания между сильно зажатыми вальцами ремни доводят до толщины 3—5 мм и таким образом, не уменьшая значительно общей прочности, облегчают ремни еще больше.
Чтобы ремни не рвались и не били своими краями, иногда, в случае одинарных ремней, их усиливают, нашивая по две полсски, шириной каждая в 75 полной ширины (фиг. 2012); конечно, нужно обратить внимание на то, что центробежная сила при этом увеличивается, прочность же от этих полосок существенно не повышается.
Двойные ремни составляются из двух слоев кожи, склеенных друг с другом мездряными сторонами, сдвинутых один относительно другого и несколько раз прошитых по длине; двойные ремни имеют толщину от 10 до 15 мм. Их можно изготовлять любой ширины; в работе имеются ремни шириной 1800 мм, а для выставок изготовлялись даже ремни шириной 3200 мм.
Вследствие неизбежного различия в удлинениях отдельных частей их временное сопротивление разрыву по Руделоффу составляет лишь 0,79—0,84 от того временного сопротивления, которое, как можно было бы ожидать, должно соответствовать сумме значений временного сопротивления для отдельных ремней. Невыгодным является также то обстоятельство, что с уве-eyipi.i..,личением толщины ремня по-Фиг. 2012. Усиленный ре- лучается повышение жестко-мень. сти и напряжений от изгиба
на ременных шкивах. Чтобы
уменьшить жесткость и эти напряжения, приходится брать шкивы большого диаметра. Если по фиг. 2013 принять, что средние волокна ремня, имеющего толщину s, при обхвате шкива радиуса R или диаметра D имеют такую же длину I, как и при движении на прямом участке пути, то наружные волокна будут удлиняться, а внутренние сокращаться. Абсолютное удлинение X, испытываемое первыми, при обхвате половины шкива получается как разность полуокружностей на наружной поверхности и в среднем слое ремня:
х • (/?+S) - к (R ч - А) = .
Отсюда получается относительное удлинение:
Фиг. 2013. Напряжения на изгиб в ремне.
X -к • s s s
и при коэфициенте удлинения а напряжение на изгиб в крайних волокнах будет:
_ е _ S ь а а• D'
Наибольшее напряжение на изгиб не зависит oj угла обхвата; при данном диаметре шкива оно растет пропорционально толщине s ремня и складывается с растягивающим напряжением а, действующим в прямолинейной части ремня. Конечно, действительная сумма а-|-а4 не вполне соответствует расчетной, так как наружные волокна при повторном прохождении по шкивам деформируются сильнее внутренних. Вследствие этого распределение напряжений но всему сечению получается неравномерным также и на прямых участках ременной передачи; в наружных волокнах получаются меньшие напряжения на растяжение, чем во внутренних. Если к этим напряжениям еще добавляются напряжения иа изгиб, то наибольшее напряжение
G17
получается все же меньше, чем в случае если бы напряжения в прямолинейной части ремня распределялись по сечению равномерно;' как это показывает нижняя часть фиг. 2013. Но при этом опять дополнительные напряжения на изгиб при прочих одинаковых условиях растут пропорционально толщине ремня.
Главное преимущество двойных ремней заключается в равномерности толщины, гак как различная толщина простых ремней при их склеивании может компенсировать
Фиг. 2014. Два ремня, работающие один на другом.
Фиг. 2016. Шарнирные ремни.
одна другую. 'Поэтому, если диаметр шкива составляет по меньшей мере 1,5 м, одинарным ремням шириной свыше 609 мм нужно предпочесть соответствующие двойные ремни. Двойные ремни необходимы при передаче больших мощностей, ио они выгодны также при сильных колебаниях нагрузки.
Для тяжелых передач, работающих с ударами, применяют тройные Ми четверные ремни; некоторые примеры, относящиеся к прокатным станам, приведены в табл. 158 на стр. 658.
Для уменьшения напряжений иногда надевают один на другой два ГТ] одинарных ремня, причем, конечно, они могут иметь меньшую ширину. Фирма К. Гейкен и К° в Аахене, для передачи- мощности с главного вала на шкивы, расположенные в одной и той же плоскости, пользуется аналогичным образом несколькими ремнями (фиг. 2014).
~ ДТ- ТТ Особую разновидность кожаных ремней представляют круглые ремни, шарнирные ремни и ремни с клиновидным сечением. Круглые /гК ! ремни или вырезаются непосредственно в виде узких полос (диаметром 2—10 мм) и склеиваются скошенными концами, или свиваются из узких । ремешков (ремни диаметром 3—16 мм, фиг. 2015), или, наконец, спле-ЖНЖ1 таются из тонких полос в случае еще больших диаметров. Приме-ywjEgfl няются они в легких станках, причем надевают их на шкивы с желобками (канавками).
Фиг. 2017. Шарнирные ремни (фиг. 2016) собираются наподобие шарнирной Клиновид- цепи Галля из коротких кусков кожи, нанизываемых на проволоки ный ремень. и удерживаемых вместе шайбами, которые, в свою очередь, держатся расклепанными концами проволок. Они гибки и легкоподвижны, пригодны для шкивов небольшого диаметра, но стоят дороже и примерно в четыре раза тяжелее простых ремней одинаковой ширины, так что их можно применять лишь при умеренных скоростях.
Ремни клиновидного сечения (фиг. 2017) составляются из нескольких слоев кожаных лент, которые прошиваются, склепываются или же соединяются скобками. Они имеют трапецевидное сечение, соответствующее клиновидному сечению канавки, в которую ремень ложится во время работы. Вследствие того, что ремень прилегает к шкиву лишь скошенными поверхностями, кроме трения получается еще защемление, которое повышает величину передаваемого усилия, но обусловливает также и большее изнашивание, так как ремень толстого сечения при прохождении по шкивам небольшого диаметра испытывает высокие напряжения, и так как волокна ремня при набегании на шкив и при сбегании с него сильно перетираются. Ремни клиновидного сечения пригодны для передачи лишь небольших усилий.
618
2. Тканевые ремни1
Тканевые, или искусственные, ремни по роду материала разделяются на шерстяные, хлопчатобумажные, резиновые, балатовые и пеньковые ремни. Употреблявшиеся в Германии вовремя мировой войны заменяющие их материалы, как то: бумага, целлюлоза, разного рода смешанные материалы, проволока и т. д., каждый материал отдельно, или же скомбинированные различными способами, в настоящее время для приводных ремней не применяются.
В отношении внутреннего строения различают ремни, вытканные сразу Надлежащей толщины, и ремни, сложенные из одной или нескольких лент, которые сшиваются или склеиваются.
Нужно подчеркнуть основную разницу между ткаными и кожаными ремнями. Тканые ремни не представляют такого однородного сплошного материала, как кожаные, и их свойства, в зависимо
сти от рода ткани и от характера взаимного сплетения отдельных ниток-, могут быть довольно различными. Именно, тканые ремни, в отличие от кожаных, сильно портятся и быстро изнашиваются тотчас же после повреждения отдельных участков их поверхности. Особенно они чувствительны к действию трения о вилки переводных механизмов и о закраины шкивов, которое быстро превращает края ремня в бахрому; таким образом тканые ремни нельзя рекомендовать для тех случаев, когда приходится переводить ремень с холостого шкива на коренной, или когда эта операция производится чйсто. В крайнем случае вилки должны снабжаться легкоподвижными направляющими роликами. У тканых ремней вследствие рыхлого строения ткани, а у прорезиненных ремней вследствие склонности слоя резины к отдиранию условие трения получаются менее благоприятными.
В силу всех этих причин тканые ремни, несмотря на подчас большую прочность, нагружают слабее кожаных. По отношению к действию масла они в большинстве случаев тоже чувствительнее кожаных. Как преимущество тканых ремней, наряду с меньшей, в большинстве случаев, стоимостью, нужно отметить еще и то обстоятельство, что тканые ремни во всех своих
частях имеют одинаковую упругость и одинаковую толщину; кроме того, многие сорта можно изготовлять также я в виде бесконечной ленты.
Из числа шерстяных ремней, предпочитаемых для главных передач, применяются ремни из верблюжьей шерсти, альпака и шерсти ангорских коз. Эти ремни характеризуются большой упругостью и потому особенно выгодны при работе с. ударами (см. диаграммы растяжения № 6 и 7 на фиг. 2018). Коэфициент удлинения у этих ремней с увеличением нагрузки сперва уменьшается, а затем снова увеличивается. По отношению к действию пыли, высокой температуры и атмосферных условий верблюжьи ремни менее чувствитель ;ы, чем кожаные; особой
Технические условия на ремнн тканевые (приводные) см. ОСТ 6£9. Д’охи. переа.
619
обработкой их можн(ксделать также более стойкими и к действию щелочей, а также кислот.
Хлопчатобумажные ремни, обычно имеющие толщину 5—10мм, но выполняемые и много толще, для предохранения от сырости пропитываются жирами и пригодны для работы в сырых и теплых помещениях и даже под открытым небом. Вследствие своей дешевизны они применяются часто в случаях, когда неизбежно быстрое изнашивание, а также для родственных приводным ремням транспортерных лент. Крепость и упругие свойства их хороши; диаграмма растяжения, как и в случае кожи, показывает, что с увеличением напряжения кривая проходит круче (фиг. 2018 № 1 и 2); коэфициент упругости в среднем выше. Вследствие получения значительных остаточных удлинений, особенно в первое время, необходима частая перешивка.
Пеньковые ремни имеют большую крепость,‘несколько меньшее удлинение и меньший коэфициент удлинения (фиг. 2018, № 3 и 4).
Балатовые ремни состоят из сложенной в несколько раз хлопчатобумажной или пеньковой ткани, отдельные слои которой соединяются в одно целое путем пропитывания особым видом резины. Резина делает ремень стойким по отношению к действию сырости и пригодным для работы в пыльных помещениях, но зато балатовые ремни чувствительны к действию температуры выше 30° Ц.
Резиновые ремни с прокладками из пеньковой или хлопчатобумажной ткани пригодны для работы в особенно сырых помещениях или на заводах, в которых имеет место разбрызгивание кислот и других жидкостей. Но зато они весьма чувствительны к действию масла и жиров. Преимущество их, как и балатовых ремней, заключается в возможности соединения отдельных слоев в одно целое путем вулканизации. Они доставляются также с одно- или двухсторонним резиновым слоем.
Некоторые данные о временном сопротивлении разрыву по Руделоффу дает табл. 157, относящаяся к фиг. 2018.
ТдБлица 157
Механические свойства тканых ремней по Руделоффу
№ по порядку Род ремня Временное сопротивление разрыву К2 вкг/смг Полное удлинение прн разрыве 5 в °/0 Длина, иа которой производилось измерение удлинения вмм Коэфициент удлинения а в см-/кг Примечании
1 2 3 4 5 6 7 4-слойный хлопчатобумажный ремень . . То же 6-слойиый пеньковый ремень, пропитанный жирами Двойвой пеньковый-ремень, тканый иепропитан-иый жирами 4-слойный балатовый ремень марки, С almon" Верблюжий ремень, тканый 4-слойный верблюжий ремень, пропитанный жирами 367 512 882 504 576 299 366 16,0 12,4 10,1 7,8 10,4 22,6 26,0 3316 4532 7821 6261 6110 2686 3490 1 1 1080 ‘ ‘ 27и0 1 1 1450 ‘ ' 4550 1 1 2940 ‘ ‘ 9090 _1_ 1 1520 ‘ ‘ • 5880 1 1 1730 ‘ ‘ ‘ 4760 1 1 1 2080 ‘ • 2050 '1180 1 1 1 1110 ‘ ‘ 2080 ’ 1730 Mitt. Mat. Priif.-Amt. 1892. S. 255. Значения временного сопротивления разрыву, удлинения и дливы.на которых производились измерения удлинения, являются средними значениями из 5 опытов
620
Б. СОЕДИНЕНИЕ КОНЦОВ РЕМНЕЙ
Для получения ремня в виде замкнутой ленты концы его должны быть соеди-
нены один с другим или непосредственно или при помощи какого-либо приспособления. Исключение представляют лишь ремни, вытканные или сплетенные в виде бесконечной ленты, которые, конечно, требуют'применения натяжных роликов или же натяжного механизма для одного из шкивов, например, требуют установки мотора на натяжных салазках (фиг. 2019). Далее, следует иметь в виду, что надевание таких ремней, если оно производится не на свободные концы валов, предполагает необ-
ходимость вынимания валов из подшипников и тем представляет значительные .затруднения.
Правильное образование места соединения имеет тем большее значение, чем скорость больше и чем ремни сильнее перегибаются на шкивах. В первую очередь нужно стремиться к тому, чтобы ремни в месте соединения имели ио возможности такую же толщину, как и в остальных своих частях,
Фиг. 2019. Натяжные салазки.
особенно, если ремни вследствие применения натяжных роликов или вследствие соответствующей установки шкивов перегибаются в различных направлениях. Затем нужно обращать внимание на то, чтобы размеры места соединения были возможно меньше, чтобы прочность в месте соединения была такая же, как и в свободной
получалась равномерной и непрерывной, а также, чтобы можно было быстро восстановить соединение после ослабления или укорочения ремня. Сцепки крупных размеров при набегании на шкивы производят удар, и развиваемые центробежные силы создают дополнительные напряжения, на которые следует обращать особенное внимание при большой скорости ремня. Части соединения ремня, выступающие внутрь, вызывают внезапную, имеющую ударный
части ремня, чтобы рабочая поверхность
Фиг. 2020. Прибор для стягиааиия концов ремыей при сшивке.
характер, нагрузку и производят в ремне удлинения, действующие весьма неблагоприятно. По этой причине следует вдавливать в поверхность ремня даже сшивки, тем более, что неоднородность поверхности сильно уменьшает трение ремня о шкив в местах сшивки.
В случае передач, в которых натяжение создается после надевания ремней (фиг. 2009 и 2010), а также в случае узких ремней шириной примерно до 100 мм, соединение концов ремня можно выполнить до надевания ремней на шкивы, если только ремни можно надеть на шкивы сбоку.
В ремнях более широких натяжение нужно создавать уже после надевания на шкивы. Для этого применяются стягивающие аппараты, фиг. 2020, при помощи которых концы ремня защемляются между планками А и В, расположенными под прямым углом к средней линии ремня, и стягиваются винтами S; ремни при повторении этой операции несколько раз получают равномерно распределенное предварительное натяжение желаемой величины. О степени предварительного натяжения опытные монтеры судят на-глаз; необходимое относительное удлинение е или абсолютное X, если известен коэфициент удлинения а ремня, можно определить по формулам
г = а • а И
X = г • / — з • / • а.
Чтобы дать представление о вытяжке, которая необходима при надевании ремня
621
на шкивы, подсчитаем, например, насколько должен удлиниться ремень, подвергнутый уже значительной предварительной вытяжке [и имеющий толщину s=6 мм, ширину £=150 мм и 1=12 м при я = 2^5О сл^1кг> если Ремень нужно надеть с предварительным натяжением, равным 1,5-кратному полезному усилию kn = 12 кг/см ширины.
Передаваемое усилие U=b • kn = 15 • 12 = 180 кг создает растягивающее напряжение
U 180 ™ , а
°-"б77=15Тад = 20кг'“-
При 1,5-кратном натяжений ремня при надевании на шкивы относительное удлинение будет
"=^-0.0133
или 1,33°/о. Поэтому ремень нужно вытянуть на
Х = в./ = 0,0133-1200=16 см.
Отсутствие натяжений в частях ремня между планками стягивающего аппарата (фиг. 2020) учитывается введением некоторого припуска, так что ремень в действи
Фиг. 2021. Направленно скоса сшивки ремне.
Фиг. 2022. Скашивание ремня при ватажных роликах.
Снаружи
Фиг. 2024.
Сшнвка встык и внахлестку.
тельности нужно вытянуть примерно на 1,4°/о, или на 17 см. Из определенных таким образом размеров следует исходить также и при подсчете действительной длины ремня, если концы е:о соединяются встык.
При помощи недавно сконструированного фирмой Л. Леве и К0, в Берлине, аппарата можно определить по циферблату пружинных весов усилие, под действием которого ремень находится во время соединения его концов, и таким образом можно создазагь опр/деленное предварительное натяжение. Этот аппарат дает также возможность измерять имеющееся натяжение в надетых уже ремнях, для чего аппарат надевают на ремень в произвольном месте его и стягивают ремень до полной разгрузки части его, заключенной между зажимными планками аппарата.
Для кожаных ремней нанлучшнм способом соединения концов ремня является склеивание: оно дает возможность сделать место стыка концов такой же толщины, как и в остальных местах ремня, что делает ремень особенно пригодным для высоких скоростей. Концы ремня тщательно скашиваются на длине, равной 20—25-кратной толщине, подогреваются, после нанесения клея сдавливаются и сушатся. Этим же способом можно соединять также концы шерстяных и балатных ремней; резиновые ремни можно соединять путем вулканизации. Длину ремня, идущую на перекрышку стыка, следует прибавлять к расчетной длине при заказе ремня. Нужно обращать особое внимание на то, чтобы скосы в местах склейки во всех частях ремня имели одинаковое направление и чтобы ремень набегал Hi шкивы в направлении, указанном стрелкой (фиг. 2Э21), так как иначе концы легко расходятся, свертываются, и соединение концов ремня портится. У двойных ремней, у которых обе стороны прилегают к роликам или шкивам, как в случае фиг. 2009, следует рекомендовать соединение по фиг. 2022 вверху, при котором скашивание
€22
наружного слоя делается в направлении, противоположном тому, которое имеет внутренний слой. У одинарных ремней на лениксах1 Е. Люкгаус выполняет соединение концов так» как указано на том же чертеже внизу. Опасность расклейки кон-
Фиг. 2025 — 2030. Различные виды сцепок.
нов ремня при работе в сырых помещениях нужно предотвращать применением клея надлежащего качества или применением сшивки.
Сшивку- ремней лучше всего производить, также скашивая соединяемые концы ремня. Соединение встык по фиг. 2023 обладает значительно меньшей
прочностью; сшивающие ремешки испытывают значительные напряжения при прохо кдении места сшивки по шкивам. Для двойных ремней и искусственных ремней, состоящих из нескольких слоев, следует рекомендовать соединение вн 1хлестку путем склейки, прошивки или скрепления скобками (фиг. 2024). На рабочей стороне сшивка должна всегда лежать параллельно средней линии.
Для второстепенных и легких -приводов применяют соединения посредством накладок Гарриса из ковкого чугуна (фиг. 2025), на внутренней стороне которых отгибаются зубцы, или соединения посредством скоб (фиг. 2026) и проволочных спиралей (фиг. 2027), которые после продевания через ряд отверстий в конц х ремня сплющиваются я соединяются одна с другой путем продевания куска проволоки или ремешка из сыромятной кожи.
Трудно сконструировать легко-разъемные сцепки для тканых ремней. Отгибание и соединение концов болтами или заклепками по фиг. 2028 и <2029, а также постановка накладок1 (фиг. 2030) ве-
Фиг. 2030а. Сцепка Джаксопа.
и к значительным напряжениям
<дут к скоплению значительных масс в одном месте соединения прн огибании шкивов и потому они должны применяться лишь при умеренных скоростях. Нужно обращать особенное внимание на то, чтобы головки болтов и заклепок на рабочей стороне ремня были совершенно утоплены, учитывая возможность разрушения ремня при ударах о шкивы.
Часто применяют замок Джаксона (фиг. 203( а', состоящий из штампованных железных пластинок, к которым прижимаются концы ремня посредством бол оз, причем ставится еще прокладка из тонкой кожи. При постановке болтов нужно следить за тем, чтобы отдельные нити ткани повреждались в возможно меньшей степени. Кожаная прокладка служит для сбережения ремня и для увеличения трения.
сцепки по шкиву развиваемая ее массой — центробеж-
О
'.в частях
Сцепка при прохо-
Фит. 2031. ж дени и через шкив.
При прохождении
1 См. об этом дальше. Прим, перев.
623
G
ная сила F =—— будет уравновешиваться по (фиг. 2031) двумя силами, имею-
Г G щими одинаковую величину ----------= —
2 sin-^- g
г*2
-----------, где г обозначает расстояние
2 г • sin ~
центра тяжести сцепки от оси, а <? обозначает центральный угол, соответствующий длине сцепки. Вследствие этого в ремне, особенно в набегающей на шкив части его, получаются добавочные напряжения
G-v*
2 g • г • sin -у • Ь • s
.(642)
где b обозначает ширину, a s — толщину ремня.
Если сцепка жесткая, то ее обычно делают вогнутой формы, соответствующей
кривизне шкива, но зато этим обусловливается
возникновение значительных напряжений на изгиб при движении сцепки между шкивами. С увеличением угла <?, следовательно, при распределении массы сцепки на большую длину, напряжение а' будет меньше, изгиб же ремня у жесткой сцепки будет больше и невыгоднее.
Радикальную помощь в этом отношении дают предложенные Каммерером и им же испробованные гибкие замки из стальных лент, которые после всесторонних испытаний [XXVI, 7] получили, наконец, форму, представленную на фиг. 2032. Концы ремня в целях достижения лучшего пе ехода обрезаются так, как показано на чертеже, и соеди-
Фиг. 2032. Сцепка для тканого ремня по Камереру (в продоль- няются при прмощи тонких ном разрезе средние болты опущены). стальных лент и многочислен-
ных легких болтов с шайбами. Сцепку следует рассчитывать таким образом, чтобы усилия между ремнем и лентами передавались только трением (коэфициент трения р. = 0,25>, напряжения же в болтах получались незначительными. Попытки воспользоваться для передачи усилий давлением боковых поверхностей болтов, приводили всегда к тому, что ремни ослабевали и притом в недопустимой степени.
Ленты под действием продольной силы Р работают на растяжение, а при прохождении по шкиву—на изгиб и испытывают наибольшее напряжение
Р s
« = ’. + ». = i№_8).- + жг/сж». (643)
если b обозначает ширину, толщину леит, 8 —диаметр отверстий для болтов, D — диаметр шкива, причем все эти величины выражаются в см, a i обозначает число, примененных лент. Приравнивая нулю производную по s, находим, что о принимает наименьшее значение в том случае, когда о, = ор Отсюда получается, что наивыгоднейшая толщина ленты равна:
/D-P-i
V ^-3)’.
(644)
624
Можно в данном случае использовать и опыты, произведенные над передачами стальными лентами, толщина которых доходит до величины , а наиболь-
, t 1650
шие напряжения доходят примерно до 2800 кг/см?.
Сцепка, изображенная на фиг. 2032, хорошо оправдала себя при нагрузке Р = 825 кг и при скорости 35 м/сек на шкивах диаметром 1250 мм. Напряжения в резьбе в каждой из 18 шт. 3/9" болтов определяются следующим образом:
U 825 ччлл ”+= 0^5= 3300 кг'
3300 3300
’=^18/. ~ 18-0,441“ 416 Кг!СМ *
Ленты под действием нагрузки Р работают на растяжение, причем получается напряжение
Р 825
°’ f 3(4 _ 1)0,1 — 917 кг!см ’
же по шкивам работают на изгиб, при котором получается
при прохождении напряжение
5 0,1 -2 200000 - 17_. , '
= =-------125-----= 1760 кг!см*-,
так что наибольшее напряжение равно 917+1760 = 2677 кг/см?.
По формуле (644) наивыгоднейшим значением толщины ленты была бы величина
ГР-D-t у i(b — b)
825 - 125
3 (4 — 1) • 2200000
— 0,0722 см или яь; 0,75 мм
и
о s 2 - 0,075 - 2 200 000
«•£)“ 125”
= 2640 кг!см\
Концы круглого ремня соединяют при помощи проволочной скобки (фиг. 2015), которая допускает быстрое разъединение и стягивание путем дальнейшего закручивания ремня. Клинообразные ремни склеиваются, причем концы предварительно скашиваются, либо соединяются внахлестку при помощи болтиков либо, наконец, соединяются медными заклепками.
В. СИЛЫ И НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧАХ
1. Средства для создания натяжения в ремне, находящемся в состоянии покоя
Явления и процессы, происходящие при работе ремня, даже в простой ременной передаче, довольно сложны и до недавнего времени, несмотря на большое число теоретических исследований и практических опытов, были мало разъяснены. Даже и теперь отсутствуют основания для надежного суждения о многих вопросах.-
Передача усилий в ременной передаче производится трением между шкивом и ремием, т. е. на поверхности ремня. Поэтому для сравнения действующие в ре не усилия относят к полоске шириной в 1 см, которую воображают вырезанной из ремня. Напряжения на растяжение а, возникающие в поперечном сечении ремня, для собственной передачи сил имеют малое значение. В литературе усилия, отнесейные к полоске шириной в 1 см, неудачно называют „напряжениями** и говорят об „осевом*4, „полезном*4 и „цейтробежном*4 напряжениях, выраженных в кг/см. Дзльше, во избежание ошибок, вместо них мы будем применять подробные наименования, иапример „осевое давление, полезное усилие, центробежная сила на 1 см ширины ремня4* и их величины обозначать через сс, сп, cf, в противоположность напряжениям аа, а„, возникающим в поперечном сечении ремня. Так как 40
40 Ре г ш ер. Детали машин, т. н. 625
поперечное сечение полосы шириной в s* 1 cm = s см2, то между теми и другими
1 см и толщиной $ см имеет площадь величинами имеют место соотношения:
(645)
При расчетах ремня рассматриваемый как данный
х-4
Фиг. 2033. Распределение усилий в ременной передаче во время покоя.
При расчетах ремня рассматриваемый как данный коэфициент нагрузки или „полезное усилие на 1 см ширины ремня” будет обозначаться нами через kn в кг/см.
У ременной передачи, находящейся в состоянии покоя, все силы уравновешиваются, так что давление А„ на вал в случае, если диаметры шкивов одинаковы (фиг. 2033, вверху), вызывает вр всем ремне, т. е. в обеих
А
частях его, натяжения 5, — или же отнесенное к 1 см л»
ширины предварительное натяжение с^ — ^кг/см и напря-с А. —-
жение а, = -у = кг/см2. Если диаметры шкивов различны (фиг. 2033, внизу), то А, по правилу параллелограмма сил разлагается на две составляющих, с одинаковой вели-чиной ----здесь р обозначает угол, образуемый обе-
2c°S|
ими ветвями ремня, который определяют из равенства
= если даны диаметры шкивов kDx и D2, а также расстояние между
X С*
осями е.
Сперва мы исследуем величину предварительного натяжения при различных способах его достижения.
1. Достижение предварительного натяжения действием собственного веса гибкого тела. Ремень или канат между двумя шкивами провисает по цепной линии, которая при неособенно большом провесе может быть заменена параболой. Для составления ее уравнения горизонтальную касательную в вершине О (фиг. 2034) примем за ось абсцисс, а перпендикулярную к ней линию симметрии — за ось ординат.Если мы представим себе, что у нас вырезана часть О А с сечением в 1 см2, то на нее будут действовать в точке О горизонтальное напряжение в точке А—напряжение о/ по на-
правлению касательной под углом 8 и между ними вертикально вниз собственный вес ремня. Если вес единицы объема материала составляет 7 кг/дм*, то, приняв, что дуга ОА с достаточной точностью может быть заменена
7 • X • 1
абсциссой х часть ОА будет весить кг, vjifi. х выражено в см (цифра 1000
О1
Фнг. 2034. К определению лн-ннв провеса.
в знаменателе получается ввиду применения определенных единиц мер-ч-х • см • см^= кг • см^ кг \
~ 1000 см* = 1000/' Отсюда получаются условия равновесия сил, действующих в направлении осей:
Y • х
о, = о/, cos8 и fo66 = o/'SinS
или
tg8 = ^==-T-x • ° dx 11)00 а.
626
после интегрирования получается
У 2000 а,
Произвольная постоянная С будет равна нулю, так как в вершине кривой х = 0 иу = 0; таким образом уравнение линии провеса будет
Т • X2
2000< ' ,646>
Оно может служить для определения напряжения в вершине:
_ 7 • ха
2000-у’
(647)
если известны х и у. Для случая, когда дан пролет а, т. е. расстояние между tohi-ками С и D (фиг. 2034), в которых ремень касается шкивов, а также дан соответствующий провес уа, уравнение станет более удобным для пользования, если х а заменить через и написать А
_ 7 •
’’ ~ 8000у„ •
(648)
Напряжение а/ в какой-либо точке А можно найти графически, проведя в этой точке касательную к параболе и воспользовавшись формулой o/cos8 = q,, по которой горизонтальная составляющая должна ’быть равна а,. Путем вычислений полу
чаем:
—?— = о
cos 8 •
Т2 • х2 1000000’
в частности для точки D сбегания ремня со шкива:
0 <=-|/02+_Jii£i_ vD у • 4 000000
По формуле (648) напряжение а, растет пропорционально квадрату расстояния а, на котором провисает ремень, и притом оно тем больше, чем меньше провес. Если, например, дано CD =1000 см и провес должен составлять у, = 20 см, то возникающее в наиболее низкой точке ремня напряжение а, при весе единицы объема ремня 7 = 1,0 кг/дм* будет
7 -а3 1,0-ЮОО2 со_ , _
°’ 8000уа 8000-20 6,25 кг/см.
Для уменьшения провеса в два раза пришлось бы сделать натяжение в два раза больше. В точках С и D напряжение возрастает до величины:
. _ Г~~. т2^- , . 1,0е- 10003 с
°’ — ]/ °. + 4 000 000 V 6,25 4 000000’ 6,27 Кг1 ‘
Построение параболы показывает фиг. 2035. Сперва проводят общую касательную к обоим шкивам, откладывают от ее середины вниз двойную стрелу провеса до точки В и находят точки касания С и D параболы, проведя через точку В касательные к шкивам. Самая кривая получается как огибающая после деления отрезков ВС и BD на равные части и соединения прямыми соответствующих точек. Она, конечно, имеетлишь приблизительно правильную форму, так как стрела провеса была отложена от первоначально проведенной общей касательной. Чтобы получить более точную линию, сперва нужно наметить вероятное положение точек касания С и D, провести отрезок CD и от его середины отложить удвоенную стрелу провеса. 40* 627
Длина I дуги пологой параболы COD (фиг. 2034) С достаточной ^очностьк^ выражается формулой:
/ я v9 \
/==а(1+'з ‘ (649)
Вследствие того что во время работы получается перераспределение напряжений, изменяется также и провес. Его зависимость от напряжения представил наглядно в виде кривой провеса Куцбах [XXVI, 8]. Если в предыдущую формулу ввести =
С1>
Фиг, 2035. К вычерчиванию динни провеса.
будет выражаться формулой .
1 — а
72 • а9 \
24 • 106 о„9/’
а напряжение в вершине параболы будет иметь величину
1 • а
<5
(650)
— 1.
а = 2000 с. и, 7 = 1,0 кг/дм3 и
Оно зависит от пролета а и отношения Для ^=1,01- будет св = 4,08 кг/см2. Если положить 6Х
-^-=1,02, т. е. увеличить длину на 1%или допустить„ослабление“ в 2°/0, то напря-
жение уменьшается до 2,89 кг/см2. В результате подстановки различных значений получаются кривые, начерченные на фиг. 2036 для разных пролетов; эти кривые позволяют
определять напряжения, получающиеся прн различной слабине ремня.
Пользование вместо параболы точной цепной линией приводит к довольно сложным вычислениям [см. XXVI, 9].
В случае ременных передач натяжение, создаваемое действием только собственного веса ремня, при обычных расстояниях между осями недостаточно, -но во всяком случае провес у горизонтальных и наклонных передач усиливает действие средств, указанных в пп. 2 и 3; как показывают дальнейшие исследования, он действует в благоприятном смысле уже при небольших пролетах. У канатных передач действие собственного веса каната создает тем большее натяжение, чем больше расстояние между
валами и чем тяжелее канаты. ф 2033. к е еса п0 к ба
При большом провесе колебания r J J
температуры и влажности имеют лишь незначительное влияние.
2. Создание натяжения путем вытягивания ремня при надевании на шкивы. Получающееся предварительное напряжение о„ определяется при помощи диаграмм растяжения, представленных на фиг. 2039 и 2018, по сообщенному ремню удлинению или же путем расчета по среднему коэфициенту удлинения материала:
(351)
628
В хорошо вытянутом ремне длиной 15 м и толщиной 6 мм, который при надевании на шкивы будет вытянут еще на е = 1,5°/о или на 0,015-1500 = 22,5 см, при среднем значении, данном Бахом, а = * см2/кг получается напряжение
g
= — = 0,015 • 2250 = 33,8 кг)см?;
на ширине 1 см получается сила натяжения
с, = з,. s = 33,8 • 0,6 = 20,3 кг/см.
бы
вытяжки 1,65%.
Определение сил в
Фиг. 2037. ремне при искусственной нагрузке.
которой соответствует в два раза большее давление на ось в 40,6 кг!см, если ремень надет иа два шкива одинакового диаметра.
По фиг. 2039 напряжение о, = 33,8 кг!см2 требовало
Чтобы избежать вредного действия теплоты, влажности или изменения нагрузки и слишком частого последующего подтягивания, создавать натяжение в ремне путем его вытягивания следует лишь в том случае, если ремень обладает очень большой упругостью. Это средство применяется преимущественно при средних и небольших расстояниях между валами. В общем меньшие натяжения выгоднее, так как им соответствует большая упругость.
З.Создание натяжения действием искусственной нагрузки (фиг. 2009 и 2010). Если пренебречь сопротивлением грузового ролика, то по правилу параллелограма сил нагрузка должна быть распределена на обе части ремня таким образом, чтобы в обеих возникли одинаковые усилия. Например, в случае фиг. 2009 сила F действия пружины по фиг. 2037
может быть заменена одинаково направленной силой P = F- приложенной к оси
-ролика. Эту силу Р мы разлагаем по направлению рычага, поддерживающего ролик, и по направлению результирующей сил, создаваемых действием ремня, направление которой совпадает с биссектрисой MS. Таким образом находят треугольник АВС и, зная АС, находят силы CD и AD, действующие в ремне, после чего находят
CD . CD
с„ = кг/см и а = -т— кг/см2.
‘ О О • S
Искусственная нагрузка позволяет сделать натяжение постоянным и независимым от внешних условий, вообще же допускает любое регулирование и приспосабливание к условиям работы. Стоимость такой системы больше, а к. п. д. вследствие сопротивления натяжного ролика несколько меньше. Расстояние между валами может быть незначительным; во многих случаях это является решающим фактором. Натяжные ролики получают все большее распространение в ременных передачах, а в последнее время и в канатных.
4. Нажимные ролики пофиг. 2011 в ремнях, работающих вхолостую, не создают вообще никакого предварительного натяжения и составляют также без натяжения во время работы и ведомую часть ремня,
2. Натяжения в ремне при холостом ходе
Если ремень работает вхолостую, т. е. без передачи какого-либо окружного усилия, то в частях ремня, движущихся по шкиву, проявляется действие центробежной силы. Если вес единицы объема кожи f выражен в кг!дмл то центробежная
629
сила, действующая на элемент массы dm полоски сечением в 1 см3, соответствующий углу dy (фиг. 2038), будет равна
dm • v2 к • 1 • R • d ф v3 f -v3
R ~ log ~r
Центробежная сила будет уравновешиваться напряжениями af, величина которых определяется по условию равновесия действующих по радиусу сил:
Фиг. 2038. Действие 'центробежных сил при холостом ходе.
dm -v3 „ d и ч. v2
-й-=2’/--Г’ °'=Т0Г
Эти напряжения. возникают не только в изргнутых частях ремня, прилегающих к шкиву, но также и в прямолинейных, как это следует из рассмотрения нижией части (фиг. 2038). Центробежные сялы, действующие в радиальном направлении наружу, дают равнодействующую
/dm -v3 . , _ -г. v3
~~R----sin<P.d<P = 2b^- = 2«/,
о
направленную вниз, которая может быть уравновешена лишь растягивающими напряжениями at, действующими в обеих частях ремня. Весь ремень находится под действием напряжений оу. Величина а/ зависит лишь от квадрата скорости v, а не от радиуса шкива /?.
При весе единицы объема у = 1,0 кг[дм9 напряжения, вызываемые центробежными силами, будут равны:
1,0 -v3
’/=йЬщ==0’01()2*9
или для
•г/=5 10
О/=0,26 1,02
15
2,30
20 25 30
4,08 6,38 9,18
40 50 м]сек
16,32 25,5 кг; см2.
Эти напряжения повышают напряжения от предварительного натяжения, выписках вытяжка ремня увеличи-
—-1 1 г%
Фиг. 2039. К определению напряжения в работающем вхолостую ременном приводе.
ленные нами выше, но не на всю свою величину, так вает провес ремня, вследствие чего напряжения опять уменьшаются. Это можно легко выяснить при помощи диаграммы растяжения и кривой провеса (фиг. 2036 и 2039). В ремне с предварительным натяжением а, = АВ = Ъ кг/см2 (фиг. 2039) и с пролетом 10 м при скорости 31,5 м1сек возникает напряжение от центробежной силы о/= 10,1 кг1см3, которое увеличило бы начальное напряжение до CD = 16,1 кг/см2, а удлинение на ЛС = 0г49°/о, если бы напряжения суммировались. Но при этом в такой же степени увеличивается и провес ремня; при помощи фиг. 2036, исходя из предварительного натяжения А'В' на кривой для пролета 10 м, откладывая А'С = 0,49%, находим, что вследствие увеличения провеса напряжение должно бы уменьшиться на 2,6 кг/см3 и разность напряжений должна была бы получиться равной 16,1—2,6 = 13,5 кг; см2. Но это неверно. Правильное значение находится путем ряда проб или же при помощи фиг. 2039. На последней по способу Куц б ах а на диаграмме растяжения BDE (р.пя кожаного ремня) отыскивается точка В на высоте, соответствующей начальному а„, под которым ремень находился, и через эту точку проводят линию, представляющую зеркальное-изображение линии из
630
фиг. 2036 для пролета 10 м. Благодаря такому построению получаем, что деформации для точек обеих кривых, расположенных на одной вертикали, равны по величине, но противоположны по знаку. Принимая а/=10,1 кг/см2, легко находим, что удлинения и провесы для обеих кривых будут одинаковыми при общем напряжении о0=13 кг/см2. составляющемся из „свободного" напряжения а0' = 2,9 кг/см2 и напряжения °/ = 10,1 кг/см2, создаваемого действием центробежных сил. „Свободное" напряжение о0' определяет величину провеса, который в данном случае, при холостом ходе; увеличивается с 2,1 до 4,8%. От значительных начальных напряжений центробежная сила увеличивается очень мало, как это показывает на фиг. 2039 крутой наклон кривой провеса в точке Е для*8„ = 30 кг/см2. В данном случае свободное напряжение получается приблизительно равным разности а, — аг Точное равенство получается при расположении шкивов один над другим на одной вер-
тикали, когда влияние провеса отсутствует.
Напряжения, создаваемые центробежными силами, уменьшают давление на валы, так как все напряжения, действующие на элементы полоски шириной в 1 см согласно фиг. 2038 внизу, можно сложить в одну равнодействующую 2ор которая
направлена наружу, т. е. ее направление противоположно направлению давления на вал. Отсюда получаем напряжение, созда-. ваемое давлением на вал, при холостом ходе и при вертикальном расположении передачи, равным
% = 2 а, — 2ор (653)
а давление на вал, производимое всем ремнем, получаем равным
А = 2 b • s (а, — of). (654)
При Of=°v давление на вал будет равно нулю; передача силы при соответствующей предельной скорости
(655)
Фиг. 2040. Действие центробежных сил на горизонтальных работающих вхолостую ремнях.
___7 • у2 °’~ЛоГ’
которая получается из равенства
будет невозможна, так как уничто-
жается давление ремня на шкив,
необходимое для создания трения между ремнем
И шкивом.
В наклонных и горизонтальных передачах провес ремня никогда не может уничтожить давление на вал полностью, так как ремень отойти от шкивов самостоятельно не может; наоборот, он прижимается к шкивам "действием давления, производимого на вал и соответствующего свободному напряжению, и потому приходит в движение вместе со шкивом. На фиг. 2040 сказанное иллюстрировано на примере очень легкого двойного ремня шириной 400 мм, толшиной 7—8 мм и весом единицы объема 7 = 0,82 кг/дм3, которым пользовался для своих опытов Каммерер, причем нами применен способ, объясненный при рассмотрении фиг. 2039. Напряжения, создаваемые центробежными силами, уменьшаются по параболе, начерченной 4 / ю . 9 81 ‘13 3
на фиг. 2039, и в точке А при v = 1/ --—-— = 39 м/сек получается начальное
т у UjOZ
напряжение 13,3 кг/см2. При расположении шкивов один над другим на одной вер-такали э:а скорость была бы предельной рабочей скоростью. В горизонтальной же передаче с расстоянием между валами 5 м получаются свободные напряжения а/ и полные напряжения о0, показанные при различных рабочих скоростях пунктирными линиями. Передача возможна и при скорости, превосходящей 39,9 м/сек, но нужно заметить, что а0, начиная с 32 м/сек, растет очень быстро. Толстые сплошные
631
линии относятся к опытам Каммерера, произведенным при увеличивающейся и умень-шающейся скоростях; эти кривые еще и при скорости 30 м/сек проходили лишь немного выше параболы и, так как они не были продолжены, привели к ложному заключению, что давление на вал должно уменьшаться дальше также по параболе.
3. Напряжения в работающем ремне
Если ремень передает работу за счет передачи окружного усилия U от ведущего шкива к ведомому, то в ведущей части ремня возникает большее натяжение чем в ведомой S2. Сперва мы исодедуем случай незначительной скорости, при которой напряжениями от действия центробежной силы можно пренебречь. Разность натяжений, действующих в ведомой и ведущей частях ремня, должна равняться окружному усилию, т. е.
— и.
> Фаг. 2041. Машина для исследования соотношений сил н напряжений в ременных передачах по Каммереру. М 1:100.•
Сумма этих натяжений дает давление А на вал, если шкивы одинаковы. Прежде принимали, что это давление при действии окружного усилия такое же, как и при холостом ходе, т. е., следовательно,
•$i+s2=A.
Путем суммирования и вычитания из этих двух равенств получали:
= —, (656)
т.е. окружное усилие увеличивало натяжение, действовавшее во время холостого хода, в ведущей Части иа у, а в ведомой уменьшало на у. Принимая во внимание, что давление иа вал равно Av — 2 • • b • 5, мы получаем формулы, в который входят лишь напряжения;
в1 = 3«+у-» °2 = °«—-у- (657)
Но в действительности давление на вал получается больше, — обстоятельство, которое именно н обнаружили проведенные в большом масштабе опыты Каммерера [XXVI, 6 и 7]. В его станке для исследования ремней (фиг. 2041) последние дви-132
жутся по двум шкивам и S2, из которых S2 опирается на раму R, служащую для производства измерений и легко движущуюся на шариках К", эта рама находится в непосредствепном соприкосновении с измерительными приборами типа манометров с диафрагмой -И, позволяющими определять давление на вал также и во время работы. Другой шкив 5, расположен на натяжной раме (салазках) W, движущейся по направляющим F\ при помощи этой рамы, двух цепей Галля G и червячной передачи Т можно установить желаемую длину ремня н желаемое предварительное натяжение. Валы вращаются на двух шариковых подшипниках £ и на обоих свеши
вающихся концах несут по якорю динамомашин D, которые обычно на салазках работают как моторы, и на рамах, соединенных с измерительными приборами, как генераторы. Путем измерения их мощностей и определения собственных потерь можно определить потери в ременной передаче и тем самым ее к. п. д. На испытательном станке можно устанавливать шкивы диаметром от 600 до 25С0 мм при расстояниях между валами от 5000 до 7500 мм и исследовать ремни и канаты, служащие для передачи мощностей до 200 л. с. при скоростях до 60 м/сек.
Давления на вал получаются большие, чем вычислено выше, по двум причинам:
1) кожаный ремень не следует закону Гука и
2) действие провеса в ведомой части ремня больше, чем в ведущей, так как одна провисает больше другой; следовательно,уменьшение нагрузки при пере-
Фиг. 2042. Влияние удлинения на напряжения в нагруженной передаче.
ходе из ведущей части ремня в ведомую имеет меньшую величину, чем увеличение нагрузки при обратном пер» ходе. Действие обеих причин мы сперва исследуем отдельно.
К п. 1. Согласно фиг. 2042 удлинения в коже увеличивак тся медленнее, чем напряжения. Ременная передача с начальным напряжением о, = 12 кг/см2, соответствующим удлинению АВ = О,86°/о, при небольшой скорости должна передавать полезное напряжение а„ = 20 кг/см'1. Какие напряжения возникают в ведущей и ведомой частях ремня?
По вышеприведенным формулам напряжения в ведущей части составили бы:
о1 = о,+-^-=12 + у = 22 кг/см*,
а ведомой — 2 кг/см2. Ведущая часть должна была бы вытянуться на величину, соответствующую разности удлинений CD — AB = ED. На такую же величину может
Фиг. 2043. Влияние провеса на напряжения в нагруженной передаче.
сократить свою длину и ведомая часть ремня, а напряжения» действующие в ней, уменьшатся до величины оа = 5,0 кг/см?, которую мы получим, если 'Отыщем ординату, соответствующую удлинению АВ—ED = FG. Но так как разность о, — о3 дает лишь 22 — 5 = 17, а не 20 кг/см2, то эти значения не могут быть верными. Действительные напряжения находят следующим образом. Откладывают оя на вертикальной стороне прямого угла и передвигают верхнюю конечную точку Н соответствующего отрезка вдоль кривой растяжения до тех пор, пока перпендикуляр, проведенный через точку В соответствующего предвари ильного натяжения, не разделит другую сторону прямо о угла пополам, так как в этом случае деформации в ведущей и ведомой частях ремня будут равны по величине и противоположны по знаку. Точно так же, вставляя ао между кривой растяжения и ее зеркальным изображением, проведенным через точку В соответствующего начального напряжения,
получаем соответствующие- значения в ведущей <и ведомой 23 9 [ з 9
частях ремня а/= 23,9; а./= 3,9, кг/см2. Среднее значение ——Г1— *— = 13,9 кг/см* £
заметно выше начального напряжения.
£33
К п. 2. Действие рассматриваемой причины можно проследить на кривой про" веса (фиг. 2043). Ремень с начальным напряжением а, = 12 кг/см? при свободном пролете 15 м был подвергнут действию полезного напряжения а„ = 20 кг/см2. Если бы ремень был совершенно неупругим, следовательно, влияние удлинения ма!ериала
Фиг. 2044. Характеристики по Куцбаху.
ремня, исследованное в п. 1, можно было бы оставить без рассмотрения, то при пользовании прямым углом или зеркальным изображением кривой получились бы напряжения а" = 28,4 и аа" = 8,4 кг/см? и как среднее 18,4 кг/см?.
Величина средних значений в обоих случаях пбказывает, что обе причины производят повышение средних напряжений и тем самым увеличивают давление на валы.
Для исследования влияния причин 1 и 2 в горизонтальных и наклонных передачах (эти причины действуют здесь всегда одновременно) служитфиг.2044. При каждом изменении напряжения, производимом увеличением или уменьшением
' провеса, ведущая и ведомая части
ремня испытывают также соответствующие упругие сокращения и удлинения. На фиг. 2044 для величин — из фиг. 2036, относящихся к отдельным пролетам а, на-
весены в одинаковом масштабе удлинения для соответствующих напряжений, как, например, это показано пунктиром для а =15 м. Полученные таким образом характеристики ременных передач относятся к надписанным над ними пролетам.
х В только что рассмотренном случае, мы, пользуясь зеркальным изображением кривой, проходящим через точку В, и учитывая действие обеих причин, для пролета 15 м получаем Oj = 25,6 и о2 = 5,6, в среднем 15,6 кг/см?, — значение, которое должно заключаться между обоими вычисленными выше, так как ремень, во втором случае предположен совершенно неупругим.
При больших скоростях действие центробежных сил проявляется в том, что по фиг. 2039 уничтожается частично начальное напряжение. Дтя приближенного, но прак-тиче ки достаточно точного следующим образом. Для ремня с пролетом в 15 м. и с начальным напряжением в 39 кг/см?, который при скорости 31,5 м/сек должен работать с полезным напряжением о„ = 20 кг/см?, сперва на фиг. 2039 через точку Е соответствующего
as to is 20%
Фиг. 2045а и 2045b. Определение напряжений в нагруженной передаче по Штилю.
определения получающихся напряжений поступают
нщального напряжения на диаграмме растяжения проводят кривую провеса для а=15 м и отыскивают такую абсциссу, чтобы отрезок FG, имеющий вертикальное - I-»2 1,0 • 31,5а
направление и заключенный между обеими кривыми, был равен ~
634
= 10,1 кг/см*. Тогда ордината точки F дает для холостого хода свободное напряжение □/ = 20,6 кг/см*; На фиг. 2044 это напряжение определяет положение точки Д
из которого следует исходить при отыскании распределения напряжений при помощи характеристики для пролета 15 м\ через точку Л'проводим зеркальное изображение
характеристики и отыскиваем такое положение вертикали, при котором отрезок, заключенный между кривыми, равнялся бы а„ = 20 кг/см2. Это построение дает свсбэдные напряжения а/= 31,7 и □/ = 11,7 кг/см* в ведущей и ведомой частях ремня. Наибольшие напряжения еще выше на величину напряжения, создаваемого центробежными силами, аг= 10,1 кг/см2 и составляют, следовательно, в ведущей части ремня 41,8, а в ведомой — 21,8 кг/см2.
Точнее, но сложнее, следующий способ, данный Штилем [XXVI, 10]. Исходя из точки Е (фиг. 2045а), соответствующей начальному напряжению □„ получают свободное напряжение при холостом ходе а0' = DF и полное напряжение □/-(-□,.= DG в ведущей и ведомой частях ремня. Для определения изменений напряжений от
действия полезной нагрузки мы располагаем частью кривой растяжения (более толстая линия) выше точки G и линией провеса ниже точки F', лежащей на одинаковой высоте с F; заключенный между ними отрезок равен аг При построении характеристики для определения свободных напряжений в ведущей, и ведомой частях ремня приходится, следовательно, пользоваться различными участками диаграммы растяжения и линии провеса, сдвинутыми один относительно другого на величину напряжения Таким образом для каждого напряжения, создаваемого центробежными силами, и для каждой скорости получается особая характеристика. Ее находят, укорачивая все ординаты кривой растяжения на величину а{, сдвигая ее и проводя вниз от точки О так чтобы, например, отрезок OG' соответствовал отрезку HG. Ее абсциссы откладывают от линии провеса. Фиг. 2045b представляет полученные таким образом характеристики для пролета а=10л< и скорости— от 0 до 50 м/сек.
Фиг. 2046. Напряжения в передаче с пролетом 10 м. Предварительные наиряже. иия ар=25 кг!см? и полезное сп=15 кг/^мл при различных скоростях.
По фиг. 2045а в ремне с начальным напряжением □, = 25 кг/см* при скорости 40 м/сес или при 0^= 16,3 кг/см'1, при холостом ходе получается напряжение □/ = = 10,5 кг/см*. На характеристике для 40 м1сек оно дает исходную точку А для определения свободных напряжений в ведущей и ведомой частях ремня, причем следует заметить, что фиг. 2045b вычерчена в масштабе в два раза большем, чем фиг. 2045а. Если теперь вставить полезное напряжение □„ между характеристикой и ее зеркальным изображением, проходящим через А, то при о„=15 кг/см* получается свободное напряжение в ведущей части ремня □/=19,8, а в ведомой о/ = 4,8 кг/см*. При 20 м/сек, они, как это следует из треугольника напряжений, построенного при точке В, составили бы 29,3 и 14,3 кг/см*.
Сумма свободных напряжений □/-{-□.з' представляет давление на вал, отне-
сенное к одному квадратному сантиметру сечения ремня, или так называемое «осевое Напряжение” □„. На фиг. 2046 оно нанесено рядом с напряжениями □./ в ведомой и □/ в ведущей частях ремня при различных скоростях. Кривые этой диаграммы ясно показывают сперва быстрое, а затем медленное уменьшение величины оа, а также повышение наибольшего напряжения о, при больших скоростях.
Отклонения от значений, получаемых при приближенном способе, для свободного напряжения а2' в ведомой части ремня дает пунктирная линия. При 30 м/сек раз. ипа составляет 9,8 — 9,5 = 0,3 кг/см2, а при 50 м/сек она увеличивается до 3,6— 3,0 = 0 6 кг/см*.
, На фиг. 2047 проведены пунктирные линии, дающые значения половины осевых напряжений, вычисленных для исследованных Каммерером весьма легких двойных резней при натальном напряжении 14,7 кг/см* и полезных напряжениях 5,3 и 8 кг/см2.
635
В действительности при опытах получились еще большие значения, по которым построены кривые, показанные сплошными линиями.
При наклонном положении передачи напряжения, создаваемые провесом, имеют
меньшее значение, при вертикальном же, как уже упомянуто, они совсем отсут-
ствуют. Поэтому наклонные передачи представляют тем больше затруднений в работе, чем они круче. Влияние провеса можно проследить путем определения
Фиг. 2047. Вычисленное и измеренные Каммерером свободные напряжения в ременных передачах.
горизонтального расстояния а' между точками С и D касания ремня к шкивам (фиг. 2035).
Предыдущие исследования пренебрегают изменениями длины, испытываемыми элементами ремня, находящимися на шкивах, при различных условиях работы, а также предполагают, что длины обеих свободно свешивающихся ветвей ремня одинаковы и сохраняются во время работы. Первую ошибку подробно разобрал Шульце-Пийо [XXVI, 11]. Что же касается второй, то верхняя
часть ремня, само собой разумеется, короче нижней, так как ремень касается шкивов в верхней своей части внутри, а в нижней снаружи (фиг. 2035). Но практически эта разница незначительна; при
той ненадежности, которую вносит в рассмотрение изменение числа оборотов, этой разницей можно пренебречь.
Путем умножения напряжений о/ и а/ на сечения ремней получают свободные силы, действующие в ведущей и ведомой частях ремня:
5/
о/ • Ь • S и S2' = о/ • b • S.
У = V
5%' °2
1П
(658)
(659)
называется отношением напряжений.
Отношение напряжений зависит от трения, возникающего между ремнем и шкивом. Обозначим угол обхвата шкива ремнем через ® (фиг. 2048), и будем определять углом ® положение произвольного элемента ремня, вырезаемого углом d<? и имеющего длину cfs. Натяжение S, ремня на верхнем конце такого элемента на протяжении ds увеличивается на dS’, т. е. достигает величины S'-\-dS' на другом конце. Если бесконечно-малыми ^величинами. второго порядка пренебречь, то для нормального давления, действующего в радиальном направлении, получается выражение
w=S'. + (S' 4- dS') • =S' • d 9,
вто давление создает силу трения и • М=
•= р • S' • d ?, действующую вдоль поверхности шкива. Для равновесия необходимо выполнение условия:
S' 4~ dS' — S' — р • S' • d <? = 0,
откуда получаем:
dS' = р • S’ • d v, dS' .
in • s' = p • <? c
Фиг. 2048. К определению ватяжевий в передаче.
ИЛИ
S' = C-e^-
Предельные условия: S' = Sa' для <р = 0 и S' = S/ для <? = ® приводят к С=5/ и к формуле Эйтельвейна *•
S/= S2 ’ (660)
630
Эта формула основана на законе Кулона, согласно которому сила трения пропорциональна нормальному давлению N, т. е. что у. постоянно и не зависит от скорости и величины поверхности соприкосновения или, применительно к ременной передаче, не зависит от диаметра шкива. Согласно формуле величина 5/тем больше, чем больше угол обхвата и чем больше коэфициент трения р..
Отношение:
U _ _£/ — 5/ _ j 1 _ е1'*1’ —1
, S/ о/ s; е-ш
показывает, какую часть 'полезного усилия в ведущей части ремня составляет окружное усилие £7 и по Беснеру называется отдачей: чем это число больше, гем лучше ремень используется.
В ремне при его движении свободные натяжения все время изменяются в пределах между S/ и 5/. Ведомая часть ремня находится под действием усилия S2' (фиг. 2049), на ведущем шкиве это натяжение от действия окружного усилия U возр стает до S/; эго натяжение сохраняется на всем протяжении ведущей части ремня, а на ведомом шкиве натяжение вследствие отдачи окружного усилия U падает снова до 5./. Вследствиё увеличения свободного натяжения с 52' до 5/ ремень на ведущем шкнве растягивается; отдельные элементы ремня должны скользить на ведущем шкнве на величину удлинения; на ведомом шкиве ремень укорачивается на ту же величину. Обычно скольжение происходит не иа всей поверхности прилегания ремня к шкиву; еще Г расгоф показал, что нужно различать дуги покоя и дуги скольжения., Существование их легко
Обнаруживается, если ремень, одина- Фнг. 2049. Натяжения в ременной передаче, ково нагруженный на обоих концах, наложить ца неподвижный шкив и нагрузку одного конца А постепенно повышать. От этого ремень будет вытягиваться, но сперва лишь вблизи Д. При этом скользить по шкиву будут лишь те части ремня, которые подверглись растяжению; возникающее при этом трение будет уравновешивать добавочную нагрузку, в то время как остальные части ремня будут оставаться в покое и предохранять весь ремень от проскальзывания всего ремня по шкиву. При дальнейшем увеличении силы, приложенной к А, скодьжение распространяется на большую площадь, пока, наконец, ремень не соскользнет со шкива, когда процесс дойдет до конца дуги обхвата. Здесь под п р о-
ск а-л ьз ы в а н и ем нужно понимать вредное движение всего ремня по шкиву, а под скольжением — получающееся при нормальной работе и притом неизбежное передвижение элементов ремня, обусловленное упругими деформациями.
А S'
Формула ~7 = еиш также приводит к принятию существования дуги скольжения *-*2
и дуги покоя. Именно, если при передаче более значительного усилия отношение
—7 увеличивается, то это может произойти лишь за счет увеличения угла «, так как при данном материале и данной скорости коэфициент трения р- принимается
постоянным.
При работе ременной передачи под определенной нагрузкой устанавливается некоторое стационарное состояние. На ведомом шкиве, как показывает фиг. 2049, на которой натяжения схематически нанесены по направлению, перпендикулярному к поверхности ремня, д йствующие в ремне усилия на участке DE падают от др S2', причем ремень одновременно укорачивается. На дуге покоя EF vi в ведомой части ремня действует натяжение S2'. На ведущем шкиве ремень растягивается и происходит скольжение ремня; усилие, действующее в нем, на участке АВ
637
увеличивается от S.2' до <$/, причем последнее значение достигается в точке В, после чего оно остается без изменения на дуге покоя ВС, а также и в ведущей части ремня. Натяжения, действующие в ведущей и ведомой частях ремня, достигаются в точках Он А сбега ремня со шкивов; они сохраняют свою величину и при набегании на шкивы в пределах угла покоя. Опасность проскальзывания и неправильности в работе получаются в том случае, если участки ЕВ и LC будут иметь, длину, равную нулю. Если р известно, то долину дуги скольжения можно определить по формуле .
<в' = 4',1п&7’ (661)
г ° а
для дуги обхвата о>2 на малом шкиве открытой ременной передачи по фиг. 2049 из треугольника DGC получается:
о>2 CG /?1 — /?2 Dx —~
2~ = DG= е = 2? ’
(662)
Фибер JXXVI, 13] мог установить правильность сделанных выводов путем непосредственных измерений. Оказалось, что вследствие вытягивания собственная
Фиг. 2050. Определенные Фибером скорости на резиновом ремне.
скорость ремня между точками А и В возрастает, а вследствие укцрочения между точками D и Е снова уменьшается. Наименьшая скорость получается в ведомой, а наибольшая в ведущей части ремня. На дугах покоя окружные скорости шкивов и прилегающих к ним ремнёй совпадают, так что, следовательно, ведомый шкив должен всегда иметь скорость меньшую, чем ведущий. На фиг. 2050 нанесены измеренные Фибером при
помощи тахометра скорости весьма упругого резинового ремня, надетого на
два шкива одинакового диаметра, причем скорости отложены по направлению, перпендикулярному к линии ремня. Тонкие линии, проведенные кругом ремня, позволяют сделать отсчет скорости в отдельных точках ремня. На дуге покоя ЕЕ ведомого шкива была установлена скорость 5,09 м,сек, которая в точке D увеличилась до 5,29 м'сек-, на ведущем шкиве измерения дали скорость 5,39 между СВ и 5,13 м'се.с в Л. То обстоятельство, что скорости после схода ремня с ведущего шкива еще несколько уменьшаются, а после ведомого несколько увеличиваются, сдедует объяснить упругим последействием мягкой резины. На самих шкивах были измерены скорости 5,38 и 5,10.Mjcex. Углы покоя FM2E и CMJ3 вопреки формуле (661) различны, а именно, угол покоя на ведомом шкиве меньше, так что опасность’проскальзывания ремня по шкиву возникает в первую очередь на ведомом шкиве.
Потерю скорости, т. е. разность скоростей обоих шкивов, выражают через скольжение <}>. Оно характеризуется величиной вытяжки или укорочения ремня, равной той длине, на которой происходит скольжение на шкивах. Если рассматривать ведущий шкив, то на дуге скольжения, длина которой пусть составляет 1см, свободное напряжение возрастает от о'г до о'„ т. е. на а„ kzJcm-. Если в качестве первого приближения принять, что это напряжение увеличивается по закону прямой линии, согласно фиг. 2С51, на которой дуга выпрямлена, то в элементе ремня длиной dx, находящемся на расстоянии х от начала дуги скольжения, напряжение будет больше
на величину о= , а удлинение составит ах-ал, Перемещение^ конечной точки дуги скольжения составляется из отдельных удлинений элементов dx\
i
у, С. Га,ап j л'3.1 6 • I
X. — I dx • а • а = 1 —— • X • dx = —j- = '
и
638
На эту величину должны перемещаться на шкиве все элементы ремня во время прохождения ими дуги скольжения; на такое расстояние отстает также и ремень от _ к' а • а ,
шкива. Величина =—^ характеризует отставание, отнесенное к единице длины/, так называемое относительное скольжение на ведущем шкиве. На ведомом шкиве длина ремня опять укорачивается; но для относительного скольжения^случается та же величина, так как пределы напряжений остаются такими же. И так как растяжение на ведущем и укорочение на ведомом шкиве производят отставание последнего, то действие обоих явлений суммируется и для скольжения всей передачи получается величина:
, 2а-о, аМ. (663)
'5' = -Тл- = я”» = —’
где k обозначает передаваемое полезное усилие, отнесенное к 1 см ширины ремня, л — толщину ремня и а—коэфициент удлинения кожи. Опыты как Баха, так и Каммерера подтвердили эту формулу. Выражение '
<664>
дсет скорость скольжения, с которой ремень движется отноис- У I
тельно того или другого шкива, а выражение ф 2051
w = w0(l—'}') (665)
Z
дает величину действительно получаемого передаточного числа; теоретическое передаточное число м0 определяется на средней линии ремня, так что
(666)
где Dj — диаметр ведущего шкива.
Так как величину а' • а„ можно заменить удлинением еп, т. е. можно написать ф = еп, то величину скольжения можно определить непосредственно по диаграмме растяжения, если отыскать по ней удлинение, соответствующее напряжению
= Л —°z2-
Если длины участков ЕЕ и ВС на фиг. 2049 равны нулю, то кроме скольжения производимого удлинением, получатся смещения всего ремня вдоль поверхности шкива. Сперва это явление происходит с небольшой скоростью, так что. работа ременной передачи может продолжаться, потому что с увеличением скорости, как это будет показано позже, увеличивается также коэфициент трения, а следовательно и усилие, передаваемое ремнем. Если же жир, содержащийся в ремне, нагреется слишком сильно, то трение внезапно уменьшается; получается резко выраженное йроскальзывание ремня, причем работа передачи прерывается и нарушается.
Чтобы дать представление о числовых значениях рассмотренных выше величин, мы проделаем один примерный расчет.
Пример 1. Пусть двойной ремень шириною 6 = 375 мм, толщиною s = 12 мм и с весом единицы объема 1,00 кг/дмй передает от ведущего шкива £>,=4000 к ведомому £>2 = 1650 л/л/ при расстоянии между валами е = 74ОО мм-, окружное ., о_„ U 806
усилие t/=806 кг, соответствующее полезному напряжению о„ = у - = -^^ _—= = 17,9 кг/см*. Пусть ремень надет на шкивы с начальным напряжением в, = 30 кг!слЕ\ ведущий шкив пусть делает /^=80 об/мин (см. пример 3, случай 5, стр. 652).
Предварительное натяжение во время покоя обставляет
5, = b • s • а, = 37,5 • 1,2 • 30 = 1350 кг-, с„ = s • а, = 1,2 • 30 = 36 кг!см.
639
Давление на вал во время покоя. Угол наклона ведущей части ремня к ведомой (фиг. 2033) определяется из
. Р D} D? 400 165 _. гоо. Р _qooz
6in 2 = = 2.740“-°’1588; Т“9 8 *
2е
/!„ = 25/cos-^- = 2 1350 - cos 9°8' — 2666 к г. &
Окружная скорость ведущего шкива:,
ж • Dj • «j_ж • 4,0 • 80_
v= 60 60 ““
16,76 м[сек.
Напряжение, создаваемое центробежными рость ремня, будет
1,00.16,76®
а'~ 10g ~ 10-9,81
силами, если принять v за ско-
- = 2,86 кг/см\
Давление на вал во время холостого хода составляет приблизительно А = 2Ь • s • (а,—or)cos А = 2 • 37,5 • 1,2(30 — 2,86) cos 9°8' = 2412 кг, At
следовательно, оно уменьшилось на 254 кг.
Свободное напряжение по кривой характеристики ремня в ведущей части
</,=36,8 кг! см2,
в ведомой:
<s2' = 18,9 кг1см^.
Отношение напряжений:
°,' 36,8 , __
т = —7 = -г р q = 1,95.
а2 18,9
Для угла обхвата на малом шкиве (он именно играет решающую роль) имеем <о2 D,— D.} 400—165' П1С-йо плели'
C0S’2=.—— ° 2 - 740 - 0'1?88: «2=16144.
По выведенной ниже формуле (667) имеем: 14 14
р = 0,54 — ь0^0г, = 0.54 — 50_|_20.16J5 ;"°’50'
Дуга скольжения:
«' = --. .1п 1,95 = 1,335.
0,50
ш'=76°30'.
Дуга покоя на малом шкиве: 161°44'—76°30'= 85’14', на большом:
198°16'— 76°30'= 12Г46',
если принять, ч^о дуги скольжения на обоих шкивах одинаковы. Скольжение Ф на фиг. 2042 получается равным 0,00605, как удлинение, соответствующее разности а/—а./.
€40
Скорость скольжения: ^.v 0,00605.16,75 ЛЛ_,
v„ - = =--------2-------= 0,051 м сек.
Передаточное число, теоретическое:
Ko = f4-s = fSr2 = 2’41 ^=193Л.
L/o । 100”
действительное:
и = и0( 1 — ф) = 2,41 (1 — 0,006) = 2,396.
Число оборотов малого шкива:
«2 = и • nt = 2,396 • 80 = 191,7.
Длина, на которую ремень перемещается по тому или другому шкиву при каждом обороте, определяется следующим образом. На ведущем шкиве длина дуги скольжения, на которой происходит растяжение ремня, равна
I = «/ = 200 • 1,335 == 267,0 см,
а абсолютное удлинение, которое ремень при этом испытывает, т. е. длина, на какую все элементы ремня должны перемещаться относительно шкива, будет
e-Z 0,00605-267 по, // = ^—= -!------------= 0,81 см;
соответствующий промежуток времени, в течение которого ремень пробегает дугу скольжения, составляет
I 60 _ 267-60 TcDt ' П, ~тг-400-80 ’
Длина дуги на ведомом шкиве равна 110,1 см, удлинение — 0,33 см и время— 0,066 сек. Но так как удлинение должно происходить в более короткое время, то скорость скольжения на обоих шкивах получается одинаковой:
X' 0,81 0,33
®' = Т=ойб =одев = 5 см1ст-
Между большим и малым шкивами имеется следующее значительное различие. На малом шкиве путь скольжения короче, что хотя и уменьшает изнашивание ремня, но зато, пови тимому, невыгодно в отношении плотности прилегания шкива к ремню. В силу этого обстоятельства проскальзывание ремня всегда начинается на малом шкиве, даже если угол обхвата при помощи направляющего ролика сделать такой же величины, как и на большом шкиве. Если предположить, что, как доказано Фибером для резинового ремня, угол скольжения на ведомом шкиве больше, чем на ведущем (фиг. 2050) и у кожаного ремня, то на ведомых шкивах получаются практически меньшие скорости скольжения; вследствие этого изменяются в худшую сторону трение и плотность прилегания ремня к шкиву; ведущий шкив, поэтому, обладает преимуществом перед ведомым даже при одинаковой величине шкивов.
Так как пути скольжения ремня по шкиву составляют по нескольку миллиметров, то становится ясным, почему, учитывая изнашивание и срок службы ремня, поверхности шкивов нужно делать возможно более гладкими; желание повысить использование ремня за счет увеличения шероховатости рабочих поверхностей шкивов основано на принципиально неправильных предпосылках. Как будет показано ниже, эта цель может быть достигнута лишь путем применения надлежащих жиров с большой вязкостью.
41 Р е т ш е р. Детали машпи, т. II.
641
Скорость ремня в ведущей части
v — = 16,75— 0,05 = 16,70 м/сек,
в ведомой
Отношение отдачи
i/= 16,75 м/сек.
^ = 17>9
а/ 36,8
= 0,486.
4. Тренне в ременных передачах
До недавнего времени для р. пользовались обычно значением коэфициента трения кожи по железу—0,28 (для состояния покоя); коэфициент этот указал М о р е н. Он был определен путем опытов над скольжением, при которых кожаный ремень нагружался на одном конце до тех пор,
пока он не начинал проскальзывать, следовательно, коэфициент этот верен для начала движения н для небольших скоростей. При обхвате половины шкива отношение натяжений составляло бы
С>2
следовательно, натяжение могло бы превосходить иатяженне 5/ самое большее в 2,41 раза.
Но опыты Каммерера показали, что для отношения натяжений получаются значительно большие значения, именно /п = от 5 до 12, которым соответствуют коэфициенты трения р=от 0,5 до 0,8, и что при длительной работе эти значения допустимы. Это пытались
Фиг. 2052. Коэфициент трения у работающего ремня по Льюису.
объяснить совместным действием давления воздуха и электрических зарядов, которые часто обнаруживаются на ремне, но такое объяснение при опытах не подтвердилось. Так, по Скутчу, в одной передаче, работавшей под разрежением 0,114 ат, коэфициент трения и отношение напряжений по сравнению с работой под с
атмосферным давлением оставались без изменения: р = 0,97, у1 = 16,5 н 16,9; лишь скольжение упало до 4,8%в сравнении с 6,8%при атмосферном давлении. Каммерер
предположил, что в течение коротких периодов колебаний напряжений полные деформации получиться не могли и что поэтому напряжения оставались также меньше расчетных. Но Скутч опытами над колебаниями (XXVI, 16] доказал, что упругие
удлинения кожи следуют за изменениями действующих сил тотчас же и без замет
ного уменьшения с течением времени.
Уже в 1895 г. Льюис в обществе американских инженеров-механиков сделал сообщение о своих опытах (они стали известными в широких кругах Германии лишь в 1914 г. благодаря переводу Скутч а [XXVI, 18]), в котором он указал, что коэфициент трения, главным образом, зависит от скорости скольжения. Из результатов
многочисленных опытов мы приведем результаты, относящиеся к ремню с сечением 140x5,5 мм, который был-надет на два шкива диаметром 508 м и работал при скорости 4,24 м/сек. Действующие усилия измерялись при помощи весов, скольжение же измерялось непосредственно с большой точностью по разности путей, пройденных обоими шкивами. Фиг. 2052 показывает, что коэфициенты трения с уве-
642
Фиг. 2054. Прибср Фридериха.
личением скольжения сперва растут быстро, а затем медленнее, и до известной степени зависят от рода поверхностей шкивов и от состояния ремней. Во всяком случае Льюис по поводу опытов со шкивами, обклеенными бумагой, замечает, что разницу, вероятно, можно объяснить изменением свойств поверхности ремня. Осо* бенно важно влияние пропитки ремня жирами; при весьма благоприятных обстоя* тельствах коэфициент р достигал значения 1,44, а у одного весьма мягкого ремня из сыромятной кожи (повидимому, из хромовой) даже иногда 1,67, что соответствует отношению натяжений 90. Льюис считает, что при длительной работе коэфициент трения заключается в пределах от 0,25 до 1, а скольжение допустимо до 2°/о.
Из своих опытов Барт вывел зависимость коэфициента трения от скорости v в м!сек
14 ^°’54-5Н^‘ <667)
Стефан [XXVI, 4] проделал опыты с двумя ремнями, перекину* тыми а) через неподвижный шкив диаметром 1145мм сочень гладким железным ободом и б) через чугунный, обточенный обычным образом, т. е. значительно более шероховатый шкив диаметром 200 мм\ при подвешивании к одному концу бо* лее тяжелого груза, чем к другому, ремни скользили с различными скоростями в зависимости от ве-Фиг. 2053. Коэфициент треиия у личины перегрузки. Стефан на-скодьзящего ремня по Стефану шел значения, по которым построены кривые на фиг. 2053.
Ремень I был новый, а ремень //—уже бывший в употреблении. Происходящие принтом явления не совпадают полностью с наблюдающимися в ременных передачах
—«- врепя
Фиг. 2055. Действие пропитки ремня жиром по Фрпдериху.
лишь потому, что в передачах соприкасается со шкивом не весь ремень, а только часть его. Ввиду практического совпадения этих кривых с кривыми, построенными по результатам непосредственных наблюдений над передачами (фиг. 2052), можно допустить применение всех выводов и полученных коэфициентов также и для ременных передач. На фиг. 2053 коэфициент трения, начиная с наименьшего значения, соответствующего состоянию покоя, с увеличением скорости скольжения сперва растет быстро, а затем медленно. Ясно видно значительное влияние рода ремня, а также гораздо меньшее влияние диаметра шкива на коэфициент трения.
Весьма обширные опыты поставил Фридерих [XXVI, 15] над шкивом (фиг. 2054), который приводился в движение с небольшой скоростью, соответствующей скольжению ремня во время обычной работы, в то время кик надетый на него ремень
41* 643
на одном конце нагружался, а за другой удерживался пружиной. Растяжение пружины позволило наблюдать и снять диаграмму усилий, возникающих от трения, а также определить отношение натяжений и коэфициент трения. Как и в предыдущем случае, процессы здесь соответствуют происходящим в ленточном тормозе. Опыты показали, что закон Кулона для трения между твердыми телами, /?=(W, предполагающий неизменяемость р- и лежащий в основе формулы Эйтельвена, относится лишь к совершенно обезжиренным ремням и поверхностям шкивов, т. е. к новым ремням, не пропитанным жиром. В случае ремней, пропитанных жиром, поверхности их по истечении короткого времени работы покрываются тонким слоем жира, вязкость и внутреннее сопротивление которого влияют на величину трения и передаваемого окружного усилия, делая их зависимыми от скорости ремня, величины поверхностей и температуры. Влияние пропитывания жиром показывает ясно взятая из названной работы фиг. 2055, которая дает усилия 5t, полученные в ремне, бывшем в употреблении, при нагрузке на свободном конце 5а = 4,88 кг. Линии нанесены так, как они были записаны на вращающемся барабане за несколько оборотов, одна на другой; соответствующие друг другу то пси примыкания одной линии к другой обозначены цифрами /, 2 и 3. В точке с шкив был покрыт жиром в первый раз; от этого произошло постепенное увеличение силы 5П которое прекратилось лишь в точке вследствие смещения ремня из среднего положения. В точке d шкив был покрыт жиром еще раз. Сперва произошло временное уменьшение силы 5„ пока жир не впитался кожей; но затем сила 5Х увеличилась снова, так как липкий слой становился все шире и тоньше, в то время как сопротивление трению увеличивалось. Фиг. 2056 показывает действие обратного процесса, т. е. обезжиривания. Благодаря обмыванию ремня бензинам натяжение 5] в точках b и с
внезапно падает и затем поднимается каждый раз лишь потому, что жир, содержащийся в ремне, снова выступает на поверхность последнего. Следует еще подчеркнуть, что ремни, пропитанные жиром, переносят без повреждений более высокие скорости, чем сухие ремни.
Кроме зависимости коэфициента трения от скорости скольжения Ф ридерих еще обнаружил, конечно, меньшее влияние разности натяжений или давления, действующего между шкивом и ремнем. Аналогично тому, как это имеет место и в цапфах валов, коэфициент трения уменьшается вместе с увеличением давления ремня на шкив. Например:
а) у ремня, слабо пропитанного жиром, шириной 100 мм, надетого на точеный чугунный шкив диаметром 510 мм
при Si — 52=10 кг получилось у. = 0,44
„ 5,— 5а = 80 „ „ И = 0,30;
б) у ремня, бывшего в употреблении, сильно пропитанного жиром и приработавшегося
при 5,— 52=100 кг получилось р=1,18
» 5, —5а = 300 „ „ И = 0,44.
Более высокие температуры делают смазочный материал более жидким и уменьшают его внутреннее сопротивление; в согласии с этим следующие цифры характеризуют действие нагревания шкива: у ремня а коэфициент р упал от 0,43 при 21° до р = 0,23 при 50° при скорости скольжения 13 см/сек и при разности натяжений 25 кг\ у ремня Ь он упал с н= 1,31 при 20° до н = 1»09 при 50° при скорости 13 см1еек и при разности натяжений 100 кг.
644
Фиг. 2056. Действие обезжиривания ремня по Фридериху,
Скутч при своих опытах [XXVI, 19] над скольжением шкива, обшитого кожей,' по наклонной, смазанной жиром плоскости, также нашел, что коэфициент трения с увеличением скорости растет, а с увеличением давления между трущимися телами уменьшается.
Между прочим он нашел, что при скорости примерно 2,2 м/сек и
при р = 0,369 кг/см2 коэфициент трения составляет................р, = 0,577,
, р = 0,249 , ..........................................л = 0,700,
„ р = 0,130 .....................................................Р = 0,839.
Эти цифры объясняют, почему на больших шкивах, на которых удельное давление на поверхность меньше, ремни можно нагружать больше.
Следовательно, согласно всем этим опытам имеет значение не трение между твердыми телами, как принимали до сих пор, а главным образом, сопротивление тонкого слоя жира на ремне, подчиняющееся законам полужидкого трения. Величина действующих усилий определяется свойствами материалов, применяемых для пропитки ремней (жиры), материал же ремня имеет второстепенное значение, лишь бы только существовали благоприятные условия для образования равномерного и сплошного слоя жира. В этом отношении кожа, неви-
димому, превосходит все остальные материалы, применяемые для изготовления ремней. Следует заметить, что, согласно новым опытам, выгоднее накладывать ремень на шкив волосяной стороной *. После длительной приработки трение на этой стороне получается больше, чем на мездряной. Балатовые и резиновые ремни должны прилегать к шкиву матерчатой стороной, если только нет специальных указаний по этому вопросу.
Таким образом коэфициент трения, в зависимости от материалов шкива и ремня, состояния смазки, пропитки ремня жиром и условий работы, принимает различные значения. Так как коэфициент трения всегда растет с увеличением скорости скольжения, а также рабочей скорости ремня, вследствие чего получаются более благоприятные условия работы, то при больших скоростях можно допускать более высокие полезные напряжения, пока центробежная сила не слишком повысит полное напряжение.
Фнг. 2057. К исследованию действия рабочей скорости па кожаном ремне.
Влияние рабочей скорости можно наглядно показать при помощи диаграммы растяжения (фиг. 2057), если напряжениями от действия центробежных сил, как это делается при небольших и средних скоростях, пренебречь и принять одно и то же свободное напряжение в ведущей части ремня <з\ = 30 кг/см2. Исходя из рабочей скорости ремня 2 м/сек и полезного напряжения оп= 15 кг/см?, из фиг. 2057 берем соответствующее скольжение % = О,59°/о; для этой величины получаем скорость
скольжения
• V 0,0059 • 2 _ ЛПГА I
ve = -2— = —-—х--------= 0,0059 м/сек,
Л £
пли 0,59 см/сек, и по фиг. 2052 для коэ-фициента трения находим значение Р = 0,25, пользуясь низшими значе-
ниями на продолжении ней кривой. Отношение
-17- = 2 = е|*ш дает угол °2
ш = 2,77. Если о» оставить
самой ниж-напряжений
скольжения
постоянным,
то можно, наоборот, определить эна-чения, приведенные в следующей таб-
лице, относящиеся к различным коэ-
И = 0,4 0,5 0,55
р.0) __ 3,031 4,00 4,59
z _ а/ 30 °2 e>,,J еиш 9.9 7,5 6,5 кг/см2
° и = с/ — с/ = . . . 20.1 22,5 23,5 кг/см2
ц^из фиг. 2052 = . . 3,2 6,6 12 см/сек
<Ь из фиг. 2057 = . . . 0,77 0,9 0,96%
2vg V =-г=- = Ф 8,3 14,4 25 м/сек
1 В Америке это делали уже более 40 лет назад. Прим, ред,
645
фициентам трения, и, таким образом, находим что при = ц 0,4 и v — 8,3 м/сек скольжение может быть повышено до ф=О,77°/о, полезное напряжение о„ до 20,1 кг/см?', при р = 0,5 и v = 14,4 м/сек скольжение может быть повышено до ф = 0,9°/о, полезное напряжение а„ до 22,5 кг/см*.
Попытки создать на основании приведенных наблюдений новую теорию ременной передачи сделаны были Фрндерихом [XXVI, 15] и Штилем [XXVI, 10]. Последний принимает, что полное трение слагается из трения, которое получается между твердыми, совершенно сухими и чистыми поверхностями, и из внутреннего трения жидкости („жидкое трение"), которое получается у смазанных тел. Первое зависит лишь от величины нагрузки, а второе пропорционально величине поверхностей соприкосновения и скорости скольжения. Пользуясь коэфициентами трения Скутча, он выводит, что ведущие шкивы работают значительно лучше ведомых, а большие лучше малых. Но прежде чем можно будет начать пользоваться этой теорией' для расчета новых ременных передач, основные цифры этой замечательной теории нуждаются еще в более точной проверке и подтверждении.
Поэтому пока нужно пользоваться формулой Эйтельвейна, но надо иметь в виду, что применяемые при этом коэфициенты трения представляют лишь средние значения, которые дают надлежащие результаты только при том условии, если в рассматриваемом случае условия работы подобны существующим в ременных передачах нли имевшимся при опытах, послуживших источником определения этих коэфициентов.
Г. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РЕМНЯ 1
При определении размеров ремня исходят из усилия, передаваемого 1 см ширины ремня, называемого коэфициентом нагрузки kn и измеряемого в кг/см\ это основывается на том, что окружное усилие воспринимается шкивами и отдается ими лишь за счет трения на поверхности ремня. Но при этом в случае ответственных, быстроходных передач, нельзя оставлять без внимания напряжений, возникающих в поперечном сечении ремня, так как они определяют упругие деформации, скольжение, изнашивание и срок службы ремня. При этом для надежности следует всегда исходить нз наибольших напряжений, так как вопрос о зависимости величины остаточных деформаций и тем самым срока службы ремня при постоянных колебаниях нагрузки в пределах между а, и а2 от среднего напряжения или от другой величины еще не выяснен. Наконец, при расчете ответственных передач следует учитывать также и экономические соображения. Накладные эксплоатационные расходы, которые составляются, с одной стороны, из процентов на затраченный капитал и расходов на амортизацию установки, а с другой, из стоимости различных потерь энергии, зависящих от к. п. д., нужно по возможности уменьшать.
Развитие метода расчета ременной передачи поучительно в том отношении, что оно показывает, как, несмотря на острую конкуренцию, в результате повышения требований, предъявляемых к передачам, ремень оказался единственным материалом, пригодным для передачи даже весьма значительных мощностей.
Требования, которые предъявляли к ремням в первое время развития машиностроения, были низки. В Европе применения ремней для более крупных передач избегали, так как, во-первых, к. п. д. из-за нагрузки на подшипники считали низким
1 Во время печатания этой главы (немецкого издания) появился расчет открытых ременных передач, произведенный проф. Скутчем по поручению Германской комиссии по рационализации производства (см. лист AWF150, стр. 14). Этот расчет исходит из наибольшего допускав' >го напряжения “шах= 33 кг/см2 в лучших ремнях и при выборе полезного напряжения учитывает качество ремня, рабочую скорость ремня, угол обхвата малого шкива, коэфициент трения ремня и изгиб ремня при прохождении по малому шкиву. По полезному напряжению определяется поперечное сечение ремня или при данной ширине толщина ремня. Качество ремня определяется по техническим условиям, выработанным Германской государственной комиссией по техническим условиям (см. лист RAL № 066 А). Согласно этим условиям различаются три класса приводных ремней:
класс I — обыкновенные приводные ремни, класс II — хорошие приводные ремни, класс 111 — первоклассные приводные ремни.
646
и,во-вторых,на основании формулы Эйтельвейна —± = е* принимали, что коэ-0 2
фициеит нагрузки kn с увеличением скорости падает по параболе (фиг. 2040) и что в точке А он должен обращаться в нуль. При этом предполагали, что ц не превосходит значения 0,28, что ц является постоянной величиной и что давление на вал и давление, прижимающее ремень к шкиву, уменьшаются иа полную величину центробежного напряжения. Большие практические успехи получились в результате мощного и быстрого промышленного подъема Америки в середине предыдущего столетия. Благодаря, в особенности, тому, что за выполнение ременных передач взялись специальные фирмы, Америка сделала резкий скачок вперед, который подчеркивает Радингер в своем отчете о Всемирной выставке в Филадельфии в 1878 г. В то время для расчета ременных передач пользовались формулой Ропера, согласно которой принимали, что нагрузка не зависит от пабочей скорости ремня и что она обратно пропорциональна диаметру малого шкива именно, b -D = 2QU мри обхвате половины шкива, так что
ka = 2,5 кг/см при диаметре шкива 500 мм
*„= 5,0 , . . . 1000 ,
*л = Ю,0 . . 2000 .
В примерах, приведенных Радингером, полезные усилия в большинстве случаев не превосходят 12 кг/см, но зато передаваемая мощность доходит
до нескольких сот лошадиных сил при скоростях до 23 м/сек.
В полную противоположность взглядам, господствовавшим в Европе, Геркене в 1888 г. на основании личного практического опыта опубликовал свои коэфициенты, которые увеличиваются с увеличением диаметра шкива и особенно с увеличением рабочей скорости (фиг. 2058). Эти данные послужили поводом к необычайно ожесточенным прениям, которые не заглохли и до настоящего времени.
В Америке же тем временем, как показала статья Е. Рейхеля [XXVI, 17], дошли уже до значений k„= от 13 до 20 кг/см при рабочих скоростях в пределах от 20 до 38 м/сек (№ 7—10 табл. 158 на стр. 658).
Описанный прогресс основывается главным образом 1) на переходе к большим рабочим скоростям, 2) на успехах в изготовлении ремней для мощных и быстроходных пе
Фиг. 2058. Коэфициент нагрузки у ременной передачи по Г е р е и с у.
редач.
К п. 1. При средних скоростях можно применять более высокие полезные напряжения ввиду того, что отношение натяжений и коэфициенты трения при увеличении скорости скольжения также увеличиваются, как это было уже доказано на стр. 643. Но при очень высоких скоростях к остальным напряжениям добавляются еще напряжения, создаваемые действием центробежных сил. Вопрос о величине напряжений, которых можно ожидать при применении коэфициентов Геркенса, мы исследуем ближе на примере двух ремней, одного одинарного толщиной 5 мм и одного двойного толщиной 10 мм, которые были надеты на шкивы диаметром 1000 мм при пролете 10 ле. Это исследование мы сделаем при помощи фиг. 2045. При этом примем, что начальное напряжение в Р/г раза больше полезного напряжения, а давление на вал во время покоя имеет также обычную величину 3U. Следующая таблица показывает, что отношение напряжений до 40 м/сек имеет не особенно большую величину и даже до 50 м/сек является еще допустимым; но наибольшие напряжения в ведущей части ремня при скорости более 30 м/сек, если учесть и напряжения от изгиба, превосходят 70 кг/см2, следовательно, во всяком
647
случае требуется применение материала наилучшего качества. Наибольшие напряжения в обоих ремнях примерно одинаковы, так как вообще значительно меньшие свободные напряжения в двойном ремне от добавления удвоенных напряжений на изгиб компенсируются. При этом мы пользовались коэфициентом удлинения о Ад см'1/кг согласно фиг. 2042, так что, например, для двойного ремня,
получаем
s
3400-1,0 ,
—106^ =34 кг/см*.
Согласно изложенному на стр. 615 к остальным напряжениям было добавлено примерно 0,75 этой величины и таким образом было определено наибольшее напряжение в ведущей части ремня на дуге покоя ведомого шкива.
Толщина $
Вес единицы объема у . .
Скорость ремня v
Коэфициент нагрузки по Г е р к е н с у kn
Полезное напряжение
Начальное напряжение = 1,5 ал
Свободное напряжение в ведущей части ремня а/
То же в ведомой части ремня а/
Отношение напряжений т = °з
Центробежное напряжение
Напряжение от изгиба
Напряжение в ведущей части ремня + af + 0,75aft
Од ин ар н ы й ремень Двойной ремень
5 10 ММ
1,00 0,80 1,00 0,80 кг’дм*
5 10 20 30 40 50 50 5 10 20 30 40 50 50 м/сек
10 11 13 14 14,5 15 15 15 17 21 22 23 24 24 кг/см
20 22 26 28 29 30 30 15 17 21 22 23 24 24 кг^см'
30 33 39 42 43,5 45 45 22,5 25,5 31,5 33 34,5 36 36 п
40,3 44,8 48,2 47,5 42,9 36,8 39,7 30,2 33,8 £8,7 ?5,5 31 27,5 28,8 п
20,3 22,8 22,2 19,5 13,9 6,8 9,7 15,2 16,8 17,7 13,5 8,0 3,5 4,8 в
1,97 1,97 2,17 2,44 3,09 5,41 4,1 1,99 2,01 2,19 2,63 3,88 7,85 6,0 »
0,26 1,02 4,1 9,2 16,3 25,5 20,4 0,26 1,02 4,1 9,2 16,3 25,5 20,4 я
7 40 3 4 20 я
53,4 58,6 65,1 69,5 72.0 75,1 67,6 56,0 60,3 68,3 70,2 72,8 78,5 64,2
Большое значение имеют упругость и мягкость, а также малый вес единицы объема ремня. В то время как первые влияют благоприятно на отношение напряжений и на напряжение на изгиб, уменьшение веса единицы объема ремня понижает, главным образом, напряжение, производимое действием центробежных сил. Если а составляет лишьсм?/кг и у = 0,8 кг/дм3, то при скорости 50 м/с-ек будем иметь «Г = 20Л, os = 10 у одинарного и 20 кг/см* у двойного ремня, вследствие чего напряжения в ремне доходят до 67,6, а в двойном —до 64,2 кг/см1 (см. последнюю строчку таблицы).
К п. 2. Для легких передач при умеренных скоростях применяют дешевые кожаные ремии обыкновенного качества, соединение концов ремня делают простым, но таким, чтобы концы можно было быстро разнять; напряжения в таких ремнях должны быть низкими, иначе они быстро провисают и портятся от проскальзывания по шкиву. Как показывает практика, ремни для тихоходных передач в большинстве случаев рассчитываются слишком скупо, в обрез.
648
Для быстроходных передач кожа выбирается тщательно, предварительно подготавливается и ремень изготовляется на фабрике в соответствии со своим специальным назначением так, что можно рассчитывать в этом случае на много большую однородность и лучшее качество. Хотя такие ремни стоят значительно дороже, но зато к ним можно предъявлять значительно более высокие требования.
Далее, в больших установках для предупреждения перебоев в работе мощность нужно считать с достаточным запасом, так чтобы высокие нагрузки вообще не подучались или же получались лишь временно. В этом отношении нужно с осторожностью относиться к данным, встречаемым часто в литературе. Так, примеры № 2—6 в табл. 158, стр. 658 и 659 приводят к таким значениям для kn, которые ни в коем случае не допустимы при длительной работе.
Коэфициенты Г е р к е н с а являются, несомненно, п р ед ел ь н ы м и, которыми можно пользоваться лишь при весьма благоприятных условиях работы. Так, в открытых приблизительно горизонтальных передачах н в передачах на большое число оборотов ведущая часть ремня должна быть расположена снизу, диаметр D шкивов должен составлять по крайней мере 100 5, а отношение диаметров обоих шкивов 2 : 1, в крайнем случае 5:1; расстояние между валами а в случае узких ремней до 100 мм должно составлять 5 м, а в случае широких 10 м и более, чтобы х
обеспечить достаточный эффект от дей-ствия провеса. Шкивы должны быть рас- зо-------------- специальной наши <
положены точно под прямым углом к валам, должны бытц тщательно и гладко обточены, хорошо выбалансированы И ТОЧНО 20 верВлкпкийремень Одинарный —
центрированы, валы должны быть парал- _! ^кошаньщремень
лельны, ремни должны быть всюду оди- ю| ' | каково даже В местах соединения зам- t -^Шарнирный ремень
ками. || h—gJgO ЬалагпРВыа\25ОО^-\--------
В качестве наименьшего расстояния 11-------------------I—..Ре"ВН1‘—I----1----J
между валами иногда рекомендуется —v 20 х w 50 ьо"/сея
Фиг. 2059. Коэфициент нагрузки для кожаных а = 4~ Di 2м. (668) искусственных ремней по Каммереру.
4С нг/см
30
20
специальной наши -
вррйгнжийремень
10
Одинарный----
г кожаный ремень
Шарнирный ремень
Слишком большой провес легко приводит к тому, что ремень начинает бить, что оказывает вредное влияние на сохранность ремней; ремни шириной 300 мм допускают расстояние 15 м, а шириной свыше 350 мм — 20 м.
Наклонное расположение передачи принимают в расчет, уменьшая коэфициент нагрузки.
При замедленной передаче невыгодно то обстоятельство, что сильнее натянутая ведущая часть ремня на малом шкиве резко перегибается. Во всяком случае диаметр такого шкива принимают возможно ббльшим, а нагрузку уменьшают.
Бах для kn дает цифры, которые с увеличением диаметра шкива и рабочей скорости ремня до 30 м/сек растут, затем до 40 м/сек остаются постоянными, но во всяком случае, все они меньше значений, даваемых Геркенсом.
По современному состоянию теории полезная нагрузка при увеличении скорости примерно до 25—30 м/сек может увеличиваться, а затем должна снова уменьшаться.
В случае исключительных условий работы и весьма высоких скоростей всегда рекомендуется войти в сношение с заводами, поставляющими ремни, и использовать предложения, основанные на их опыте.
Что же касается применения и пределов возможного использования искусственных ремней, то часто рабочую скорость приходится ограничивать из-за сшивок. По Каммереру [XXVI, 7] хлопчатобумажные и балатовые ремни со сцепками Джансона (фиг. 2030а) применимы лишь при скоростях до 2Ъ м/сек, а верблюжьи — до 30 м/сек. Французские фирмы, как Леша и К0, согласно одному из сообщений о Всемирной выставке в Париже н 1900 г. [XXVI, 20], применяют хлопчатобумажные ремни при еще более высоких скоростях до 40 м/сек и выше. Допускаемая нагрузка на 1 см ширины ремня при высоких скоростях падает, как это показывает фиг. 2059 для нескольких сортов ремня (по Каммереру). Шарнирные ремни из
649
кожи, имеющие вид цепи Галля, из-за большого веса единицы объема можно применять только при скоростях до 30 м сек и то лишь при сильном уменьшении нагрузки. Сравнение со значениями, представленными на фиг. 2059 и полученными у одинарных н двойных кожаных ремней, показывает ясно превосходство и дальнейшие возможности применения кожи. Высокие значения для двойных ремней на фиг. 2058, частично даже превосходящие цифры Геркене а, относятся, конечно, к ремню из специальной кожи и ни в коем случае не должны применяться ко всем другим сортам кожи.
Эбелл ь, в Нейруппине, дает для шерстяных приводных ремней kn— 15 кг/см, а фирма Фолльрат, в Бланкенбурге, для узких верблюжьих ремней дает А„ = = 15 кг1см, а для таких же ремней шириной более 400 мм —18 кг/см. Размеры резиновых и хлопчатобумажных ремней Бах рекомендует определять по формуле
47= от 8 до 10-6-s. t (669)
Определение размеров ремня согласно изложенным данным производится просто. После решения вопроса о выборе одинарного или двойного и т. д. ремня, выбирают диаметр шкива и допускаемую нагрузку kn на 1 см ширины, после чего, зная окружное усилие U, определяют ширину ремня по формуле
(670)
или, зная мощность в лошадиных силах и скорость ремня V, по формуле:
Во многих случаях можно рекомендовать составление таблицы, как в примере 3, которая и дает то или иное решение. В случае быстроходных ремней путем поверочного расчета находят напряжения, получающиеся в ведущей н ведомой частях ремня, отношение напряжений, а также величины скольжения и скорости скольжения.
Давление на вал обычно считают равным 347, что соответствует начальному натяжению с„=1,5 kn на 1 см ширины ремня. Оно часто значительно превосходит эту величину у вновь надетых илн переши ых ремней, но в случае быстроходных передач падает ниже этой величины из-за действия центробежной силы.
При неравномерной работе или работе с ударами, когда при включении получают значительные силы инерцли, необходимо тщательное исследование всех обстоятельств. Если можно, следует определять наибольшие усилия, получающиеся в работе, и исходить из них при определении размеров ремня. Или же исходят из средней мощности, а также из окружного усилия, но коэфициент нагрузки берут низким, в соответствии с обстоятельствами.
Срок службы ремня зависит не только от величины и рода нагрузки, но также весьма сильно зависит от обращения с ним в работе. Постепенно содержание жиров в ремне уменьшается; поэтому время от времени ремни снова следует пропитывать жиром после предварительной промывки их тепловатой водой и тщательной очистки. Геркене для этой цели рекомендует свежее сало или смесь из стеарина, дегры (жидкий жир, отжатый из кож) и пчелиного воска. Часто готовая мастика для ремней имеется в продаже. При повторном пуске в работу вновь смазанный ремень обычно временно проскальзывает на шкивах, но как только жир впитается в ремень, он снова начинает тянуть. Кожа весьма чувствительна к действию минеральных масел, которые делают ее жесткой и ломкой. Поэтому ремни следует при помощи маслоловителей и предохра ;ительных щитков тщательно предохранять от масла, разбрызгиваемого подшипниками.
Пример 2. Рассчитать ремень для перехачи от электромотора в 5 л. с. с п1 = 1600 об/мин на вал контрпривода, расположенный на той же высоте с п, = 250 об/мин. Шкив, сидящий на валу э хектромотора, имеет диаметр Dx — 180 мм, расстояние между валами составляет € = 3,5 м.
650
Ввиду незначительности диаметра шкива можно применить лишь одинарный ремень. Диаметр шкива на валу контрпривода: n _ /ij 18-1600 _
£>2-£>1’ 250 ~115 СМ'
Берем нормальный по германским нормам шкив по табл. 159, стр. 660, диаметром £>g = 1120 мм. Скорость ремня:
v Dx п, тг0,18 • 160 .
® = -в5-1 = —60-------=15''
Ввиду неблагоприятных условий, именно, замедленной передачи и незначительности угла обхвата ведущего малого шкива, нагрузку следует взять небольшой. По фиг. 2058 можно было бы допустить Л„ = 5,2 кг/см\ берем гп= 2,5 кг/см. Ширина ремня , 75- /V 75-5 Ь =— — = ftp—Si 10 СМ.
kn -v 2,5 • 15,1
Берем одинарный склеенный ремень толщиной б мм и шириной 100 мм, а шкивы— шириной 120 мм согласно табл. 159, стр. 660. Для облегчения подтягивания целесообразно поставить мотор на натяжные салазки.
С целью сравнения с передачей, рассмотренной на стр. 639, сделаем более точный проверочный расчет.
Окружное усилие:
Z7
Полезное напряжение:
CJ
75 -TV 75-5
V
Тад" — 24,8
24,8
U b-s~ 10-0,5
Учитывая, что расстояние между валами мало, начальное напряжение примем равным а, = 2а„ = 9,8 кг/см?. Давление на вал в состоянии покоя:
А„ = 2Ъ • s • о, = 2 • 10 • 0,5 • 9,8 = 98 кг.
Напряжение, производимое действием центробежных сил, равно т.1.15 I9
При помощи фиг. 2039 находим а/= 8,7 кг/см? и по характеристике фиг. 2044 для пролета 5 м с достаточной точностью находим свободные напряжения, а именно:
в ведущей части ремня . . . о/=11,4 кг/см\
ведомой • . . . а2'= 6,5 кг/слР
и соответственно свободные натяжения 5/ = 57 и S/ = 32,5 кг, а также давление на вал во время работы
4,9 кг/см?.
Д = 5/
Отношение напряжений:
Скольжение при а = см*/кг luOU
Ф = а •
= 89,5 кг.
=^ = 1,75. о,э
составляет:
4 9
= 1боо=0’003^
_ 0,00306 -15,1 ПЛГ>„. , по1 ,
Скорость скольжения -----%-----= 0,0231 м/сек, или 2,31 см/сек.
Согласно самой нижней кривой фиг. 2052 получается, что соответствующий коэфи-
циент трения |л = 0,37.
651
Дуга скольжения:
г 1 t In • 1,75 ,
о/ = - . In -Ц = 77-^’- = 1,67. р оа' 0,37
п . Dt • 18-1,67 1С .
Длина дуги скольжения: /=—!——= —= 15,1 см. А £
Путь скольжения X' == 0,1 ’ а ’ = 0,0232 см, в сравнении с определен-
2 2 • IbUU
ным на стр. 639, очень мал.
Действительное передаточное число по (665) и (666):
-»=1Ш55 <1-°-WB(l6’=do-
u = Ko(i_<p)
п/ = «j
Число оборотов большого шкива 1600 осо «2 = «! •“= бдо = 262
вследствие незначительности скольжения лишь немного отличается от теоретического:
= 1600-П5Т^ = 263-
Пример 3. Нужно передать 180 л. с. от вала с «] = 80 об/мин на вал с «2=195 об/мин при расстоянии между валами г = 7400л«.и. требуется дать возможно более дешевую передачу.
Так как при значительных мощностях применяются лишь двойные ремни, следует исходить из величины диаметра меньшего шкива Z)2=100s, следовательно, при s = 12 мм £>2 = 1200 мм. Диаметр большого шкива получается равным:
скорость ремня:
о, = п2-2> «)
7Г • D<> • Л3
•V = --------•
60 ’
после выбора при помощи фиг. 2058 kn получается ширина ремня
, 75
о = -v---
А„-г»
и, наконец, длина ремня для калькуляции получается с достаточной точностью по формуле:
2
Если подставить Da=1200, 1400 и 1600 мм, то получатся цифры, помещенные в строках 1—3 следующей таблицы. Цены, которые, само собой разумеется, подвержены сильным колебаниям, заимствованы нами из прейскурантов, относящихся к довоенному времени.
№ по порядку А В мм D, V в м/сек в кг [см ь в мм L в м Цена
вычислен в мм принятый в мм больш. | мал. ремня Полная стоимость в марках
шкива 1 пог. м. в марках ГОТОВ, в марках
в марках в марках
1 1200 2925 2900X650 12,2 18,5 600 21,2 85 1800
2 1400 3410 3400X525 14,3 20 472 22,3 1050 —— 64 1420 ——
3 1600 3900 3900X450 16.3 21 395 23,4 1120 312 55 1290 2722
4 1500 3650 3650X500 15,3 20,6 430 22,9 1110 326 60 1380 2816
5 1650 4020 4000X450 16,8 21,3 375 23,6 1170 325 53 1250 2745
652
Так как ради дешевизны следует по возможности придерживаться нормальных шкивов, изготовленных на формовочных машинах, то случаи 1 и 2 исключаются; шкивы диаметром 1200 и 1400 мм согласно каталогу, которым мы пользовались, изготовляются шириной, начиная лишь с 500 мм. Поэтому для выполнения передачи мы можем воспользоваться малым шкивом диаметром лишь 1600 мм. Ввиду этого для установления наиболее выгодного размера нами были проделаны расчеты для D2=1500 и 1650 мм (строчки 4 и 5 таблицы). При выборе последней цифры учитывалось, что диаметр соответствующего большого шкива уже получился равным 4 м и что еще большие шкивы пришлось бы формовать по особому заказу, и потому они получились бы еще дороже. Так как цены на шкивы при увеличении диаметра растут, а цена ремня уменьшается, то при некотором диаметре получается миним.альная стоимость передачи, которая приходится на вариант 3. Следует и принять этот вариант, если только нельзя ожидать значительной экономии в стоимости фундамента при установке несколько меньшего шкива по варианту 4
Натяжение и трение для случая 5 исследованы подробно на стр 639.
Д. ПОТЕРИ И К. П. Д. РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
Наиболее значительными потерями, получающимися в ременных передачах» являются следующие.
1. Потери от скольжения. Ведомый шкив отстает от ведущего на величину скольжения <р = а-ап и в соответствии с уменьшением окружной скорости отдает меньшую мощность.
2. Потери, производимые сопротивлением воздуха движению ремня и шкивов. Они составляются из трения воздуха вдоль поверхностей ремня и шкивов и из потерь на вихри, производимые спицами шкивов и получающиеся в местах сбегания и набегания ремня на шкивы. Все эти потери при малых скоростях незначительны, но при больших скоростях ими пренебрегать не следует, так как они увеличиваются пропорционально квадрату скорости.
3. Потери на гистерезис. Вследствие того, что кривая растяжения для кожи при нагрузке проходит иначе, чем при разгрузке, причем образуется петля, получаются потери, на которые впервые обратил внимание Штиль [XXVI, 10], так как работа деформации, измеряемая плошадью петли, при каждой смене напряжений должна затрачиваться снова. Пользуясь кривой гистерезиса, найденной Бартом, Штиль для одного ремня при колебаниях напряжения в пределах между 1 и 19 кг/см^ высчитал, что потери составляют О,16°/о. Еще больших значений можно ожидать у тканых искусственных ремней, у которых в противоположность коже, образующей компактную массу, отдельные волокна сдвигаются отно относительно другого, и на трение их расходуется работа. Некоторые считают, что от сгибания и выпрямления ремня при набегании и сбегании его со шкивов получаются особые потери, но это мнение является неправильным. Так как процессы, происходящие здесь, обязаны своим происхождением упругости, то в данном случае происходит лишь увеличение потерь на гистерезис из-за того, что амплитуда колебаний напряжений вследствие возникновения дополнительных напряжений при изгибе увеличивается. Конечно, косвенно большая жесткость может быть невыгодной из-за уменьшения трения от ухудшения плотности прилегания ремня к шкиву.
4. Потери от трения в подшипниках. Они зависят от конструкции подшипника, от давления на них, производимого весом деталей передачи, и от давления на валы, производимого силами, действующими в ремне. Так как при колебаниях в работе они изменяются лишь в незначительной степени, если только скорость остается одинаковой, то и потери в подшипниках можно считать всегда одинаковыми. В то' время как сопротивление скользящих подшипников в значительной мере зависит от скорости вращения, как об этом изложено подробно в гл. 15, разд. III, В, 2, шариковые и роликовые подшипники обнаруживают примерно одинаковое, весьма незначительное сопротивление при всех скоростях. У хороших конструкций скользящих подшипников потери нужно считать равными около 2—5’/о, а у шарико- и роликоподшипников 1—2°/о наибольшей мощности.
653
Если обозначить через W передаваемую полезную мощность, через V—сумму' всех потерь, то к. п. д. будет выражаться формулой:
’-ТУТЙ- (672)
Если желательно определить его в зависимости от полезной мощности N или полезного напряжения то нужно принять, что частичные потери, указанные в п. 2, 3 и 4, почти не зависят от N или о„ а потери скольжения принять пропорциональными ож. Если первые положить равными 3% развиваемой нормальной мощности при о, = 30 кг/см2 и определить по коэфициенту удлинения «= 2250 см^/кг, то получим представленную на фиг. 2060 сплошную кривую к. п. д., которая, быстро поднимаясь вверх от точки О, затем идет почти горизонтально и лишь потом медленно опускается вниз вследствие увеличения потерь от скольжения. Например, если потери выразить непосредственно в частях напря
Фиг. 2060. Коэфициент полезного действия в зависимости от полезного напряжения.
Ординарныйремень
Фиг. 2061. Коэфициент полезного действия по Каммереру, Нитгам-меру и Чепеку.
жения, которое пропорционально мощности, то для полезного напряжения V = 20 кг/см2 получаются следующие цифры.
Потери от скольжения:
2•202•1
* V = 2 «)3 • « = - - = 0,356 кг/см2.
Потери, указанные выше в п. 2, 3, 4, составляют 3°/о от 30, т. е. 0,9 кг1слг2.
Коэфициент полезного действия
__ /V ______________ о„' _________ 20 _п од) /V+И “________________________________204-(0,356 + 0,9)“ ‘ h
У ремня, рассчитанного на полезное напряжение ол=10 кг/см2 и потому надетого с незначительным начальным напряжением, 15 кг/см2, потери, указанные в п. 2, 3 и 4, составят большую величину. Если их оценить цифрой 5®/о, то для к. п. д. получается пунктирная кривая. В обоих случаях ц при нагрузке, близкой к нормальной и несколько превосходящей ее, имеет наибольшую величину, что указывает на то, что у ременных передач с повышением нагрузки или напряжения связано также и повышение к. п. д.
Опыты (фиг. 2061) подтвердили теоретический ход кривых, но падение кривой книзу при высоких напряжениях выражено еще отчетливее. По Каммереру к. п. д. при описанных условиях измеряется ординатами точек, расположенных внутри заштрихованной области, а по Нитгаммеру и Чепеку [XXVI, 22] изме-654
ряется ординатами точек, расположенных между пунктирными линиями. При названных опытах, конечно, определялись лишь потери, обусловленные скольжением и жесткостью, а также сопротивление, оказываемое воздухом самому ремню, в то время как трение в подшипниках и сопротивление, оказываемое воздухом шкивам, из рассмотрения исключались, но принимались во внимание при определении к. п. д. электромоторов. Следует подчеркнуть благоприятное влияние больших диаметров шкивов, которое в случае одинарных ремней отчетливо характеризуют обе группы линий. В случае двойных ремней кривые, для больших шкивов, также расположены вблизи верхней границы, следовательно, имеют более выгодный характер.
Зависимость к. п. д. от скорости характеризуется тем, что потери, производимые сопротивлением воздуха движению шкивов и ремня, пропорциональны квадрату скорости, а потери от трения в цапфах валов сперва уменьшаются, а затем снова увеличиваются, в то время как потери в шариковых подшипниках от скорости не зависят. Это относится также и к потерям, производимым скольжением и гистерезисом. Поэтому следует ожидать, что при одинаковой нагрузке кривая с увеличением скорости сперва будет быстро итти вверх, а затем медленно вниз, так что характер изменения к. п. д. также не дает повода к возражениям против применения больших скоростей.
Е. УСТРОЙСТВО РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
Различают: 1) открытые, 2) перекрестные и 3) угловые передачи.
В первых двух случаях валы шкивов проходят параллельно один другому, направление вращения в случае 1 (фиг. 2062) — одинаковое, а в случае 2 (фиг. 2063) — противоположное. Оба вида часто встречаются рядом, например, у станков; откры
Фнг. 2062 и 2063. Открытая и перекрестная передача.
Фиг. 2064. Действие выпуклости обода шкива.
тый применяется как главная передача для рабочего движения, а перекрестный — для холостого обратного хода. Угловые передачи осуществляют движение между скрещивающимися валами.
Наиболее выгодна открытая передача, так как ремень вследствие равномерности напряжений сберегается лучше и потому его можно нагружать больше. Для передачи больших мощностей можно применять только открытую передачу, но и во всех других случаях к ней нужно стремиться всюду, где только возможно. Средние плоскости шкивов должны совпадать; для того чтобы ремень, несмотря на неизбежные погрешности при сборке или при прогибах вала, двигался в той же плоскости, один шкив делают с выпуклым ободом. Для того чтобы лента А (фиг. 2064) плотно прилегала к поверхности конуса, она должна быть искривлена по радиусу /?, соответствующему развертке конической поверхности. Прямой же ремень В будет двигаться по шкиву, прилегая лишь одной кромкой, и только если он вытянется, он станет прилегать по некоторой части криволинейной поверхности. Вследствие сильного вытягивания соответствующих волокон получается искривление ремня перед точкой сбега D, показанное у ремня С, которое служит причиной постепенного сползания ремня в сторону большего диаметра; дойдя до наиболее выпуклого места, он задержится и будет итти ровно, так как иначе на противоположном конусе получилось бы сползание в противоположную сторону. Ввиду того что диаметр шкива посередине больше, средние волокна шкива вытягиваются сильнее и должны
655
скользить на большем протяжении, чем крайние волокна; слишком значительной выпуклости шкива следует поэтому избегать. Стрелки выпуклости h нормальных немецких шкивов по DIN 111 приведены в табл. 159, стр. 666Ч Согласно этой таблице стрелка у шкива шириной 400 мм составляет 3,5 мм. Если этот шкив имеет диаметр 500 мм и работает совместно с цилиндрическим шкивом, то средние волокна ремня при прохождении по половине окружности будут вытягиваться сильнее краевых иа к • 3,5 = 11 /си или на 1,4°/о(если пренебречь тем, что ремень должен быть несколько уже шкива). Точно так же длина скольжения для ремня должна в середине быть несколько больше, чем на краях. Это обстоятельство повышает треиие; с другой же стороны, слишком выпуклый шкив будет перегружать ремень и повреждать его.
Значительная разница между цилиндрическими и выпу-тт—“тч клыми шкивами получается также и при проскальзывании t+---4- ремня по шкиву. Если на цилиндрическом шкиве проскаль-
— -Л зывание начнется не по середине, то равнодействующая всех
• 1 сил, действующих в ремне, займет эксцентричное положение
Фиг. 2065. Шкив с за- и будет тянуть ремень криво, что легко может привести к спа-устаиоадежнойе₽передаЬчИи Данию ремня со шкива. Проскальзывание же на выпуклом
шкиве всегда начнется в средней плоскости, где наверное получается наибольшая скорость скольжения, распределение же сил остается симметричным, так что стремление ремня к спаданию со шкива значительно уменьшается. Поэтому при значительной разности в величине шкивов лучше всего взять выпуклым малый шкив, так как там условия прилегания ремня к шкиву хуже и ремень имеет большую наклонность к спаданию со шкива. Трансмиссионный завод Фр. Ф лен дери К0, в Дюс-
~ сельдорфе, рекомендует делать ведущий шкив при открытом ремне и скоростях до 25 м/сек цилиндрическим, при двойном же ремне и скоростях более 25 м/сек—выпуклым. Ведомый шкив в открытых передачах должен быть всегда выпуклым, и лишь при скрещенных и передвижных ремнях он должен быть цилиндрическим.
Фиг. 2066. Угловая пе-
Удерживать ремень на шкивах при помощи закраин оказалось нецелесообразным и такая конструкция не оправдала себя, так как ремень постоянно стремится надвинуться на одну из закраин, при этом края ремня треплются, и наконец, ремень совсем портится, если он взберется слишком высоко. Лишь в случае горизонтального положения ремней рекомендуется делать закраину иа нижней стороне (фиг. 2065), чтобы предотвратить спадание ремня, если он будет проскальзывать. Путем обточки выпуклой поверхности шкива можно, однако, и в этом случае удержать ремень в обычных условиях далеко от края.
редача.
Где только можно, сильнее натянутую ведущую часть
ремня располагают внизу, так как в этом случае ремень охваты-
вает более значительную дугу шкива (фиг. 2062), и так как потребность в месте благодаря меньшему провесу ведущей части ремня будет также меньше.
Хотя у перекрестных передач (фиг. 2063) угол обхвата и больше, но зато и ремень деформируется тоже, в соответственной степени больше и так как средняя часть ремни вытягивается больше краев, то напряжения в ремне получаются тем более значительными, чем ширина ремня больше и чем меньше расстояние между валами. Обточка одного из шкивов по выпуклой поверхности несколько компенсирует этот недостаток и потому может быть рекомендована и здесь, если только ремень не приходится передвигать. Другой недостаток перекрестной передачи заключается в том, что поверхности ремня трутся одна о другую в месте скрещивания. Учитывая это обстоятельство, перекрестные ремни применяют для передачи только небольших
1 Стрелы выпуклости стандартных русских шкивов (ОСТ 1655) приведены там же.
656
мощностей и нагружают их лишь на 70—8О°/о по сравнению с открытыми передачами. Наименьшим расстоянием между валами является е = 206.
Еще более неблагоприятны условия у передач с непараллельными и непере-секающимися валами (фиг. 2066), так как ремень вследствие неодинакового вытягивания обеих кромок будет коробиться, так что после снятия со шкивов он будет иметь серповидное сечение. Геркене заранее придает таким ремням серповидную форму сечения и сшивает ремни так, чтобы получился уступ, как на фиг. 2067, и чтобы наружная сильнее вытянутая кромка выступала дальше внутренней.
Для предотвращения спадания ремня необходимо, чтобы и ведущая и ведомая части лежали в плоскости того шкива, на который каждая из них набегает. Это условие будет выполнено при расположении валов по фиг. 2066, на которой кратчайшее расстояние между валами в вертикальной проекции проектируется в натуральную величину, а в горизонтальной совпадает с точкой пересечения валов, и при таком расположении шкивов, при котором точки сбега ремня со шкивов лежат одна над другой. Таким образом для двух шкивов с диаметрами и £)а получаем положение I для одного направления вращения ведо-
Фиг. 2067. Двойной ремень для угловой передачи по Геркен-су.
Ведущий шкив
Фиг, 2068. Установка шкивов в полу-перекрестной передаче.
Фиг. 2069. Передача с направляющими роликами.
мого вала W2 и положение II для противоположного направления; эти положения также характеризуются тем, что линии пересечения плоскостей обоих шкивов проходят через точки сбега ремня со шкивов.
В случае I ведущая часть ремня движется от В2 к следовательно, в плоскости 1 — 1 ведущего шкива, на который набегает ремень; ведомая часть движется от Bj к Л2 в плоскости 2—2 ведомого шкива. В местах схода ремня со шкивов ремень может без всяких опасений отклоняться под острым углом до 15°, в крайнем случае до 25°. Движение в обратном направлении невозможно. Так как, например, ремень в точке Аг, которая должна быть точкой сбега, не лежит -в плоскости 2—2, то ремень будет спадать.
При переходе с одного шкива на другой ремень будет перекручиваться; но так как закручивание в точках сбега может происходить не около осевой линии ремня, как было принято выше, а около кромок С, и С2 (фиг. 2068), то шкивы должны быть несколько раздвинуты. Бах на основании опытов со шкивами на валах, проходящих под прямым углом один к другому, рекомендует сдвигать ведущий шкиц на fj — OT.O.l до 0,2 Ь, а ведомый на- е3 = от 0,5 до 0,6 6 наружу;' разница этих размеров основывается на разнице в величине напряжений в ведущей и ведомой частях ремня. Эти размеры зависят, следовательно, от величины нагрузки, так что смещения могут получиться также и во время работы при изменениях нагрузки. Поэтому шкивы должны обтачиваться по цилиндрической поверхности и быть достаточно широкими, В=1,46-(-1 см, а также должны окончательно закрепляться
42 Р е т ш е р. Детали машин, т. II.
657
Табли
Мощные ремен
N по порядку Тип привода Мощность а л. е. Ремень
род 1 1 ширина в мм толщина а мм
1 2 Прокатный стан для мелкого сортового железа Стан для непрерывной прокатки мелкого сорта-ного железа 500 -1300 1400—2800 Стальн. ленты Тройной кожаный ремень 3 ленты по 120 мм 1520 \ 18
3 То же ... 3000—4000 Четверной кожаный ремень 1400 18
4 Прокатный стан для проволоки . . . • 1000-2200 Четверной ремень из специальн. кожи 740 16
5 То же 1200-1800 Верблюжий ремень 950 15
6 Прокатный стан для листового железа • • в 800-1500 Балатовый 1300 25
7 American Wire С°, Cleveland 1250 Тройной кожаный ремень 1473 18
8 Трамвайное о-во Westend в Бостоне . • • • • 850 Кожаный 1370 8
9 Трамвайное о-во в Миннеаполисе . . . • ♦ - • 1250 1830 10
10 Фразер и Чальмерс, Чикаго, выставка 1893 г . 1000 Кожаный тройной 1825 16 1
на валах лишь* после опробования. Передачи, в которых угол между валами равен 90°, называются полускрещенными или полуперекрестными.
Во всех случаях, когда возможность установки шкивов и непосредственного соединения ремнем по фиг. 2066 исключается или когда передача должна работать ив обратном направлении, следует ставить направляющие ролики (фиг. 2069). Ремень должен подходить к роликам также в средней плоскости, чтобы он набегал на шкив прямо. Таким образом на фиг. 2069 направляющие ролики и следует разместить так, чтобы они касались плоскостей главных шкивов, как это показывает горизонтальная проекция и схематический эскиз. Благодаря этому и получается передача, пригодная для работы в обоих направлениях. Выгодно наметить средние плоскости шкивов, заточив в них канавки. Вкладывая в канавки при выверке шнур, легко установить, занимают ли шкивы правильное положение. Если при работе ремень приходит в соприкосновение со шкивами то одной, то другой стороной, то следует применять склеенные ремни и накладывать их таким образом, чтобы место соединения ю инов ремня не набегало скошенным концом ремня вперед. Главные шкивы обычно обтачивай тся по цилиндрической поверхности, а направляющие ролики, часто устанавливаемые на общих стойках, делаются выпуклыми.
658
ца 158
ные передачи
Диаметр шкивов в мм Число об/мин Скорость V в м}сек Окружное усилие в кц Коэфициент нагрузки kn в кг/см Расстоя- ние между валамц в мм Примечания
3100/1400 226/500 36,7 1020—2660 28,4-73,8 — Z. V. d. I., 1911, стр. 1772
7500/1810 72/300 28,4 3700—7400 24,3-48,6 —6500 С натяжным роликом диа-
- метром 1370
6800/2480 3500/1750 120/330 270/540 42,7 49,5 5270—7030 2520-3330 37,6-50,2 20,5—45,0 —18000 10000 Eisen 1912, ст|
St. и.
8300/1300 85/542 37 2430-3650 25,6-38,4 12150
7500/2200 38/130 14,9 4030—7550 33,6-62,9 12000 С натяжным роликом
7815/1370 96/512 36,8 2550 17,3 12 000 С натяжным роликом диаметром 1525 жж
8534/2430 70/245 31,3 2035 14,8 11500 Паровая машина 2000 л. с.
2 одинаковых ремня рядом; В
натяжные ролики 01830 мм
8535/2590 68/225 30,4 3088 16,9 11500 Паровая машина 1500 л. с. *о
иатяжиые ролики 01525жж >
8535/2565 60/200 26,8 7790 15,3 16 000 Паровая машина 1000 л. с. N
Ж. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ
Шкив осуществляет передачу усилий между ремнем и валом. Шкивы состоят обычно из обточенного по цилиндрической или выпуклой поверхности обода, втулки и соединяющих их спиц. Лишь шкивы небольшого диаметра делаются со сплошной стенкой вместо спиц. Вообще при конструировании шкивов нужно стремиться к уменьшению веса, к равномерному распределению масс, точному центрированию положения по отношению к валам и надежному воспринятию окружных и центробежных сил, а также стремиться избегать возникновения внутренних напряжений при отливке и других добавочных напряжений. Большое внимание нужно обращать также на равномерность толщины обода. При опытах Маркмана [XXVI, 24] обнаружилось, что даже небольшие выравнивающие грузы, которые приходится помещать на ободе при балансировании шкива, вызывают весьма значительные местные прогибы, вредные деформации и высокие дополнительные напряжения на изгиб. В целях более равномерного распределения масс рекомендуется обтачивать обод быстроходного шкива также и изнутри на глубину, допускаемую спицами. Уравновешивающие грузы нужно помещать по возможности ближе к спицам. Рабочие поверхности шкива должны быть тщательно обработаны и должны
659
иметь по возможности гладкую поверхность. Если шкивы можно надевать на вал с конца его, то шкивы могут быть цельными, неразъемными. В большинстве же случаев для постановки шкива на вал, для случайной смеиы, а в случае крупных шкивов также и для удобства перевозки, шкивы приходится делать разъемными. При скоростях до 30 м)сек применяются главным образом чугуные шкивы, кроме тбго, из-за малого веса и значительного трения для изготовления шкивов применяются дерево и бумага, а в случае весьма большой скорости—также и сталь. В строгальных станках, переключаемых при больших скоростях, в последнее время с целью уменьшения сил инерции применяются легкие металлы, алюминиевые сплавы и т. п.
В таблице DIN 111 нормированы диаметр D и ширина В шкивов, а также указаны допуски для/) и стрелки Л выпуклости обода (табл. 159). Указанные стрелки Л могут быть на 0,5 мм больше или меньше. У выпуклых шкивов D обозначает наибольший диаметр, измеряемый в средней плоскости шкива. Отклонения допустимы в отдельных случаях для косых передач и передач с натяжными роликами. Если промежуточных значений ширины избежать нельзя, 'то стрелку берут для ближайшей большей ширины.
Таблица 159
РЕМЕННЫЕ ШКИВЫ ДЛЯ ТРАНСМИССИЙ, DIN 111 (ВСЕ РАЗМЕРЫ В ММ)
Диаметр D
Номинальный размер Допуск Номинальный размер Допуск Номинальный размер Допуск Номинальный размер Допуск
50 63 ±1 225 250 280 320 360 400 450 500 ±3 800 900 1000 ±5 21-00 3 200 3 600 4 000 i 10
80 90 100' 112 125 140 160 180 200 ±2
1120 1250 14 0 1600 1800 , 2000 • ±7
4 500 5 000 5 600 6 300 ±15
560 630 710 ±5
7 100 8 000 9 000 10 000 + 20
2250 2500 ±ю
Ширина В
В Номинальный размер Допуск Стрелка Л Ширина шкива . b В Номинальный размер Допуск Стрелка Л Ширина шкива Ь
40 30 200 - 6 2 170
J>0 40 230 200
60 — 2 1 50 260 230
70 60 300 — 8 ' 260
85 70 350 3 300
100 85 400 350
120 — 4 100 450 3,5 400
140 120 500 — 10 — 450
170 — 6 1,5 140 600 4 550
660
ШКИВЫ РЕМЕННЫЕ ДЛЯ ТРАНСМИССИЙ Основные размеры ОСТ 1655
Диаметр шкивов Ширина шкивов
мм мм
Диаметр D Допуск, отклонен. Диаметр D Допуск, отклонен. Ширина В Допуск, отклонен. Стрела выпуклости обода -ч Л Применять при ширине ремня •
50 4-1 560 ±4 40 -2 1 30
63 630 50 40
80 710 60 50
90 + 2 800 70 1,5 60
100 900 85 (70) и 75
112 1000 ±6 100 — 4 80, 85 и 90
125 1120 125 2 100
140 ’ 1250 ' 150 125
160 1400 175 — 6 2,5 150
180 1600 200 175
200 1800 225 200
225 ±3 2000 2250 250 — 8 . 225
250 300 8 250 и 275
280 2500 ±8 350 300
320 2800 400 — 10 ч 350
360 3200 450 4 „400
400 3600 500 450
450 4000 600 500 и 550
500
661
Приведенные диаметры шкивов согласованы с нормальными числами оборотов трансмиссий по DIN 112 (табл. 160). Если придерживаться этих чисел оборотов, которые должны возможно точнее выдерживаться под данной нагрузкой, то при выборе одного нормального диаметра и другой диаметр получится нормальным (если пренебречь скольжением). Соотношение между числами оборотов (под нагрузкой)? диаметрами шкивов и окружными скоростями даны в DIN 109.
• Таблица 160
Число об/мин для трансмиссий по DIN 112 (под нагрузкой)!
25 45 80 140 250 450 800 1400
28 50 90 160 280 500 900 1600
32 56 100 180 320 560 1000
36 63 112 200 360 630 1120
40 71 125 225 400 710 1250
Значения ширины В из табл. 159 достаточны, однако, лишь для открытых передач; перекрестные и полуперекрестные передачи вследствие неизбежного движения ремня по шкивам во время работы требуют увеличения ширины до
5= от 1,4^-J-1 см до ЧЬ. (673)
Примеры конструкции чугунных шкивов даны на фиг. 2070 и 2071. Толщина обода на краю должна составлять;
51 = 4-0.3 мм. (674)
Шкивы, изготовленные путем шаблонной формовки или же на формовочных машинах, могут иметь обод цилиндрической формы. При применении моделей ободу, а также и втулке, придают слегка коническую форму с уклоном от 1 : 50 до 1:30. Толщину стенки втулки, как и в случае зубчатых колес, берут равной
3 = O,4cZ-4- 1 см, (675)
или при ненормальных размерах вала
5 = от ^7d' + 4-) -\-1см до 4-(d/ + 4-l+l см, (676)
Оу Z / тг у /
где d обозначает диаметр отверстия втулки, d'— диаметр вала, необходимый для передачи момента кручения U• R. и определяемый по формуле:
lftd(rf')3 = £/./?. (677)
□
Длину втулки берут обычно не менее L = 1,5.. .2,5 d. У нормальных шкивов, которые могут работать и как холостые и как рабочие, встречаются втулки, выступающие за обод примерно на 1 мм, для того чтобы при постановке таких шкивов рядом между ободами получался небольшой зазор.
Сечение спиц, работающих на изгиб и на растяжение, в большинстве случаев делают эллиптическим, большая ось которого расположена в плоскости вращения.
Узкие шкивы делают с одним рядом спиц, а шкивы шириной более 400 мм — В обыкновенно с двумя рядами, отстоящими один от другого на расстоянии вследствие чего весьма сильно повышается прочность и жесткость шкива.
1 Те же нормальные числа с добавлением числа 1800 приняты и в ОСТ 1656. Соотношение между числами оборотов' трансмиссии, диаметрами ременных шкивов и окружными скоростями см. OCT 1656. Прим, перев.
662
Число спиц i0 в одном ряду обычно берут таким же, как и в случае зубчатых колес:
. 1 ’
<0= 7"1/ & MMi (678)
причем,, однако, следует иметь в виду, что выгоднее обод делать легче и усиливать его жесткость, увеличивая числа спиц и располагая их чаще. Шкивы, разнимаемые на две части, должны, конечно, иметь четное число спиц.
Напряжения, получающиеся при отливке, можно уменьшить, разрезая втулку (фиг. 2073) или делая шкив разъемным. Уменьшать их путем искривления спиц (фиг. 2070) не рекомендуется, ввиду того, что спицы от действия собственных
центробежных сил, развивающихся в ободе, будут нагружены сильнее, так как будут работать на изгиб. Поэтому в новых шкивах в большинстве случаев встречаются лишь прямые спицы, которые в соединении с утолщениями на ободе содействуют более равномерному охлаждению всего шкива, а кроме того, увеличивают и жесткость обода.
Особого внимания и заботы требуют детали соединения разъемных
Фиг. 2071. Шкив с разъемом между двойными спицами.
Фиг. 2070. Неразъемный шкив с изогнутыми спицами.
шкивов. Целесообразнее всего совмещать плоскости разъема с средней плоскостью спиц (фиг. 2071), чтобы по возможности устранить дополнительные напряжения. Соединение обода по фиг. 2081 (справа) весьма невыгодно, так как центробежная сила раскрывает место стыка ива создает высокие напряжения на изгиб. Бах показал, например, что у колеса диаметром 6 м во время работы происходит раскрывание места стыка на 5—о мм, которое можно было устранить лишь устройства стяжки между местом стыка и лтулкой.
У шкивов диаметром до 6 м разъем получается путем разбивания; причем сперва разбивают втулку, так как иначе спицы легко ломаются. Поверхности разъема остаются необработанными. Если отдельные части шкива сходятся неплотно, то многие фирмы для избежания напряжений, получающихся при затягивании болтов во время сборки, заполняют образующиеся щели цинком или твердыми свинцовыми сплавами. Лишь при крупных размерах шкива части его отливают каждую отдельно, затем обрабатывают их и тщательно пригоняют одну к другой в местах стыка. Обточка шкива снаружи и расточка отверстия во втулке производятся в последнюю очередь, чтобы при закреплении на валу не получилось новых напряжений.
663
Для соединения втулок шкивов с валами в большинстве случаев служит одна или несколько шпонок. Для шкивов, передающих при применении одинарных ремней самое меньшее */з наибольшего крутящего момента, допускаемого валом.
Стрела
Фиг. 2072. Маховое колесо (одновременно и шкив) для паровой машины в 1000 л. с. (Фрезер и Чельмерс, Чикаго), л = 60 об/мин. М 1 : 50.
DIN ПО рекомендует способы скрепления по фиг. 308. Но эти способы скрепления непригодны для шкивов с двойными ремнями. Фрикционные шпонки, допускаемые
wj.
Фиг, 2073. Контршкив для машины по фиг. 2072. М. 1:50.
при незначительных усилиях, облегчают перестановку шкивов, их следует применять также и для холодно-тянутых валов, которые коробятся при фрезеровании дорожек для шпонок. Во втулке дорожку рациональнее всего делать под местом присоединения спицы (фиг. 2070). Предлагались и другие способы скрепления, например, при помощи втулки с прорезом или конических вставных втулок, но вследствие высокой стоимости они не могли вытеснить простых шпонок.
Примеры конструктивного выполнения. Американскую конструкцию махового колеса, слу-
664
жащего и ременным шкивом, для паровой машины в 1000 л. с., экспонированного фирмой Фрезер и Чальмерс в Чикаго, на Всемирной выставке в 1893г., показывает фиг. 2072 [XXVI, 17]. Десять массивных спиц эллиптического сечения зажимаются у втулки между двумя цельными дисками, наружные же концы спиц снабжаются фланцами и соединяются болтами с ободом, состоящим из 10 частей. Места стыков отдельных частей обода расположены над серединами спиц.
Фиг. 2074—2075. Деревянный шкив .
Фиг. 2076—2077. Шкивы из листовой стали.
приводит к значительным дополнительным
С
C-D-t-F
Фиг. 2078. Штампованный шкив с приклепаными спицами.
А-д
Конструкция эта почти полностью избавляет от внутренних напряжений, получающихся во время отливки (усадочные напряжения); вследствие этого она делает расчет более надежным, но зато напряжениям в ободе (пример 6) и требует сложной и весьма тщательной обработки. Малый шкив для этой же передачи, который сделан легким и красивым (фиг. 2073), отливается цельным. Его втулка для уменьшения внутренних напряжений, возникающих при отливке, сделана разрезной. На валу этот шкив держится при помощи двух массивных стяжных колец1. Размеры ремня для этой передачи приведены в табл. 158 на стр. 658 под № 10.
Формовка больших шкивов при помощи шаблонов производится совершенно так же,какие случае канатных шкивов (стр.716).
Деревянные шкивы, особенно пригодные при небольших диаметрах благодаря значительному трению, склеиваются из нескольких смещенных один относительно другого слоев и тщательно обтачиваются (фиг. 2074 и 2075). Главное их преимущество заключается в малом весе. Но от большой сырости или жары они коробятся и в этом случае часто сильно бьют.
Железные шкивы могут быть сделаны также небольшого веса (фиг. 2076 и 2077 показывают две простых конструкции их). Шкив состоит из чугунной втулки, к которой приклепывается выштампованный из одного листа цельный диск или же два
1 И шпонки, видимой на рисунке. Прим. рей.
605
слегка конических диска, имеющих иа окружности цилиндрический обод, разнимающийся по средней плоскости. Их края для увеличения жесткости закатаны. Встречаются также шкивы со спицами, штампованными из листового железа (фиг. 2078), или же со спицами из круглого железа, залитыми во втулки, по типу фиг. 2062 и расклепываемыми в ободе.
Большой шкив, примененный Каммерером на станке (фиг. 2041) при скоростях до 60 м/сек, изображен на фиг. 2079. Он состоит из двух железных стенок, усиленных угловым железом, к которым при посредстве колец из углового железа приклепывается обод, согнутый из листового железа. Болты, стягивающие обе половины шкива, должны выдерживать действие центробежной силы, превосходящей 120 т. Шкив соединяется с валом при помощи специальной втулки, отлитой и । стали, которая была применена также и при опытах с канатными шкивами (фиг. 2153).
3. РАСЧЕТ ШКИВОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ПРИМЕРЫ
Все расчеты проведены в одинаковых единицах (кг, см, сек); следовательно, скорость измеряется в см/сек, вес единицы объема 7 в кг/см3 и ускорение силы тяжести g в см/сек3.
На величину напряжения оказывают влияние следующие факторы:
Фиг. 2079. Шкив для окружной скорости до 60 м/сек к машине на фиг. 2041 (по Каммереру). М. 1 : 30.
а) центробежные силы,
б) передаваемые окружные усилия,
в) давление на валы,
г) удельное давление ремня на шкив >,
д) собственный вес, а также силы инерции (при замедлении и ускорении движения) масс шкива при пуске в ход и остановке, которые, однако, в сравнении с факторами, указанными в пп. „а** — „г“, в большинстве случаев имеют настолько малое влияние, что ими можно пренебречь.
Вообще нужно заметить, что полезно рассчитывать малые и средние шкивы на одинаковую наибольшую скорость, так как освободившийся шкив, поставленный в другом месте, может вращаться с большей скоростью. Для обыкновенных чугунных шкивов, если исходить как из обычных скоро
стей ремней и канатов, так и из прочности материала, за наибольшую скорость надо считать 25 — 30 м/сек. Большие шкивы с целью уменьшения веса и стоимости кон-
струируются часто специально для определенной передачи. При применении их для других целей нужно
1 Здесь автор делает ошибку (хотя в дальнейшем она и не имеет значения), предлагая принимать в расчет одну н ту же силу два раза. Не надо забывать, что удельное давление ремня на шкив не есть сила самостоятельная, а вызываетси натяжением ремня, т. е. давлением на ось. Между тем Ретшер предлагает рассчитывать н на давление на ось и на удельное давление, т. е. одну н ту же силу вводит два раза, что, конечно, неправильно. Прим. ред.
соблюдать известную осторожность: особенно нужно проверять прочность кон* струкции в случае больших скоростей. Далее, следует еще иметь в виду, что скорость шкива в некоторых случаях, например при разгоне двигателя, может превзойти нормальную.
1. Обычный, приближенный расчет шкивов
Обод шкива в первом приближении нужно рассматривать как кольцо. Во время работы в нем от действия центробежной силы возникают лишь напряжения на растяжение, которые мы можем принять одинаковыми во всех точках поперечного сецрния, если толщина обода, как обычно, в сравнении с диаметром шкива мала. Величина этого напряжения получается таким же путем, как и на стр. 630 при определении напряжений в ремне:
Фиг. 2080. Центробежные напряжения, возникающие при вращении тонкого кольца.
Фиг. 2081. Действие центробежных сил в шкиве.
где V* обозначает скорость обода на окружности, проходящей через центр тяжести сечения, и измеряется в см!сек. В случае тонкого обода vk можно без большой погрешности и повышая лишь надежность расчета заменить окружной скоростью V.
7 25
Тогда для чугуна при Т— iqqq' кг!см* будем иметь:
а, = 7,39 • 10-в •
7,85 , я
а для стали и стального литья при т= iqqq xt/cufa
as = 7,99 • 10-в • т>а
(679а)
(679b)
(см. фиг. 2080, на которой представлена зависимость а, от vk в см/сек).
Предположение, на котором основан предыдущий расчет, конечно, в большинстве случаев весьма далеко от действительности. Действительно, в то время как свободное кольцо при вращении сохраняет форму круга, обод шкива в местах присоединения спиц удерживается ими, а между спицами прогибается по фиг. 2081 слева и работает на сложное сопротивление в значительно большей степени, чем следует по формуле (679). В целях упрощения расчета обычно довольствуются тем, что в формулах (679, а, Ь) допускают , весьма низкие напряжения на растя-
667
s
жение для чугуна, например, самое большое = 67 kz-Jcm^, и соответственно берут наибольшую скорость:
/FTT / 981 -67- 1000
-— = |/ -------------«3000 см сек, или 30 м сек.
7 |/ 7,25 ‘ '
Вообще же стремятся дополнительные напряжения уменьшить путем увеличения числа спиц, избегая при этом скопления материала в отдельных местах, а также ослабления обода, которые также создают дополнительные напряжения на изгиб. Нужно всегда помнить о большой опасности, которая возникает при разрыве шкива на куски.
При больших скоростях рекомендуется применение железных, особенно тщательно спроектированных шкивов (фиг. 2079). Добавочные напряжения исследованы подробнее на стр. 669 и след.
Спицы работают:
а) от действия окружного усилия U—на изгиб,
Р) от действия собственной центробежной силы — на растяжение,
7) от действия центробежных сил, развиваемых ободом,— на растяжение,
3) от действия давления на вал — на сжатие и изгиб.
Фиг. 2082. Нагрузка спиц от окружного усилия U.
К п. а. Обыкновенно спицы ременных шкивов рассчитываются лишь по наибольшему окружному усилию U, передаваемому спицей от обода к втулке. В случае необходимости в U включают также силы инерции масс машин, приводимых в движение ремнем при их пуске в ход или останавливаемых при выключении. В большинстве случаев можно принять, что при больших углах обхвата в противоположность зубчатым колесам в передаче усилия U принимает участие по крайней мере половина общего числа спиц Z/2; следовательно, спицы будут U работать по фиг. 2082 на изгиб под действием силы ^-.приложенной на плече у, так что момент сопротивления одной спицы должен составлять
Мь =_ 2‘U'y-kb i • kb
2-U-y Напряжение от изгиба равно
При употребляемом преимущественно эллиптическом сечении с отношением полуосей at : = 2 : 1 будем иметь
*680)
iz • аЛ • Ьх т. а.8
— 4 ~ 8 ’
откуда большая, равной:
располагаемая в плоскости вращения шкива, полуось получается
3 / 5,09 •(/•у i.k„
делается разъемным по средней плоскости спиц, то момент сопро-W
из половин спицы нужно сделать равным -^- с.и3. При выборе сече-
Л
полуэллипса полуоси должны равняться
(680а)
Если шкив тивления каждой иия спиц в виде
а/ = 1,27а! и =1,27^.
В спицах также обычно берут низкое допускаемое напряжение kb, у чугунных шкивов — от 100 до 150 кг/см?.
Более точный расчет спиц, а также исследование действия сил, указанных в нп. (р — 3), приводится на стр. 675.
.668
На втулку действуют следующие силы: радиальные силы, производимые действием епиц, давление А вала и силы, производимые шпонками и другими деталями скрепления. Учесть их действие в цельных втулках не представляется возможным; подсчет же их необходим для определения напряжения в соединительных деталях разъемных втулок. Детали, служащие для соединения разбивных втулок, в целях большей надежности, а также учитывая то обстоятельство, что половины втулки сильно прижимаются к валу и что имеется возможность случайной поломки обода, рассчитывают на полную центробежную силу Z одной половины шкива. Если вес ее О -составляет , то будем иметь: £
Z = • <о2 . S . —-5?~0,000324 • G • <о2 - 7?s~ 0,000324 £ -
(681)
Воспринятое
Фиг. 2083. центробежных сил в разъемном шкиве.
2 • 7?
Здесь------ представляет расстояние центра тяжести половины обода от оси,
а В=0,7...0,8— поправочный коэфициент, учитывающий влияние втулки и спиц на положение общего центра тяжести. Для шкивов очень компактной формы нужно брать меньший коэфициент, а для шкивов менее сжатой конструк-ции — больший коэфициент. Например, для шкива, изображенного на фиг. 2073, нужно взять Е = 0,755.
У разъемных шкивов соединительные детали подвергаются действию всей центробежной силы Годной половины шкива (фиг. 2083); эти детали следует распределять и размещать таким образом, чтобы не получалось больших плеч и изгибающих моментов при затяжке болтов или во время вращения шкивов. Болты размещают вплотную к валу и возможно ближе к ободу, даже заменяя для этого болты шпильками с двумя гайками; тогда усилия, создаваемые в болтах, воспринимаются поверхностями излома, получающимися при * разбивании обода, или же рабочими поверхностями а в непосредственной близости от болтов. Грубой ошибкой является
соединение по фиг. 2081 справа, как это подробно объяснено ниже на стр. 679. Болты, стоящие у обода (фиг. 2083), рассчитывают по усилию Р — аг • FA, действующему в последнем, а болты, расположенные у втулки, опять-таки берут такого диаметра, чтобы они одни могли воспринять центробежную силу одной половины шкива. Все болты нужно подтягивать тщательно и равномерно и, если они подвержены сотрясениям, снабжать пружинными шайбами.
Фиг. 2084. Изменение формы и обода шкива.
2. Более точный расчет шкивов
Для более точного определения напряжений в шкивах, ввиду статической неопределенности задачи, приходится обратиться к деформациям. Обод во время вращения шкива растягивается, и его диаметр увеличивается. Если бы обод был совершенно свободен, то по фиг. 2084, на которой более толстые линии схематически представляют находящийся в состоянии покоя сектор шкива с централь-360°
ным углом <? = —радиус шкива увеличился бы »о
при вращении на рй см, и шкив принял бы форму,
показанную пунктиром. Здесь i0 — число спиц в одном ряду. Но такой деформации препятствуют спицы, в каждой из которых возникает осевая сила ХА; величина этой силы определяется из того условия, что связь между спицами и ободом не должна нарушаться. Обод под действием сил ХА изогнется волнообразно, как намечено тонкой линией, и в указанном месте сдвинется внутрь на 8Й. Если удлинение спицы под дей-
669
ствием силы ХА составляет ХА см, а спица под действием собственной центробежной силы удлиняется на Хх см, то мы должны иметь:
Рл = Хл + МА (682)
соотношение, которое позволяет определить ХА.
Окружность радиуса проходящая ствием напряжения на растяжение а, = 1
через центр тяжести сечения, под дей-
удлинится на величину ХА=аА • о, • 2л • R„
где обозначает коэфициент удлинения материала обода. Величине X,. соответствует увеличениерадиусаобода:
h=2~ = W^i'
(683)
Величину Хд можно определить графически по фиг. 2085. Если спица, сужи-
вающаяся наружу, на расстоянии R от оси вращения или на расстоянии х от втул-
Фиг. 2085. Определение удлинения спиц >л от собственной центробежной силы.
ки имеет сечение /, то центробежная сила, действующая на элемент dx, будет равна:
/• dx • dZ = — • ш2 . = . юа. fl.
g g
u dZ
На участке х она удлиняет спицу на лА • • х,
где аА обозначает коэфициент удлинения материала спицы, a f — среднее сечение на расстоянии х/2. При этом сужением спицы на длине х мы пренебрегаем и соответствующую часть спицы заменяем спицей постоянной толщины со средним сечением При таких условиях удлинение всей спицы будет составлять
• R • х • dx.
Если величину у • R принять за ординату, и соответствующее расстояние R — за абсциссу, то при обычном получится примерно трапецевидная площадь F" с крайними ординатами R„ и /* _1, где /„ обозначает сечение спицы у втулки, a ft— у обода (конечное
сужении спицы в отношении от 3 : 4 до 4 : 5
сеченге4. Величина -4- • R • х • dx представляет статический момент элементарной
полоски этой площади, а следовательно, интеграл у- • R • х- dx представляет статический момент всей площади относительно края втулки. Таким образом удлинение спицы можно выразить при помощи формулы
x4 = ^-’yma (684)
о
и вычислить его, вычерчивая F" и определяя расстояние $ центра тяжести этой
площади- от втулки.
На фиг. 2085 точная площадь, показанная пунктиром, заменена трапецией, обведенной более толстыми линиями, и по ней известным способом определена величина £.
Величины ХА и 8А находят из треугольников деформаций (фиг. 2086). Если бы вси разность между рА и ХЛ, которая по формуле (682) равна рА— X4=Xz4~8t, должна
«л • у -л —
g
67Q
была бы получаться лишь за счет удлинения спицы, имеющей длину Z, то для этого была бы необходима сила
•г _ (Рл---М
ЧА • I
(685)
Если же разность рЛ—ХЛ (при полной жесткости спицы) должна была бы равняться лишь радиальному смещению обода внутрь, то нужно было бы приложить
для этого усилие
’П ____ (Р;. "Л ) * ‘Л
~ -С’
как это можно вывести из формулы [XXVI, 25, формула (39)] Рейнгардта. Через обозначен момент инерции сечения обода, а через
1 «р , 1 , , 1
постоянный коэфициент, зависящий лишь от центрального угла <р или числа спиц 4 в одном ряду (см. нижеследующую табличку). Между ф, выраженным в радианах, и 4 имеется соотношение ф = 2х/4. Формулу для С мы получим из точной
(686)
Фиг. 2086. Треугольники деформаций для определения Хл.
формулы (733), служащей для расчета маховых колес, если пренебречь величиной
р . DJ
- D.*Lf » чт0 ПРИ мал°й толщине обода обычных шкивов в сравнении с ра-
диусом шкива допустимо. При дальнейшем упрощении, которое делает расчет еще более надежным, вместо Rs можно подставить наружный радиус R. Шкивы, у которых обод толще и которые одновременно колеса, нужно рассчитывать по формуле (733):
формуле (733):
должны
работать
как маховые
Число
СПИЦ В ОДНОМ ряду 4
Центральный угол
4 6 8
ТС л 7С
2 3 4
90 60 45
10 л
5
36
12 л
6
30
16
л 8
22,/а°
Постоянный коэфициент С 0,006079 0,001681
0,0006925 0,0003503 0,0002011 0,0000836
24 Фнг. 2087. Нагрузка обода си-• лой Хк.
Если, как на фиг. 2086, в конечных точках отрезка АВ = рк— Хд по направлению, перпендикулярному к АВ, отложить силы X' и X", то по треугольникам деформации АВС и ABD можно определить удлинение спицы и радиальное смещение ободд для случая произвольных сил. Перпендикуляр EF, опущенный из точки F, представляющей точку пересечения линий AD и ВС, дает искомое усилие Ха. Эта сила удлиняет спицу на Л£ = Ххи смещает соответствующую точку обода в радиальном направлении на ВЕ = Ък внутрь; таким образом
АЕ + ВЕ = \+\ = АВ = ?к-\л, следовательно, вышеприведенное условие выполняется. Сила Ха заставляет работать обод на изгиб, а Спицына растяжение. Возникающие при этом напряжения складываются с напряжениями, создаваемыми центробежной силой. Если мы представим себе, что часть обода, со-
ответствующая центральному углу «, выпрямлена по фиг. 2087, то ее можно приближенно рассматривать как защемленную балку, равномерно нагруженную силой ХА имеющей длину Rk- причем балка на концах, т. е. в местах присоединения
спиц, нагружена моментом
12 <687)
671
а посередине половиной такого же момента
М'
оХ
_ . • К • ?
24
(688)
Здесь и ниже знак момента указывает, в каком направлении момент действует. Положительные моменты кривизну обода увеличивают, а отрицательные уменьшают.
Момент Мьх на внутренней окружности обода создает напряжения на растяжение и повышает, поэтому, центробежные напряжения на величину:
___А'д • R • <р_Ха • /? • <р °4- 12- W ~ 2- В- Sj*
где В обозначает ширину,
sk — толщину обода.
Далее (по фиг. 2088), обод от действия давления ремня на шкив (удельное давление р = работает на изгиб. Часть обода, заключающаяся между
двумя спицами, т. е. соответствующая центральному углу ?, нагружена силой Д • Ф
р • b • ср • R = п~ кг, от которой над спицами возникает момент:
Фиг. 2088. Действие давления ремня.
Ми = +Л:-^4'-2 (689)
а посередине между ними:
М'ЪА= -А'^- (690)
Получающиеся напряжения имеют направление, противоположное направлению напряжений, создаваемых силою ХА; они имеют наибольшую величину, так как часть нагрузки через обод передается спицам половины шкива, не охваченной ремнем. Наконец обод нагружен еще моментом Л40 по формуле (694).
Особенно высокие напряжения возникают, если в ободе имеется стык, расположенный между спицами. На опасность соединения по фиг. 2081 (справа)
было уже обращено внимание на стр. 669. Если при затягивании болта ключом, имеющим плечо х, в ободе возникает: а) добавочный изгибающий момент, то последний ио время вращения, в местах присоединения спиц будет подвержен действию не только б) изгибающего момента, производимого центробежной силой ZA/2 от ско-
пления материала в месте стыка, но также и в) моментом центробежной силы концов самого обода, так как болты будут разгружены частично или полностью. При этом, конечно, момент, указанный под литерой „а“ и вызванный затяжкой болтов, уменьшится и исчезнет совсем, если болты бу/ут разгружены. Момент, указанный под литерой „б“, определяется весом G' фланца вместе с болтами и расстоянием R' его центра тяжести от оси вращения:
• G'> R' R • sin (691)
а момент, указанный под литерой „в“, равен произведению массы части обода' . „ т „ <? °>2 • R • sin 4
АВ • - • - R • на центробежное ускорение--------и на среднее плечо АС^
п • <? *
R • sin -J: „
^A- = -2^.Fr/?3.sin2|.
(692)
672
Выгоднее конструкция стыка по фиг. 2089, в которой возникающие в болтах при их затягивании осевые усилия будут восприниматься поверхностями разлома, или же рабочими поверхностями, причем изгибающих моментов не получается, если только в плоскости разъема перед свинчиванием обеих половин шкива не будет щелей.
Но во время движения даже и в этом случае в ободе возникают дополнитель-
ные напряжения, иногда имеющие значительную величину:
1) если болты не воспринимают полную нагрузку Р = ?к'°<’
2) так как болты отстоят от обода на плечо х (фиг. 2089),
3) от действия инерции масс фланцев и болтов,
4) если соединение недостаточно прочно по отношению к действию изгибающих моментов в месте стыка.
1. Болты должны подтягиваться и затягиваться настолько сильно, чтобы в них, при полной скорости, по меньшей мере получалось усилие p = FK‘ <зе.- Если предварительная затяжка недостаточна или же болты имеют
Фиг. 2089. Стык обода рациональной конструкции.
слишком малый диаметр, то болты передают лишь часть центробежных сил; остальная часть их производит изгиб; соответствующий момент Мьк' определяется по формуле (692). Этот момент достигает полной указанной вели-
чины и подвергает шкив при быстром вращении большой опасности, если болты ослабнут, например, вследствие сотрясений или ударов во время работы.
2. Наличие плеча х служит причиной изгиба и возникновения во фланце соответствующих напряжений, действие которых, однако, как и в случае труб, распространяется также и на прилегающие части обода. Это действие тем меньше, чем меньше деформации, чем сильнее и, следовательно, жестче конструкция фланцев. Размер х нужно делать возможно меньше, на-вА,. сколько это допускают конструктивные соображения.
дг 3. Если стык работает на изгиб, то часть обода
между двумя соседними спицами можно рассматривать 2*. ** /'( Ъ/ как балку, защемленную своими концами и имеющую
длину 7? •<? (фиг. 2090), а силу инерции Z'= — ♦ О'• Т?*
* можно рассматривать как сосредоточенную силу. Если
л х стык, как' это в большинстве случаев делается, находится
Фиг. 2090. Действие сил инер- междУ ДВУМЯ сдицами’ ™ в точках А и В возникают отри-ции в местах соединений (сты- нательные изгибающие моменты, а в самом месте стыка — ках). положительный, величина которого будет равна
0)2 7? • О 0)2
Mhn,= — • G' -7?' • -о— =0,125— • G' • R' R • о. (693)
4. К последнему из названных изгибающих моментов в месте стыка добавляется еще момент силы Хл, действующей вдоль спицы; этот момент опреде-
ХА . R • <р
ляется по формуле (688) М'ьх = -\ —-. Сделать место стыка прочным по отношению к действию суммы этих двух изгибающих моментов трудно. Равновесие по фиг. 2089 может быть создано парою сил с моментом
D-d = Mbe,+M'bx.
Но для того чтобы прижать одну к другой поверхности приливов, разбиваемых при изготовлении шкива с силой D кг, и не допустить образования между ними щели, в болтах должна действовать добавочная сила Р' — е & • Болты, следовательно, нагружены много больше, чем это обычно принимают. Сила Р' будет тем
43 ре т ш е р, Детали машин, т. И. 673
меньше, чем оолыпе е: однако большая величина е увеличивает вес фланца и соответствующие центробежные силы (п. 3). Обычно изгибающие моменты воспринимаются болтами лишь частично, остальная же часть их усиливает изгиб концов обода, как это выяснено в п. 1. Попытка исследовать действие моментов отдельно на болты и отдельно на части обода вследствие ненадежности предположений, которые при этом приходится делать, не может рассчитывать на благоприятное разрешение. Целесообразно производить расчет болтов для двух предельных случаев: а) при выгодном предположении, что место стыка может воспринимать изгибающие моменты полностью, Р) при невыгодном, что болты ослаблены (см. примеры 5 и 6).
Чтобы понизить напряжения, место стыка располагают не посередине между
и
спицами, а ближе к одной из них под углом, примерно (фиг. 2200). В этом
Фиг. 2091. К определению изгибающего момента Мо.
месте изгибающий момент, получающийся от действия силы вдоль спиц, согласно расчету, получается равным нулю; кроме того, момент, обусловленный действием силы инерции фланца и соединительных болтов, падает до 0)2
величины 0,0555 — • G' <р, в то время как раньше 0)2
он был равен 0,125 — • G' •/?'•/?• <р. Конечно, при этом изгибающий момент в сечении обода у соседней спицы увеличивается до 0,131— • G' • Т?' • 7? • ®. В случае маховых колес такое расположение стыка применяют уже давно, обстоит ли дело так же и в случае ременных и канатных шкивов, автору неизвестно.
Предыдущие выводы (а также пример 5 на стр. 679) показывают, что даже конструктивно совершенная форма стыка по фиг. 2089 приводит к слишком высоким добавочным напряжениям в болтах и ободе. Шкивы с такими соединениями подвергнутся большой опасности, если болты ослабнут. Все эти обстоятельства настоятельно указывают на то, что стыков обода между спицами нужно избегать. . .
При детальном исследовании таких спиц, место соединения которых с ободом по отношению к изгибу достаточно прочно, в частности, следовательно, спиц в литых шкивах, следует иметь в виду, что моменту Мьи=^^-
по фиг. 2082 противодействует момент, создаваемый ободом, так как спицы в этод случае в зависимости от степени жесткости обода должны считаться более или
иенее защемленными.
Обод шкива, изгибаясь, принимает волнистую форму, а спицы — S-образнуг (фиг. 2091). Момент Мо, действующий в месте присоединения спицы к ободу, находится из условия, что в этом месте угол наклона упругой линии обода к упруго! линии спицы должен сохраняться, как на фиг. 2091 [формула (31)]. При выводе этой формулы для упрощения принято, что изогнутый обод можно заменить пря мым. Если определить деформацию спицы, исходя из момента инерции JA среднегс сечения спицы, т. е. сужением спицы пренебречь, то мы должны иметь:
M^R-^ &
*A(U-y-l
J А \ Z0
- . 2-
откуда при «А. = <*д и *о —— получается:
=_____у - U-y-l - _____
0 2-1т.(/?.9./Л + /.
671
К п. 0 (стр. 668). Наибольшйе'напряжения от действия собственной центробежной силы спицы получатся в месте присоединения спицы к ободу. При обозначениях, указанных на фиг. 2092, центробежная сила элемента с объемом f-dR, находящегося на расстоянии R, выражается черезf • dR • — • ш'2. Rt а центробежная сила
• S
всей спицы через— • ш2 Г f-R-dR. Если произведения f • R отложить на соответ-S V
Кп
ствующих расстояниях R, то интеграл выразится площадью получающейся фигуры; для этой площади по формуле Симпсона получается следующее выражение:
l( lx । \
g-( .Уп + 4ует + .ЕЛ
где уп и уе представляют крайние ординаты, а ут— ординату посередине фигуры.
Вводя в формулу действительные значения
ординат, получим:
у . о)2 . / г / 1\
-/?п+4/и, . Rt
и приД^^Ц^А
’ 2 + Р<) +Л(Я. + 2/?,)]. (695)
К п. у. Сила X А создает в спицах напряжения на растяжение, имеющие вели-X X
чину <зг — _Лъ сечении у втулки н аг= А в месте присоединения спицы к ободу, J п Jв
если шкив имеет лишь один ряд спиц.
Давление' вала, указанное в п. 8 (стр. 668), главным образом передается на спицы, расположенные в пределах дуги охвата ремнем шкива. Если рассматривать часть обода (фиг. 2088), соответствующую углу <р, отдельно, т. е. пренебречь тем, что обод передает часть нагрузки также и иа рядом расположенные спицы и даже на спицы половины шкива, не охваченной ремнем, то давление, передающееся на спицы, находящиеся в данный момент в пределах дуги обхвата, будет составлять
РА = А • siny>
(696)
так как удельное давление р ремня на шкив при равномерном распределении по поверхности шкива, при обхвате половины окружности и при ширине ремня b определяется по формуле
При этом на одну спицу приходится нагрузка
РА = & • 2 • sin-?- • b • р = А • sin-^-.
Практически действию этой нагрузки спицы подвергаются лишь в тот момент, когда они проходят через плоскость, проведенную через оси шкивов. Сила РА заставляет работать спицы на сжатие и на продольный изгиб. (Задача о распределении давления оси на все спицы шкива, представляющего статически неопределимую систему со многими лишними элементами, решить трудно, и, вследствие ненадежности делаемых при этом предположений, сомнительно, чтобы мы могли
43*
675
получить удовлетворительные результаты [XXVI, 26, стр. 120]. Дополнительные напряжения на изгиб, действию которого подвергаются спицы, находящиеся вне плоскости, проходящей через оси валов, должны быть незначительными.
Если, наконец, шкив служит одновременно и маховым колесом, то к напряжениям, вычисленным выше, добавляются еще напряжения, получающиеся вследствие периодического накопления энергии и его чередования с отдачей (гл. 28).
Пример 4. Проверочный расчет прочности чугунного шкива (фиг. 2073) при /га = 200 об/мин. Передаваемая мощность Л/=1000 л. с. Отдельные второстепенные расчеты нами опущены. Так как в примерах 4, 5 н 6 речь идет не о маесдвом, а об единичном выполнении шкивов для специальных целей, то проверочный расчет производится только для рабочей скорости, которая, впрочем, близка к допускаемой для чугунных шкивов. В рассматриваемых случаях не исключается возможность разгона паровой машины.
а) Приближенный расчет. Окружная скорость
it • /X, • п2 ъ • 256,5 • 200 оспп ,
•v ------—- ------—— = 2690 см сек.-
60 к, 60
Угловая скорость
- • «2 т. • 2Q0 on пл 1 I “’-зо^-зо-”20'94 1^-
В ободе, рассчитываемом лишь по формуле (679а) как кольцо, вращающееся со скоростью v, получаются напряжения на растяжение:
ас = 7,39 • 10~6 т/2 = 7,39 • КГ° • 2690* = 53,6 кг/см'.
В сечениях спиц, расположенных у втулки, от действия окружного усилия
75W= 75_1000 v 26,9
Ттриложеннрго на плече у = 95 см, получаются по формуле (680) напряжения:
2[/-y 8U-y 8 • 2790 • 96
i-V/ i-vcF-b 16к • 8,9а -4,-1 122 кг!см*-
Для определения полезного напряжения в двух стяжных кольцах, надетых на разбивную втулку, был подсчитан вес всего шкива, который оказался равным G = 6230 кг. Если подставим его в формулу (681), то напряжения на растяжение в кольце не превысят величины:
7 67 • 6936). 96Q02
Пг = = С.С00324 ‘ = 0,000324 - 0,755 - = 298 KZfcM2.
б) Болееточный проверочный расчет. Опоеделение силы ХА. Расширение обода по радиальному направлению:
„ 53,6-126,4 лпПС-70 .
’‘•*•=-^66060-“°-00678 см-
Способ определения удлинения спицы Хл от действия собственной центробежной
Ж олоп О г, по 2-Л-Т?, 2 *' 6,65 -3,5- 124,5
силы показан на фиг. 2085. Величины /?„=28 см и - z - =-,g cg о , Q » тг =
Л +/» 77 • (6>65 • 3>5 + 8-д ’ 4«4)
= 92,8 см дают крайние ординаты площади F*. Величина последней при масштабе по оси абсцисс 1 : 25, по оси ординат 1 : 50; следовательно, при масштабе для площадей 1:1250 будет F" = 1250 • 4,65 = 5830 см2. Расстояние центра тяжести В =56,9 см.
>.. 7^.. F".i= 10007’02°0.29^1000 • 5830 • 56,9 = 0,001075 ем,
Рл — Хл = 0,00678 — 0,001075 = 0,005705 см.
676
Для построения треугольников деформаций (фиг. 2092а) служат величины:
(р,. — X.) • fm 0,005705 • 96 • 1 000 000
X' = —------------------------------------= 5680 кг
аА ’ 1
96,5
ii
(Рл — М • Л 0,005705 • 172,5 • 3,8® • 1 000 000
“ -аА. С ~ 126,49 - 0,0006925.12 °
При этих значениях мы получаем ХА = 2050 кг для одной пары спиц.
Момент инерции сечения обода: 7~^1^=789 с,,,
Момент сопротивления: 9 ./ 9.7Я9
1Г, = —= —5-^—= 415 ли».
3,6
Момент инерции среднего 'сечения спицы j - атз .Ьп = * . 7,78» • 3,95 = 1460 см\
Напряжения на изгиб в ободе в месте присоединения к нему спицы, рызы-ваемые силою ХА и моментом
2790.96-96,5.789 лпЛ
Л10 — -х—75--< _i27—И ------------------------------== 11 400 кг см,
8(128 3 е к . 1460 + дб,5.789)
составляют
ПОЯ4Ч у р 0,0833 • 2050 • 128,3 • * + И 400
0,0833 • ХА г\ • ч> —/Ио 4
"----------w,---------=-------------ТГ---------------“ * 69 кг1сЛ
Верхний знак здесь н всюду дальше характеризует направление напряжения на наружной, а нижний — на внутренней поверхности обода.
Напряжение о6 повышает напряжение, создаваемое центробежной силой па внутренней поверхности обода, на 129%, т. е. с 53,6 кг/см2 до 122,6 кг/.см2.
Давление ремня на шкив по формуле (690) при Д = 3£/ создает напряжение _Д./?.<Ра_ 3-2790-128,3-ка 9
~ 48 Wk 48 • 415 • 16 ~ -+-33,2 кг/см
в сечении посередине между спицами и в два раза большее 66,5 кг/см? — в сечении над спицами.
Напряжения в спицах при /„ = ir • 8,9 • 4,4= 123 и f„ — т. • 6,65 • 3,5 = 73,1 составляются из следующих отдельных напряжений.
а) Окружное усилие U создает во втулке, как найдено выше, напряжение °ьи = = 122 кг/см2.
Р) Собственная центробежная сила по формуле (695)
[Л(2*"+^^ ’ [’23(2.28-1-124,5) +
J- 73,1 (28 + 2 • 124,5)] = 2210 кг
создает напряжение
°.-z =
ZA 2210 /;= 123
= 18 кг/см*.
S77
у) Продольная сила в паре спиц создает напряжение на растяжение
X. 2050
°гХ 2Д = 2-123 “ 8,3 кг1см*-
Наибольшее напряжение на растяжение в рассматриваемом сечении получается равным
о = —]— —]— = 122 —|—18 —(— 8,3 “= 148,3 кг/сл2,
© ''
8) Нагрузка от давления вала А • sin = = 3 • 2790 • sin 22®,5 = 3200 Kjt создает
’ Sln"2 3200
напряжения на сжитие, величина которых равна ad = —-—7— = -——- = 13 кг/см*.
2» * J ft Z * 1
Напряжения в спице, производимые продольным изгибом, также незначительны.
_ . b 3,95 , no f.
В среднем сечении радиус инерции составляет г = -у =—«-= 1,98 см\ поэтому бу-
I 96 5
дем иметь коэфициент устойчивости y = p^g = 48,7. Следовательно, расчет должен производиться по формуле Тетмайера. Напряжения, получающиеся от продольного изгиба, по формуле (20) составляют
= К \-с,
I //\21
- + са 4 = 7760 [1 — 0,01546 • 48^+0,00007 • 48,72] = 3200 кг/см2.
I \ £ / I
Запас прочности в смысле гарантии против продольного изгиба
/С
3200
13
246»
Напряжения в сечении спицы у обода.
Напряжение на растяжение, создаваемое силой ХА, _ ХА _ 2050 _ °гЛ. = ~ 2-73,1 = 14
напряжение, создаваемое изгибающим моментом Л10 _ 4Л4О __ 4-11400
— 2 - и • а,2 • Ь, ~ 2 -я - 6,652 • 3,5
KZjCM2,
по (694),
а„ + <Jt = 14 + 47 = 61 кг!см2.
Напряжение на сжатие, создаваемое давлением вала
Л'я"’5 3200 „ а
= 27тзТ = 21>9 -
Полезная нагрузка в стяжных кольцах. По фиг. 2093 она получается в результате сложения действия сил ХА, собственных центробежных сил ZA спиц центробежной силы ZN половины втулки и собственных центробежных напряжений получающихся в кольцах при вращении шкива. Действие сил Ха"
2 ХА (cos 22°,5 + cos 67°,5) = 2 - 2050 (0,924 + 0,383) = 5360 кг.
Действие сил ZA:
2 ZA (cos 22°,5 + cos 67е,5) = 2-2210 (0,924 + 0,383) = 5780 , Центробежная сила половины втулки ZN.............. . =4200 „
Итого . . i 15340 кг
678
Полезное напряжение в кольцах:
15340
стыка между двумя
Фиг. 2093, Усилия в стяжном кольце шкива по фиг. 2073.
‘’ = ГТбТ^5=53-2 KZictfl-
Собственное центробежное напряжение:
7,85-бП9 _ , _ g 1000-981 ~3 Кг,СМ *
Сумма всех напряжений:
ое -|- <jf = 5 3,2 4- 3 = 56,2 кг/см? 4
Пример 5. Определить напряжения в шкиве (фиг. 2073) в том случае, если бы он был выполнен разъемным на две части с расположением парами спиц.
При расчете стыка обода сила, действующая в последнем, будет иметь величину
Ff.. Ог = 700 • 53,6 = 37 520 кг\
на каждый из 16 болтов, равномерно распределенных по плоскости разъема, приходится по
л 37 520 с Р = —г?— = 2345 кг.
1о
По табл. 71 (гл. 5, разд. V, В) при с = 0,045 для этого достаточны болты I1//', напряжение в которых будет составлять а, = 407 кг]см?. Расстояние между ними равно ^=108лж. Фланец при допускаемом напряжении £6 = 250 кг) см? (фиг. 2094) должен иметь толщину:
6 • Р х
радиусу, мы напряжение
ю
b • 2345 -4 .
« — I/ —7—.i-----I/ Тп"о~оёо• = 4»57 СМ'
У t > kb У 10,8 • 250
Берем 45 мм, Делая закругление по большому уменьшаем.
В этом шкиве мы подсчитаем добавочные напряжения, о которых говорилось подробно на стр. 672. Случай 1, когда на болты передается только часть силы P = Fk' ав, был рассчитан при самом невыгодном предположении, что все болты ослабли. Вес О' обоих фланцев вместе с болтами составляет^: 100 кг, расстояние центра тяжести от оси вращения R'= 120,5 см. Поэтому изгибающий момент от
Фаг. 2094. Соединение половин обода шкива, расположенных между
спицами (см. фиг. 2073). (Способ недопустимый.)
Z, действия центробежной, силы-g-, производимой скоплением материала в местах присоединения спиц к ободу, по формуле (691) будет равен:
<1)2 ф 20 942
= — »—• G sin -^ =----р-ЪяГ- -100- 120,5 • 128,3 • sin 22,°5 =
= — 132 200 кгем, ' а изгибающий момент, производимый центробежной силой концов обода (692), составит:
2 т • ш9 ср 2 • 7.25 • 20 949
«~g~ • F, • • sln«£ = — 0ЙТ981— •700'128'3’' si“ W'’ =
— 364 700 кгем.
679
Оба действуют в одинаковом направлении и создают напряжения
МьУ'4-Мьк 132 200 + 364 700
= -------415------да120° Кг/СМ^
Величина этого напряжения характеризует, насколько опасно для шкива ослабление болтов, стягивающих обе половины шкива.
Указанное в случае 2 действие в болтах силы Р, приложенной на плече х, без более детальных, довольно произвольных й ненадежных предположений о деформациях фланца исследовать нельзя.
3. Изгибающий момент в месте присоединения спиц к ободу от действия центробежной силы Za, развивающейся во фланце и болтах, по формуле (693) будет:
ша 90 042 тг
Mt0,= — 0,125 — • G’ • R' > R • ? = — 0,125 - 100 • 120,5 • 128,3 • т = - 67 900 кгсм.
g Уо1 4
Соответствующие напряжения будут иметь величину
MbG- 67 900
°дС'= Ж"= “415“ = 164
Напряжения на растяжение получаются на внутренней поверхности обода. Суммируя их с напряжениями на изгиб, производимый силой Ха и моментом Мо, аь = :р69 кг/см2, и с центробежным напряжением ог = 4-53,6 кг/см2, получаем иижний предел для напряжения в ободе в месте присоединения к нему спиц a = 4-286,6 кг/см?, т. е. в 5,35 раз больше центробежного напряжения о, в ободе, рассматриваемом как свободно вращающееся кольцо.
4. При жесткой конструкции места стыка мы будем моментов
Мъ0- + М'ъх ='4- 132 200 4- 8 600 = 4-140 800
При уравновешивании ее моментом D-d по фиг. 2089 иметь D=14 380 кг, и добавочная нагрузка на болты будет
D-d 14380-9,8 ,_nnn с о
На один болт приходится нагрузка 2940 кг, которая до 917 кг! см2.
Как указано на стр. 674, изгибающие моменты отчасти
иметь дело с суммой
кгсм.
при d = 9,8 см будем составлять:
доводит напряжение
воспринимаются болтами за счет повышения в них напряжений, а отчасти они увеличивают напряжения в ободе. Поэтому верхний предел для напряжений в ободе мы найдем, если примем, что AfjG'H-Afjx' воспринимается лишь одпим ободом. В этом случае напряжения в ободе в месте присоединения спицы увеличиваются на
AftG'+/Wtxz
140800
= —ггс— = ч-2 340 кг,!см2
415
е. оно будет в 8,С 5 раз больше чем
?° сечении, отстоящем от спицы на угол
до 69 -|- 53,6 4- 340 — 462,6 кг!см2, т.
Расположение места стыка в
уменьшает действующий в нем изгибающий момент до величины:
Г-0,0555 — • О'-/?'-/?? = —0,0555 100 • 120,5 • 128,3 • ^- = — 30320 кгсм.
б Уо1 4
D — до 3093 мм, Р' — до 10110 кг и напряжение в болтах — до 5J6 кг!см?.
В месте присоединения спицы наибольшее напряжение повышается на величину 0,131 ~ • О’ -R' ./?.<(>. А- = 0,131..100.120,5 • 128,Зу • = 172 кг/см*
680
и составит
69-|-53,6 -[-172 = -|-29 4,6 кг) см?.
Весьма значительные напряжения получаются в более длинном конце обода в том случае, если болты, соединяющие обе половины шкива, ослабнут, так как, с одной стороны, сила инерции сосредоточенных масс будет действовать на большем плече, а с другой — собственная центробежная сила, развивающаяся в конце обода, значительно увеличится.
Пример ясно показывает, в какой степени увеличиваются напряжения в шкиве, если обод будет разрезан в промежутке между двумя спицами.
При столь большой скорости шкива, какую мы имеем в данном случае, плоскость разъема его должна безусловно совпадать со средней плоскостью спиц, и места соединения спицы в этой плоскости должны быть усилены, так как спицы должны воспринимать также и центробежные силы, развивающиеся во фланцах и болтах. Фиг. 2095 показывает такое соединение, в котором рядом со спицами поставлены по два болта усиленного диаметра, чтобы уменьшить в ободе добавочные на-
пряжения на изгиб. Диаметр остальных болтов может быть взят меньше и потому их можно поставить на меньшем расстоянии от внутренней поверхности обода.
Пример 6. Проверочный расчет разъемного шкива (фиг. 2072), вращающегося со скоростью = 60 об/мин.
Фиг. 2095. Соединение половин обода шкива по фиг. 2073.
Дополнительные напряжения в спицах, получающиеся из-за того, что шкив одновременно представляет и маховое колесо, можно во внимание не принимать.
Площадь сечения обода /\ = 830 сл<2. Момент инерции Jk = 18800 см*. Расстояние поверхности шкива от линии, проходящей через центр тяжести сечения, ех = см, то же, внутреннего края ребра жесткости ег = 18,3 см. Площадь сечения спицы у втулки (пренебрегая увеличением ее от наличия закруглений по большому радиусу /„ = я • ал • Ьп = л • 16,5 • 8,25 = 428 см?, у обода fe = 270 см?.
Собственная центробежная сила, развивающаяся в спице, составляет 6020 кг.
Напряжения в шкиве рассчитаны для двух крайних случаев. В п. „А“ определены усилия Ха в спицах по способу, изложенному на стр. 670, в предположении, что стыки затянуты болтами с достаточной силой, так что обод можно считать за неразрезную жесткую балку. В действительности обод в местах стыка обладает более или менее значительной упругостью, вследствие чего нагрузка спиц увеличивается, как это легко усматривается, если представить себе, что болты, расположенные в касательном направлении, вынуты или же что они ослабли. Тогда центробежная сила, развивающаяся в частях обода, будет восприниматься спицами полностью. Таким образом получается другой крайний случай, рассматриваемый в п. ,Б". Между этими напряжениями для этих двух крайних случаев и заключается действительное напряжение в шкиве.
А. 1-й крайний случай. Обод, рассматриваемый как цельный. Окружная скорость: я • Dj • Я] я 853,4 • 60 Oi.Qn
-;/ =--~L =--------------= 2680 см сек.
60 60
Напряжение на растяжение в ободе по формуле (679а) будет: ае = 7,39 • 10~6 • = 7,39 . ю~6.26802 = 53,1 кг,1см?.
Увеличение радиуса обода измеряется величиной рЛ = 0,02256 см, а удлинение спицы от действия собственной центробежной силы составляет =0,00318 см, Л'= 20 960, Л" =13870 кг, откуда Ха = 8150 кг.
Для определения напряжений в отдельных частях обода можно представить себе, что центробежная сила Z, развиваемая в одной части шкива (фиг. 2096а), равная
„ sin
т
_ 2830-7,25-2680*-18°
981-1000 — '-г
разложена на две части Z^Z^ таким образом, чтобы сила Z, ХА уравновешивалась силами -у-, действующими вдоль спиц, а сила Z2 уравновешивалась нормальными напряжениями, действующими в ободе и складывающимися каждая в одну равнодействующую В. По фиг. 2096b, получаем
2 А”. о о
• cos= ХА • cos-j-,
и таким -образом
Z2 — Z— Zt = Z — Хл • cos
а из фиг. 2096, с следует, что
2В • sin-^- = Z->
или
Z — Z, _F т.у* ХА ? __830-7,25.2680* ' о . <? * ‘ g 2 ’ Clg 2 1000-981
2 sin 2*
18° = 31 520 кг. Zt
От действия силы В обод и болты его работают на растяжение в предположении, что соединительные фланцы обладают жесткостью, и таким образом деформациями, испытываемыми ими под действием напряжений, получающихся при изгибе, можно пренебречь. л
Напряжения, вызываемые силой В, будут равны:
В 31520 „ , ,
°^==Л=^зо_=38 кг1см> в ободе, л В 31520 опп , „
а в болтах ае=—^~=а—то-х= = 209 кг!см\
Z - О • 10,0/ ---
Силы Л'д, действующие в спицах, создают в ободе определенные на стр. 672 изгибающие моменты и напряжения:
в сечениях вблизи спиц (687):
XA-R-?-e, 8150 • 427 • т-3,9 __ о , ,
-------10< -— = g • ю qaa = — 37»8 kzIcjo1 у поверхности шкива, 1 J.----------------1Z * О * lo QVU
= хл
,XA-R-<?-e2 , 8150-427-it-18,3 . .
4---ттог----= 4—to с iя ялл = 4“177 кг]см2 у внутреннего края ребра
^•□•ioouu жесткости,
а между спицами (638):
Л Л *’• = +18,9 кг/см* у поверхности шкива,
• ₽ • у ♦/» — 80,7 кг[СМ2 у внутреннего края ребра жесткости.
24Ja
Напряжения в болтах диаметром I1/»* от действия силы ХА и центробежной силы фланца обода Z' = 6600 кг будут составлять
Х.л-Z' 8150 + 6600 ..п , ,
4-8,39 = 440 кг>СМ"'
Б. 2-й крайний случай. Болты обода ослабли, спицы должны воспринимать центробежную силу Z, развивающуюся в части обода, полностью.
Прн таких условиях отдельные части обода нужно рассматривать как балки опертые своими концами и нагруженные равномерно распределенной центробежной силой Z, причем наибольшие напряжения получаются в промежутке между спицами, а именно, они равны
Z •
’ 4Х —
27230 • 427 -л- 3,9 , 1ОО . _
----gj-------1--8.5. is800—= - °9 кг!см* у поверхности шкива,
Z-/?-?-g2 27 230-27-тг-18,3 QOn , „
----s-Р-—- =----о g Гкяпл—=—889 кг/см? у внутреннего края “4--------------o-o-loouu ребра жесткости.
Напряжение к концам уменьшается до нуля.
Сводку напряжений в отдельных частях шкива для обоих рассмотренных крайних случаев дает нижеследующая таблица. В ней учтено также действие момента Л40
Напряжения в шкиве (фиг. 2072) в кг/см2
№ ро порядку | Сила - Случай А, цельный обод Случай Б, обод разрезай на отдельные части
Обод Спицы Обод Спицы
Сеченое над спицами Сеченне посередине между спнцамн Сечение у втулки Сечение у обода Сечение нал спицами Сеченне посередине между спицами Сечение втулки t Сечение Ык>да
1 2 в X А (случав А) +38 -37,8 4-177' +38 +18,9 —88,7 +19,1 +29,8 — —
3 4 5 Z (случай Б) А1о • • ' • Удельное давление ремня иа шкив, соответствующее давле* ±48,4 7 87,5 4-32 -16 ±29 ±58,4 — +180 —889 —18,3 +63,6 +101
нню на вал —150,4 +75,2 -6 •—9,5 — +85,8 -8 -9,5
6 7 8 и . . Центр о( щая Наибольшее >ежная сила, действу ю-спицах ........ на стороне, охваченной ремнем 14-2(44)4-5 4-32,2/ 4-80,6 \ 4-64,6 (4-152,1у +1+2+5 4-40,9 -24,5 ±105,7 +14,1 2(43)4-5+6+7 -4-182,9(4-161,9) 2(-Н)+5 +20,3(+78,7) — 34-5 -4-170,7 —803,2 ±1С5,7 +14,1 34-54-6+7 +177,4 3+5 +91,5
напряжение на стороне, не охваченной ремнем . • 1+2(+3) 4-0,2 / 4-48,6 \ 4-215(4- 362,5 ) 1+2 4-56,9 -50,7 2(+4)+7 4-33,2(+62,2) 2(-Н) +29,8(+88,2) — 3 +189 -889 3+7 +77,7 3 +101
683
удельного давления ремня на шкив, окружного усилия U, собственной центробежной силы, развивающейся в спицах, и давления вала, определение которых не представляет никаких затруднений и особенностей. В последних строчках таблицы указаны наибольшие напряжения, действующие в отдельных частях шкива. Вопрос, может ли получиться значительный момент Л40 при малой длине плеча, на которое действуют болты спиц, нами не иссл’едован. Поэтому наибольшие напряжения даны в таблице удвоенными, причем всюду даны по две цифры, из которых одна относится к случаю исключения напряжений, обусловленных моментов Л40, а другая, в скобках, к случаю, когда и эти напряжения учитываются.
Числа, стоящие над .чертой, относятся к наружной поверхности обода, а стоящие под чертой относятся к внутренней кромке ребр, расположенных в .средней плоскости.
При правильной сборке действительные напряжения будут близки к вычисленным для случая Ал Наибольшее, напряжение на растяжение в ободе 215 кг! см? которое от действия момента Л40 может повыситься даже до 302,5 кг/см?, все же значительно выше напряжения в шкиве, рассчитанном в примере 4 (122,6 кг/см2), и вращающемся с той же скоростью. Оно допустимо лишь потому, t что при простой форме отдельных частей напряжения, возникающие в отливке во время ее остывания, можно, ввиду их незначительности, : . из рассмотрения исключить. Далее нужно требовать, чтобы при сборке
не получились добавочные напряжения, для чего необходимы: весьма I точная и тщательная обработка, хорошая пригонка всех плоскостей разъема друг к другу и отсутствие между ними щелей.
Напряжения, вызываемые силой В в болтах, скрепляющих отдель-” ные части обода между собой, составляют
Фиг. 2097.
В 31520 „
’•=77^ =8718,87 = 209 кг^'
В четырех болтах, скрепляющих спицы с ободом и имеющих диаметр П/з*, под действием центробежной силы, развивающейся в месте соединения соседних частей обода, получаются напряжения
4-Л
8150-1-6600 ... , .
4^39—= 440 Кг‘СМ ’
При соединении спиц со втулкой болтами последние должны быть тщательно пригнаны и должны воспринимать центробежную силу, развивающуюся в спицах, а также передавать момент, образуемый окружным усилием, втулке. На каждую спицу приходится нагрузка если принять, что работает лишь половина всех спиц. Эта сила относительно общего центра тяжести трех сечений болтов 5 (фиг. 2097) действует на плече а и вызывает в болтах перерезывающие силы Q, и Q2. Для этих сил имеем условие равновесия
—• а = Q, • b 2 • Q2 *
Принимая, что все болты давят на опорные поверхности с одинаковой силой и что все спицы обладают весьма значительным запасом прочности в отношении сопротивления действующим силам, силы Q, и Q2 можно выразить через отношение плеч, на которых они приложены, и таким образом получаем:
Qi _ 6 п _ U а-b о — U а:с
Qa~ с И Т ’ ^2-|-2с2; 5 ' Z>2-]-2c2'
Болты, расположенные ближе к 5, менее нагружены; поэтому достаточно
определить усилие
„ 2790
'Q. = —
384 15,1 15,12-1-2 • 16,82
4080 кг,
684
которому соответствует напряжение на срез
4Q. 2 • 4080 _Q .
°i = 2T77rf2=-777^ = 53’1 KZiCJA *
Наконец, сила XА и центробежные силы дают еще второе радиально направленное напряжение на срез, имеющее величину
о= 8150+6600+ 6020 _90ю/^
6. J.7.
если принять, что вся сила распределяется поровну на все три болта. Сложение обоих напряжений дает
= V 'V + 'V = V<53,l2-|-902 = 104,5 кг[см\
И. ПЕРЕДАЧИ С ВЫКЛЮЧЕНИЕМ И С ОБРАТНЫМ ХОДОМ
Комбинация ремня с рабочим и холостым шкивами представляет наиболее важное средство для включения и выключения передач малой и средней мощностей. Обычно на ведущем валу закрепляется широкий шкив А (фиг. 2098), на котором постоянно находится ремень, второй же вал приводится
Фиг. 20Ув. Передача с холостым и рабочим ходом при помощи рабочего и холостого шкивов на ведомом валу.
в движение'лишь в том случае, если ремень, надет на рабочий шкив F, соединенный все время с этим валом. Ремень будет работать вхолостую, если, он будет передвинут на холостой шкив L, расположенный рядом с рабочим, при этом второй вал выключается и останавливается. Для насаживания холостого шкива на вал применяется ходовая посадка. Сдвигать ремень в сторону лучше всего вблизи места набегания его на ведомый шкив. Передвижение ремня со шкива на шкив возможно лишь во время вращения шкивов, т. е. когда ремень находится в движении. При расчетах мощность, расходуемую при холостом ходе, считают равной 10—20% полной мощности. На фиг. 2099 мы имеем решение той же задачи, что и на фиг. 2098. Холостой шкив делается несколько меньшего' диаметра, чем рабочий; он сидит на втулке, отлитой в виде одной детали вместе с подшипником L, благодаря чему не только избегается трение во втулке холостого шкива, но также разгружается и ремень. При включении холостой шкив при помощи рычага Н винтом 5 прижимается к рабочему .шкиву F и увлекается последним благодаря трению на краю R. После это» ремень можно надвинуть на рабочий шкив при помощи цепного колеса и винта причем перевод ремня и создание необходимого натяжения осуществляется при помощи конического перехода на рабочем шкиве. Как только рёмень будет передвинут, холостой шкив снова отводится назад и останавливается. Устройство для прижимания одного шкива к другому крепится непосредственно
к кронштейну, чтобы получить замкнутые силы. При этом для избежания сложной обработки под косым углом приливы для шарниров В рычага Н делаются отдельно и прикрепляются к кронштейну болтами
Широкий ведущий шкив А (фиг. 2098) обтачивается по цилиндрической поверхности, а оба узких шкива F и L могут иметь слегка выпуклую поверхность. Диаметр холостого шкива делают меньше на величину до 570, но в этом случае на той стороне рабочего шкива, с которой ремень на него надевается, нужно предусмотреть коническую обточку, указанную на фиг. 2099. Конструкция шкивов должна по возможности допускать применение нормальных моделей.
685
Если холостые шкивы будут всегда работать под давлением, производимым ремнем, то необходимо тщательно продумать систему смазки и конструктивные формы рабочих поверхностей втулки, руководствуясь такими же соображениями, как и в случае конструирования подшипников. Задача разработки такой конструкции затрудняется тем, что центробежная сила выбрасывает смазочные материалы наружу и ухудшает смазку. Ремни следует хорошо предохранять от разбрызгиваемого масла.
Непосредственное насаживание чугунных шкивов на вал без применения вкладышей возможно лишь при небольших удельных давлениях р = от 5 до 10 кг/см2. Но даже и при таких давлениях втулка часто разрабатывается. В случае цельных шки-
поршнсм. ка.
Фиг. 2099. Передача с холостым и рабочим хо-
дом при помощи рабочего и холостого 'шкивов Фиг. 2102. Разъемная втулка Люняемапа для холо-на ведущем валу. стого шкива. -
вон выгоднее впрессовывать в них бронзовые вкладыши с толщиной стенки от 10 до 15 мм, или же, в случае разъемных шкивов, крепить эти вкладыши болтами или заклепками. Смазка производится обычно при помощи масленки Штау-фера, которая ставится на конец вала (фиг. 2098) или ввинчивается во втулку—• конструкция, которая удовлетворительна при незначительных скоростях и давлениях или же в случае, если шкив насаживается на неподвижную цапфу и приводится в движение лишь во время включения и выключения. Если же шкив вращается на валу все время, то нужно предпочесть масленку с пружиной или же масленку с центробежной смазкой.
В первой конструкции (фиг. 2100) жиры выдавливаются в подшипник порш-нем, на который, в свою очередь, давит пружина, так что при своем дви1ненш1 смазочный материал преодолевает действие центробежной силы. Ручка IV служит для сжимания пружины при наполнении масленки смазкой. После надевания крышки ручку с поршнем отводят назад, благодаря чему смазка будет находиться под да-686
влением. Вместе с тем расстояние между ручкой и крышкой указывает количество смазки, заключающейся в масленке. В масленке, представленной на фиг. 2101, жиры выжимаются к месту смазывания центробежной силой, развиваемой поршнем К\ смазку можно регулировать при помощи подкладывания нескольких свинцовых пластинок. Когда смазочный материал будет израсходован почти совсем, поршень упрется в штифт 5 и отпустит кружок А, который в нормальном состоянии удерживается внизу благодаря тому, что пружина F упирается в углубление на кружке, при освобождении же своем этот кружок откидывается вверх пружиной FP-
НздюхчттвО
Фиг. 2104. Втулка с смазочными кольцами.
Фнг. 2103. Втулка с поверхностями белого металла . неразъемная.
Более практичными являются втулки для холостых шкивов Люннемана(фиг. 2102 и 2103), которые закрепляются на валу и образуют рабочую поверхность ступицы шкива. Они делаются цельными или из двух частей и изготовляются из чугуна,
бронвы или же из чугуна с заливкой баббитом. Благодаря имеющейся в нихвнутренней выточке получается запасный резервуар для смазочного материала, который' центробежная сила через отверстия в смазочных канавках подводит к рабочей поверхности и который затем снова пополняется из масленки, помещенной снаружи. Если шкив будет нагреваться, то жир будет растапливаться, и смазывание рабочих поверхностей начнет производиться особенно интенсивно. Для предохранения шкивов от смещения в сторону втулки снабжаются закраинами на одном или на обоих концах.
Другой путь для решения этой же задачи заключается в том, что холостую втулку конструируют как подшипник с кольцевой смазкой, как это показывает фиг. 2104 (конструкция Пражского машиностроительного акц. о-ва). Ступицы шкивов при этом получаются большими. Масло, собирающееся в нижней
Фиг. 2105. Рабочий и холостой шкив на шарикоподшипниках. М. 1:8.
части шкива во время его покоя, подводится
к рабочей поверхности смазочным кольцом, которое увлекается валом. Двумя защемленными по. концам вкладыша проволочными кольцами-масло отбрасывается снова к рабочим поверхностям.
Для йосадки холостых шкивов на вал весьма удобны подшипники на шари-
ках (фиг. 2105), смазывание которых обеспечивается даже в том случае, если шарики будут лишь слегка касаться слоя масла, образующегося при вращении вокруг под-
шипника.
Для передвижения ремня служат вилки (фиг. 2117) из полосового или круглого Железа; для сохранения тканых или широких кожаных ремней вилки снаб-
687
Фиг, 2106—2108. Выключающие приспособления.
жаются надеваемыми на них роликами. Вилки приводятся в действие при помощи рычагов, винтов, зубчатых реек или кривошипных механизмов, иногда также гидравлическим поршнем ;< другими средствами. В потолочных контрприводах для включения и выключения может служить одноплечий рычаг (фиг. 2106), который в своих конечных положениях удерживается защелкивающимся штифтом и т. п., для того чтобы собственный вес рычага не передвигал ремень назад в среднее положение. На фиг. 2107 для той же цели использован коленчатый рычаг, с которого спущены две проволочные тяги с рукоятками. Если потянуть за ту или другую рукоятку, то ремень сдвинется вправо или влево. На фиг. 2108 сохранение обоих конечных положений ремня обеспечивается действием груза. Если дернуть за рукоятку, то груз доходит до вертикального среднего положения и затем уже сам падает дальше вниз до тех пор, пока не займет другого крайнего положения. Конечно, при быстром переводе ремень портится, так что такого рода механизмы следует применять лишь в легких передачах. Отводки, изображенные на
фиг. 2116 и 2117, должны предохраняться от вращения и иметь упоры для остановки в конечных положениях. Для этого они пропускаются или через особые стойки (фиг. 2116) или сквозь приливы (фиг. 2117). Ремни шириной более 150 мм требуют применения привода с зубчатой рейкой или с винтом, например по фиг. 2099. Ремни шириной свыше 400 мм передвигать совсем нельзя или же это можно делать лишь с большим трудом *. В этом случае включение или выключение должно производиться при помощи муфт. Правильное однообразное конструирование с применением немногих нормальных деталей может весьма значительно упростить и удешевить изготовление механизмов для переключения, а также контрприводов.
Передачи с обратным ходом, с одним открытым и одним перекрестным ремнем (фиг. 2109) позволяют производить перемену направления вращения. Так как при одновременном передвигании двух ремней один из них должен быть сдвинут с рабочего шкива прежде, чем другой ремень можно будет надвигать на него, то необходимы два холостых шкива, ширина каждого из кото-
рых должна быть в два раза больше ширины рабочего шкива. Чтобы уменьшить строительную длину, ремни передвигают последовательно и для этой цели пользуются криволинейными направляющими, кривошипными и родственными им механизмами весьма различной конструкции. На фиг. 2110 представлен диск с криволинейными направляющими прорезами, в которых скользят шипы отводки. Если диск из начерченного среднего положения повернуть по направлению стрелки,
—Н—И-kJ—1 %Цлот. Раббч. Холост.
Фиг. 2110. Перевод ремня при помощи диска с прорезями.
Холост,
'/Раббб: Холост.
Фиг. 2109. Передача с прямым и обратным ходом.
1В Америке уже несколько десятков лет для перевода широких ремней с рабочего шкива на холостой и обратно с успехом применяется ролик, поставленный слегка наклонно по отношению к оси вала, нажимая которым на ремень его весьма легко можно передвигать. Прим. ред.
688
то один из шипов будет двигаться по круговому участку прореза и оставлять положение соответствующего рычага без изменения, в то время как другой рычаг будет передвигать ремень на рабочий шкив при помощи криволинейного прореза, приближающегося к оси диска.
К СТУПЕНЧАТЫЕ ШКИВЫ
Ступенчатые шкивы допускают изменение рабочей скорости в станках и т. д. скачками путем перевода ремня с одной ступени на другую. При этом диаметры шкивов берут -такими, чтобы длина ремня оставалась без изменения, а передаточные числа составляли бы геометрическую прогрессию:
Hj; ui = Zul\ u3=r? ' и^, u4 = C3 • uv..
Первому условию легко удовлетворить в случае перекрестного ремня, у которого по фиг. 2111:
, , D-y-D' \
L = 21 e sin а-|------а I
\ Л / -.
и cos (180° — а) = — cos а = следовательно, длина
L = 2е [sin а -|- а (— cos а)] (697)
Фцг. 2111—2112. К расчету длины перекрестных и открытых ремней.
остается без изменения, если а сохраняет одно и то же значение. Это будет иметь место в том случае, если D-\-D'=—2ё cos а, следовательно, если сумма соответствующих диаметров шкивов будет постоянная. Но перекрестные ремни применяются на ступенчатых шкивах редко, так как в месте скрещивания ремень трется и изнашивается.
Длина ремня в открытой передаче по фиг. 2112 выражается формулой:
и при cos а
D — D'
Че
_ о Г . . D' • а . D (к — а)
Z=2 esinaH--------1---
L = 2e (sinа — асоза)-{-£> • -к.
(698)
!
(699)
Это уравнение трансцендентное, но приводит к кривым фиг. 2113, если вместо а и е вставить различные значения. Формула (698) при а = 90° дает D = D', т. е. получаются шкивы одинакового диаметра, которым соответствует передача 1 : 1. Если соответствующий диаметр рассматривать как средний диаметр двух совместно работающих ступеней шкивов и обозначить его через Dm, то длина ремня определится по формуле (699): ч
L = 2e-\-K-Dm. ' (700)
Если принять, что е больше Dm в несколько раз, то при других значениях а получается отношение соответствующих диаметров. Например при е = 3£)т будем иметь:
£ = 2 • 3Dm-|-K Dm = 9,1416D,„,
а для а —87°, или в радианах 1,518, пользуясь уравнением (699), находим:
D'_L
Dm ~Dm
2е I . \ 9,142
—pH sin а — acosa I =----
*Dm\ } к
О . Q / \
— sin 87° — l,518cos87°) = 1,154; 7t \ « /
44 Ретшер. Детали машви, т. IL
689
а также
cos a = 1,154 — 2 • 3 • 0,0523 = 0,840. *-'m
Этой цифре соответствует
w1 = ^4=i,374
или _
D ' ы/ = ^- = 0,728. . ^1
D, Di , ,
Если значения и нанести на оси координат в зависимости от и/ и щ, *-^т ‘-'т
то получим точки АВ и А'В' кривых, показанных на фиг. 2113; по этим кривым можно
ЛереЛаточмыечиспа а
Фиг? 2113. Кривые для определения соотношения диаметров ступенчатых шкивов.
сделать непосредственный отсчет отношения соответствующих один другому диаметров. Отношение расстояния е между осями к Dm имеет меньшее значение; внутри промежутка е = от 3 до 10 Dm кривые практически совпадают.
Более точные значения дают линии, проведенные на фиг. 2114. Если бы мы, как в случае перекрестного ремня, исходили из суммы диаметров 2£)„,для передаточного числа 1 :1 и эту сумму оставляли бы без изменения, то шкивы получались бы слишком большими. Фиг. 2114 показывает, на сколько процентов сумма диаметров при различных расстояниях между осями и различных передаточных числах меньше, 44eM.2DM... Например, по точкам А и В (фиг.. 2113) находим абсолютное, значение разности
2 — (О- -|- = 2 -(1,1544-0,840) = 0,006.
В процентах эта разность составляет 0,3% и дает точки С и С' на фиг. 2114, на которой передаточные числа и приняты за абсциссы, а те же разности приняты за ординаты, откладываемые вниз. Пользуясь цифрами, написанными слева, можно, таким 690
образом, непосредственно прочесть, сколько процентов от 2Dm должна составлять сумма диаметров при передаточном числе. Над кривыми надписаны расстояния между осями е, выраженные в частях Dm. Точка С дает, что при и= 1,374 и е = 3£>я, мы должны иметь:
£>! + £>/= 0,997-2 £>т.
Для и<1 линия начерчена лишь для e = 3Z)m, только чтобы показать характер ее. Значения рассматриваемой разности для передаточного числа, меньшего единицы, можно найти, воспользовавшись обратной величиной 1 : и, для которой рассматриваемая разность имеет то же значение.
Рассматриваемые разности при передаточном числе, близком к 1:1, малы и ввиду упругости ремня ими можно пренебречь, если они не превышают 0,5%. В последнем случае сумму соответствующих один другому диаметров шкивов при открытой передаче можно оставить постоянной. Вообще же рассматриваемые разности при передаточном числе, меньшем единицы, растут с увеличением передаточ-
Фиг. 2114. Кривые для определения диаметров ступенчатых шкивов.
Пример 6. Диаметры средних ступеней трехступенчатого шкива с н1 = 0,8, «2 = 1,00 и и3 = 1,25 должцы быть равны £>т = 500 мм при расстоянии между осями 1500 мм.
Так как по фиг. 2114 рассматриваемая разность составляет лишь 0,14%, то при расчете сумму диаметров можно оставить без изменения и из
£>! + £>/= 1000.
цолучдем:
1,8 £>х = 1000;
ч £>х = 555,6 мм = £>/;
£>/ = 444,4 mm = D3.
Точные значения будут 554,8 и 443,8 мм.
Пример 7. При заданном передаточном числе и = 1 :4 и диаметре большого шкива 800 мм рассчитать четырехступенчатый шкив, если С =1,5 и е = 1600 мм.
Так как £>х = 800, то £>/=-^-£>х = 200 мм. Расстояние между осями в 3,2 раза больше среднего диаметра £>т = 500 мм.
44*
691
Фиг. 2115. Прибор для перевода ремня БАМАГ.
Передаточные числа:
их = 0,25; «2 = С •«! = 1,5 • 0,25 = 0,375;
и3 = Са • = 1,5'2. о,25 = 0,563;
и4 = гз . Ul = 1,53. о,25 = 0,844.
Для обратных значений:- '
4,0 2,67 1,78 1,18
суммы диаметров, определенные по линияме = 3£>тие = 4£)Я1 должны относиться друг к другу как
0,967 : 0,9805:0,9925 : 0,9994 или как
1000 : 1014 : 1027 : 1033.
Отсюда, зная передаточные числа, получаем значения диаметров:
800 738 657 560 мм
200 276 370 473 „
Если бы при определении диаметров шкивов мы исходили все время из одинаковой суммы £)/-j-D, = 1000 мм, то мы получили бы, например, £\=542, £)/ = 458 мм. При этом длина ремня была бы короче на 55 мм или на 1,14%, чем на шкивах первой ступени с диаметрами 800 и 200 мм.
Перевод легкого ремня с одной ступени на другую можно производить набрасыванием вручную. В более крупных передачах пользуются штангой с боковым штифтом или
же специальными приспособлениями, какое, например, показывает фиг. 2115 (конструкция Берл ин-Ангальтского машиностроительного акц. обще-
Фиг. 2116. Потолочный контрпривод.
ст в а). Рамка с отверстием, сквозь которое проходит ремень, сделан вращающимся в кольце R; это кольцо при помощи двух переставных по своей длине направляющих F соединено со штангой 5. Перевод ремня с одной ступени на другую производится вращением этой штанги при помощи рукоятки И.
692
Фиг. 2118. Передача при помощи конусных шкивов.
Края ступенчатых и всех остальных шкивов, на которые ремни наводятся или с которых они сбрасываются часто, нужно тщательно закруглять, так как острые кромки весьма портят ремни и часто даже разрезают их.
Фиг. 2116 представляет полный комплект потолочного контрпривода. Его вал вращается в двух подшипниках подвесок, прикрепленных к швеллерам потолочного перекрытия для облегчения их перестановки и замены новыми. На вал контрпривода насажены один рабочий, один холостой и один ступенчатый шкивы; вал предохраняется от смещения в осевом направлении втулкой ступенчатого шкива и установочным кольцом у торцевой поверхности левого подшипника. Для включения и выключения привода служит рукоятка Н на вертикальном валу W, который внизу поддерживается стойкой, привинчиваемой к станку, приводимому в движение контрприводом, К стене ИЛИ К ПО- Фиг. 2117. Потолочный контр-прнвОд БАМАГ.
лу, а вверху стойкой (крон-штейном), привинчиваемой к правой подвеске. На верхний конец вала W насажен рычаг и/, который при вращении W при помощи рычага (шатун^ика) V движет взад и вперед штангу S и вилки G. Ход штанги 5 ограничивается двумя устано-вптельными кольцами R.
Конструкция эта продумана тщательно, но выполнение ее обходится дорого. Кроме того, она имеет один недостаток, заключающийся в трм, что устройство опоры для нижнего конца вала W часто представляет затруднения и требует применения специальных деталей. Даже если опору для вала поместить на приводимом в движение контрприводом станке, то положение контрпривода фиксируется тем самым точно и должно тщательно соблюдаться, что представляет известное неудобство. Отдельные детали этой конструкции не подходят для нормализации. Каждое изменение расстояния прута, служащего отводкой от оси вала, требует изготовления особой модели для стойки (кронштейна) подшипника и рычага.
В этом отношении много выгоднее конструкция Берлин-Ангальтского машиностроительного акц. о-ва, представленная нафиг. 2117. У каждой из подвесок сделано лишь по'одному приливу, в который ввертывается газовая труба, служащая кронштейном для штанги, также изготовляемой из трубы. От вылета и расстояния между подшипниками зависят лишь размеры длин кронштейнов и штанги; вообще же сборка всего контрпривода производится из нормальных деталей, к числу которых относятся и вилки для ремней. Особенно следует подчеркнуть простой и удобный способ предохранения от вращения выключательного механизма при помощи короткого параллельного прута, скользящего в отверстии левого кронштейна. Серги, соединяющие его с отводкой, служат одновременно для ограничения хода. Переключение может производиться рычагом, укрепленным у потолка, при помощи цепи, направляемой у опор двумя роликами, а также при помощи коленчатого рычага, устанавливаемого на подвесках, и т. д.
Постепенное изменение скорости ведомого вала осуществляется конической ременной передачей (фиг. 2118), в которой ремень передвигается до определенного положения по двум конусам в зависимости от желаемого передаточного числа при помощи направляющего устройства или при помощи штифта 5. Конуса делаются с уклоном от 1 : 15 до 1 : 10. При большом различии передаточных чисел и при открытом ремне, чтобы длина ремня оставалась постоян-693
ной, и работа, по возможности, производиласьупри одном и том же натяжении ремня, профиль по крайней мере одного из шкивов согласно сказанному при рассмотрении ступенчатых шкивов должен быть криволинейным. Для этого выгодно делать ремень трапецевидного сечения и надевать его на шкивы перекрученным.
JL РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ ДЛЯ СКРЕЩИВАЮЩИХСЯ ВАЛОВ
Для ременных передач между скрещивающимися валами, о которых мы говорили на стр. 656, необходимо, вообще говоря, применение нескольких направляющих
Фиг. 2120 Направляющие ролики БАМАГ
Фиг. 2119. Направляющий ролик БАМАГ.
роликов, которые конструируют, руководствуясь теми же соображениями, как и в случае холостых шкивов. При этом направляющие ролики делают еще и переставными для того, чтобы их можно было приспособить к местным условиям, а также
Фиг. 2123. Направляющий ролик завода Вюльфель.
к положению ремня или же использовать их для подтягивания ремня. В большинстве случаев диаметр направляющих роликов берут незначительным: в случае узких ремней D = 3 . .. 4Ь, в случае широких D = 2Ь, а ширину их берут больше ширины ремня, на 25—50 мм. Возможность перестановки достигается путем применения шарниров, прорезей или шаровых поверхностей, в которых или на которых зажимаются оси роликов; конечно, пределы перестановки часто ограничиваются условиями
694
смазки, которые безусловно должны быть надежными. Простой пример дает направляющий ролик Берлин-Ангальтского машиностроительного акц. о-ва (фиг. 2119 и 2120) с U-образной скобой, которая может перестанавли-
ваться благодаря применению в верхней части, у потолка, шаровой поверхности. Эта скоба служит для поддерживания шкива,-помещаемого внутри скобки Смазывание подшипников производится кольцами, которые движутся в двух канавках, выточенных в цапфах для трго, чтобы при значительном наклоне вала кольца не пришли в соприкосновение с краями подшипника и не остановились. Скоба может отклоняться от вертикали на угол до 10° во всех направлениях. Если направляющий ролик нужно поставить на полу, то подшипник с кольцевой смазкой делают по эскизу,
Фиг. 2124. Передача со стенными направляющими роликами.
помещенному между двумя указанными чертежами.
Г. Полизиус, Дессау (фиг. 2121) для зажимания кронштейнов, несущих
направляющие ролики, в желаемом положении применяет разъемную деталь с шаровой поверхностью, положение которой по высоте фиксируется установочными кольцами.Смазывание подшипников обеспечивается масляной ванной, в которую погружается нижний конец втулки шкива.
В последнее время употребляется также смазка, представленная на фиг. 2122. Нижняя часть шкива представляет камеру, из которой масло, выбрасываемо^ наружу
возникающей при вращении центробежной силой, захватывается язычком Z в неподвижной трубке R и затем поднимается по высверленному4 осевому каналу и радиальными отверстиями подводится к трущимся поверхностям. Важное преимущество такой конструкции заключа-
Фиг. 2125. Передвижной направляющий ролик.
ется в том, что шкивы могут применяться как в наклонном, так и в горизонтальном положениях.
Завод Вюльфель в Ганновере в своей конструкции направляющего ролика (фиг. 2123) достигает возможности изменять положение ролика во всех направлениях путем применения двух взаимно перпендикулярных, расположенных в плоскостях, касательных к шкиву, цапф Zt и Z2, около которых вращаются кронштейн А и скоба 0, несущая ролик.
Применение настенных направляющих роликов для передачи движения между валамш скрещивающимися под прямым углом и расположенными на разной высоте, паказирает фиг. 2124 (см. также фиг. 2069). Здесь расстояние а шкива А от стены
69$
взято равным расстоянию от той же стены поверхности направляющего ролика, а нижний ролик В расположен на высоте нижнего края шкива А. При таких условиях положение верхнего ролика определяется наибольшим расстоянием, которое могут иметь направляющие ролики на настенной плите. Положение роликов относительно шкива D определяется условием, чтобы для возможности работы привода в обоих направлениях средняя плоскость шкива D также касалась поверхностей роликов.
В конструкциях для передач с переводом ремня с холостого шкива на коренной (фиг. 2125) направляющий ролик передвигается самостоятельно вместе с ремнем. Для смазывания ставится масленка Штауфера, а разбрызгиваемая смазка собирается ловителями, охватывающими втулку шкива.
М. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ. С ПРИСПОСОБЛЕНИЯМИ ДЛЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЯ И ПЕРЕДАЧИ С НАТЯЖНЫМИ РОЛИКАМИ
Предварительное натяжение ремня, значительная нагрузка на подшицникн и валы, а также высокие напряжения в самом ремне могут быть значительно уменьшены путем применения приспособлений для регулирования натяже-• ния. Простым средством
для регулирования натяжения ремня являются натяжные салазки (фиг. 2019), на которых устанавливаются моторы или же приводимые в движение машины. Аналогичные условия мы имеем
ч и при пользовании направляющими роликами. Более совершенными являются механизмы, регулирующие на; тяжение автоматически. К ним принадлежат конструкции типа, представленного на фиг. 2126; в этой конструкции собственный вес ’• электромотора, в случае на-
добности усиленный весом
Фиг. 2126. Пружинный автоматический прибор для натяжения ремня, добавочного груза или дей-
ствием пружин, сам натягивает ремень. На случай спадания ремня нужно предусмотреть, чтобы вес мотора мог быть воспринят упорами, установочными винтами, резиновыми буферами или же масляными тормозами, одновременно служащими для уменьшение колебаний. Лучшим же средством являются натяжные ролики по фиг. 2009 и 2010. Первая из указанных конструкций получается сложной и тяжеловесной вследствие наличия направляющего шкива и тележки, несущей натяжной ролик; эта конструкция все более и более вытесняется конструкцией с роликами по фиг. 2009, которые действуют на ведомые части ремней вблизи меньшего шкива. В этой конструкции нужно отметить увеличение угла обхвата меньшего шкива, который еще более увеличивается от растяжения ремня во время работы, благодаря этому обстоятельству трение между ремнем и- шкивом становится больше, что является выгодным. Так как действие ролика компенсирует также и изменения длины, происходящие от нагрузки, влияния температуры и влажности, то напряжения в ведомой части ремня можно уменьшать до минимального предела; таким путем получаются низкие наибольшие напряжения, и потому коэфициент нагрузки может быть значительно повышен. Хотя к сопротивлениям в главном шкиве добавляются сопротивления в натяжном ролике, все же эти потери, по крайней мере частично, компенсируются уменьшением давления на подшипники и уменьшением трения на главных валах. Дальнейшее преимущество натяжных роликов заключается в том, что при последней
656
конструкции возможно устройство и вертикальных передач, возможно применение значительных передаточных чисел и небольшого расстояния между валами, благодаря чему получается большая экономия в месте. Наконец, имеем еще одно прей-
мущество: на время остановки ремень можно натяжной ролик. Недостатком же является бание ремня в различных направлениях, что применения мягких и тщательно выделанных ных ремней, имеющих одинаковую толщину
Ж1)
Фиг. 2127. Передача с лениксом (натяжным роликом). (Пеяигсиое машиностроительное о-во.)
разгружать совсем, если выключать переги-требует склеен-. во всех местах. Рекомендуется ставить ролик вблизи малого шкива. Можно устанавливать ролик с рычагом и в другом месте или же применять эксцентричные опоры. Передачи с натяжными роликами значительно расширили область применения приводных ремней, особенно при коротких расстояниях между валами.
Для того чтобы создать натяжение, в зависимости от обстоятельств используются собственный вес ролика, ‘вес грузов, давление пружин и т. д. Некоторые примеры даны на фиг.'2127—2130. Иногда кронштейн, несущий ролик, делают качающимся около приводного вала (фиг. 2128). Если желательно избежать
возникающей вследствие этого добавочной нагрузки
на вал, то кронштейн для нажимного ролика крепят на соседней стойке или у последней делают особые приливы, или же, наконец, предусматривают установку особых стоек. На фиг. 2127 натяжение
Фиг. 2128. Передача с натяжяым роликом БАМАГ.
создается весом переставного груза.
Фиг. 2128 представляет одну из * передач для мощности 100 л. с. с передаточным числом 1:5,6 (конструкция Б ер л и н-А н г а л ь т с ког о машиностроительного акц. о-ва). Ролик опирается на два качающиеся около Еал1, связанные в одно жесткое целое рычага, горизонтальные концы которых несут на себе грузы.
Грузы иногда подвешиваются к канатам, перекинутым через ролики, и тогда давление каната на шкив можно изменять, накладывая, если требуется, плиты.
Пружинную нагрузку, регулируемую винтом (конструкция Пенигского машиностроительного и-чугу-нолитейного завода), показывает фиг. 2129. Рычаг с подшипником и регулировочное приспособление помещаются на общей фундаментной плите; винтом также можно пользоваться н для разгрузки ремня на время бездействия передачи путем уменьшения давления ролика.
Фирма Кох и К0, в Ремшейде-Фириигаузеи (фиг. 2130), помещает натяжной ролик не между шкивами, а вне их, и таким образом уменьшает расстояние между главными шкивами до величины, лишь немного превышающей тол
щину ремня; действие этого ролика может также компенсировать значительное удлинение ремня. Благодаря тому, что ведущая часть ремня в таких передачах очень
697
коротка, они должны работать спокойнее, так как возможные колебания действующих сил, если и заставляют бить ремень, то очень незначительно.
Ролики следует конструировать, строго руководствуясь такими же соображе-
ниями, как и в случае конструирования холостых и рабочих шкивов, особенно
Фиг. 2129. Натяжной ролик при вертикальной передаче (Пенигское машиностроительное об-во).
в отношении смазываш я их. Применение шарикоподшипников (фиг. 2129) оправдало себя не только потому, что в них трение меньше, но также и потому, что их можно легко и надежно смазывать, применяя масляную ванну. Диаметр ролика
должен по возможности соответствовать диаметру малого шкива, но в случае недостатка места ролик делают меньше и берут даже диаметр, составляющий только 0,6 от диаметра малого шкива.
Пределы допускаемых передаточных чисел при применении роликов обычно шире, чем в случае обыкновенных ременных передач; весьма часто встречаются передаточные числа от 1:5 до 1:8; выполнялись уже передачи с 1:10 и 1 :15 и даже с 1 : 20. В случае сильных колебаний нагрузки можно рекомендовать применение масляного тормоза, благодаря которому ход становится
Фиг. 2130. Натяжной ролик Адко фирмы Кох и К0.
значительно спокойнее и равномернее.
При расчете ремня можно пользоваться коэфициентами из фиг. 2058, которые относятся к открытым передачам, находящимся в благоприятных условиях, иногда же коэфициенты можно брать еще выше. Усилия, действующие в шкивах, натяжных роликах и рычагах, можно определить при помощи многоугольника сил (фиг. 2037).
В примере для сравнения рядом с цифрами, определенными для передачи с натяжным роликом (фиг. 2128), даны в скобках соответствующие цифры, относящие
698
ся к открытой передаче со шкивами таких же диаметров. В обоих случаях расчет исходит из одинаковых полезных напряжений.
Пример 8. С махового колеса двигателя Дизеля с диаметром Dt = 3400 мм передаются N = 100 л. с. на шкив с диаметром D2 =600 мм при расстоянии между валами 3080 мм. Маховое колесо делает л, = 180, ведомый вал «2 = 1000 об/мин. Ширина ремня /> = 200 мм, толщина $ = 6 мм.
Передаточное число
Z?! 3400 _ 5,66
U~ D2~ 600 ” 1 ’
Окружная скорость ведомого шкива it 'ti2-D9 к -1000 -0,6 ,
® “ -б5~ =-------6О~~ “ 31'4 м1сек-
Окружное усилие
1/=Л^75 = 100 ^5 = v 31,4
Полезное напряжение
U 239 о
°” b • $ — 20 • 0,6 — 19,9
(по фиг. 2058 при диаметре шкива 600 мм и скорости 31,4 м)сек допустим коэфициент £„ = 12,6 кг/см или при толщине ремня 6 мм % = 21 кг]см?у
Коэфициент трения по формуле (667):
14 14
= °'54 - 50+Ж = 9'54-50 + 20-31,4 = °’52-
Угол обхвата ш = 255°, или в радианах 4,45 (при открытой передаче лишь 136° или 2,37).
Отношение напряжений
т = е^ш = <?о.52Ч45 = ]о о; [3,43].
Наименьшая величина свободного напряжения в ведомой части ремня
, <=тйЪ=1<гВ=2'2и'с-“’
(по фиг. 2037 и 2044 определено 8,3 кг/см2-, необходимое наименьшее начальное напряжение а„=27,1 кг/см2).
Свободное напряжение в ведущей части ремня
а/ = ая-|-аа= 22,1 кг/см2-, [28,2 кг/аи’]. У
Напряжение, создаваемое центробежными силами:
7-1,00-31,42 5П1 , _
°' 10g “ 10-9,81 —10,1 KiicM*
Наибольшее напряжение во время работы, если не принимать во внимание напряжений на изгиб:
°2Л + О/’ = 32,2 кг/см?; [38,3 кг] см2],
Давление на вал малого шкива—282 кг (в состоянии покоя—578, во время работы под полной нагрузкой—404 кг).
В передаче с натяжным роликом особенно велико отношение
^=йт=°'9’ РЛ-
699
От незначительного увеличения нагрузки ведомой части ремня надежность работы передачи с натяжным роликом повышается весьма значительно. ПриА.кг1см? отношение напряжений у ролика падает круглым числом до 6, в то время как свободное напряжение в ведущей части ремня повышается лишь немного, а именно до 23,9 кг/см?. Иначе обстоит дело у открытой передачи. Ее работу можно сделать надежной лишь за счет значительного увеличения предварительного натяжения. При о = 32,1 кг/см? будем иметь т — 2,51.
Как практический пример преимущества передач с натяжными роликами следует указать, что по данным проф. Гундгаузена (Z. V. d. I. 1907, стр. 637) ремень открытой передачи от 100-сильной динамомашины, имевший ширину 600 мм и толщину 6 мм, можно было при постановке натяжного ролика заменить ремнем той же толщины, но шириной лишь 250 мм.
II. ПЕРЕДАЧА СТАЛЬНЫМИ ЛЕНТАМИ
Фирма Elpesser Kraftband-Gesellschaft (Берлин-Шарлоттенбург) вместо ремней применяет закаленные, весьма точные прямые стальные. ленты толщиной от 0,2 до 0,9 мм, шириной от 12 до 200 мм и с временным сопротивлением разрыву около 15 000 кг/см2; при применении таких лент шкивы обшиваются полотном или обкладываются пробкой. Вследствие возникновения во время прохождении ленты по шкиву добавочных напряжений на изгиб, которые, например, при отношения sl
толщины ленты s к диаметру шкива D 1Rqn по формуле (641) будут равны:
$ 2200000
а-О 1650
1330
толщина ленты зависит от диаметра малого шкива. В качестве допускаемого полезного напряжения, создаваемого наибольшим окружным усилием, принимается ая = = от 600 до 750 кг[см*, давление на вал для уменьшения скольжения должно быть в 33,5... раза, а при больших передаточных числах даже в 4 раза больше окружного усилия. Так как ширина ленты ограничена по условиям ее изготовления, то при известной мощности и Определенном диаметре малого шкива может случиться, что одной ленты для передачи такой мощности недостаточно. В этом случае ставят две или более лент рядом и расчет производят по 1,2-кратной мощности, так как полной гарантии за равномерное распределение действующих усилий на обе ленты нет. Напряжения следует уменьшать также и при коротком расстоянии между валами.
Разница между ременной передачей и передачей стальной лентой основана на незначительности коэфициента упругости стали. При применении стальной ленты получается передача почти жесткая, чувствительная к изменению расстояния между валами в тем большей степени, чем короче лента. На основании своих опытов Зильбер-берг [XXVI,30] считает,что при наименьшем допускаемом расстоянии между валами полная длина ленты в метрах должна составлять не менее 3/4 скорости, выраженной в м!сек. Колебания температуры повышают и понижают напряжения в значительной степени, именно на 24 кг/слР на 1 °; эта цифра уменьшается, если вредное влияние температур компенсируется деформациями валов и шкивов, а также пробкового слоя и полотна. Преимущество стальных лент заключается в меньших потерях на скольжение, которое при полезном напряжении ая=700 кг,'см2 по формуле (663) будет равно
<' = а,О'-==22Ш00=0’00032 Кг'
или только 0,032э/о- Так как сопротивление воздуха вследствие небольшой ширины ленты значительно меньше, чем у ремня, и так как отпадают также потери на гистерезис, то потери в ленточной передаче обязаны своим происхождением, главным образом, лишь трению в подшипниках, и потому передача со стальной лентой имеет лучший к. п. д. Хотя напряжение, создаваемое действием центробежной силы 7(0
вследствие большого удельного веса стали и принимает более высокие значения, например, при 30 м<сек оно составляет
_ т . & _ 7,8 302
1 10 g 10 • 9,81 — 71,6 кг см •
все же ввиду большой величины начального, а также и полезного напряжения оно не имеет такого большого значения, как в случае ременной передачи; давле-
ние же на вал уменьшается почти на всю величину, соответствующую центробежным напряжениям.
Для соединения лент в местах стыка служат сцепки по фиг. 2131. Луженые концы лент спаиваются со стальными пластинками и свинчиваются. Сцепку облегчают, делая в ней ряд отверстий. В последнее время фирма Eloesser заменила описанную сцепку склепкой концов ленты внахлестку. Концы узких лент можно соединить
возле шкива, а затем ленту вместе со сцепкой надвигают на слегка коническую поверхность шкива, ширина которой равна примерно половине ширины ленты. При большой ширине ленты употребляют натяжные приборы как и при соединении концов ремня (фиг. 2020). Длина ленты определяется по особому способу, детально описанному в журнале Z. V. d. I., 1911, стр. 1771. Натяжение ленты можно в известных границах регулировать, изменяя толщину бумажного или пробкового слоя на поверхности шкивов.
Ввиду того что давление на вал и усилия, передаваемые стальной лентой, много больше, чем в ремне той же ширины, шкивы должны иметь более же-
сткую И более солидную конструкцию, фиг- 2131- Сцепка для стальной ленты, а опоры их должны быть выполнены весьма
тщательно. Рабочие поверхности шкивов нужно обтачивать по цилиндрической поверхности, так как иначе части ленты, близкие к сцепке, при набегании на выпуклые поверхности шкивов будут страдать от] удара, распределяющегося не на
всю ширину ленты, что будет производить местные разрушения и приведет к по-
ломкам.
Каммерер при опытах со стальной лентой толщиной 0,3 лги и шириной ЗОл^и, при шкивах диаметром каждый 1250 мм и при нормальной величине полёзного напряжения нашел коэфициент трения р. = 0,27. При высоких напряжениях последний поднялся до 0,75, причем он не зависел от окружной скорости. При отношении полезного напряжения к начальному 1 :1 скольжение составляло не более 0,1%, но при превышении полезным напряжением начального оно резко увеличива-
лось.
Стальные ленты могут применяться, главным образом, для передачи значительных усилий и могут иногда с выгодой заменить канатные и ременные передачи. Вследствие значительности допускаемых напряжений размеры лент получаются небольшими, но ввиду того что стальные ленты обладают способностью удлиняться в очень незначительной степени, требуется обращать большое внимание на обработку и установку шкивов, а также на надежную передачу высоких давлений на вал. Шкивы для сохранения работающих под большим натяжением лент должны быть точно центрированы, оси их должны быть строго параллельны. Ввиду опасности поломок, которые происходят внезапно без всякой видимой причины, в местах, доступных для людей,, следует ставить предохранительные ограждения; следует рекомендовать также держать в запасе вторую ленту. Отзывы о работе стальных лент различны: в то время как в одних установках они работают без в :яких повреждений уже долгое время, в других поломки происходят периодически
1 Бели иметь в виду, что изобретатель в своей первой статье о передаче лентой в Z. V. d. I. наделал много грубейших ошибок против элементарной механики (что смотрела редакция!), которые затем исправлял и в которых извинялся, то едва ли можно питать большое доверие к его изобретению — Сталиной ленте и тому, как он проектирует ее устройство. Прим. ред.
7С1
III. КАНАТНАЯ ПЕРЕДАЧА
Канатные передачи применяются при значительных мощностях, которые требовали бы применения ремней чрезмерной ширины; они выгодны при умеренных окружных скоростях, при весьма значительных расстояниях между валами и при распределении энергии на большое число валов. При расстояниях между валами до 25 м. применяют пеньковые и хлопчатобумажные канаты, при еще больших расстояниях — проволочные канаты.
А. ПЕРЕДАЧА ПЕНЬКОВЫМИ И ХЛОПЧАТОБУМАЖНЫМИ КАНАТАМИ
1. Канаты
Пеньковые канаты изготовляются из трепаной баденской пеньки, нз чистой русской пеньки или, наконец, из более жесткой, но лучше сопротивляющейся влиянию атмосферных условий манильской пеньки. Реже пользуются менее выгодным цо своим механическим свойствам джутом. Мягкими и гибкими и поэтому пригодными для небольших шкивов являются хлопчатобумажные канаты. Отдельные волокна пеньки свиваются по винтовой линии в пряди (стренги), а последние, в большинстве случаев по три, свиваются в круглый канат, сечение которого (фиг. 2145) состоит из трех эллипсов, так как отдельные пряди пересекаются плоскостью разреза под углом. Можно считать, что в туго свитых канатах действительное сечение их составляет до 0,67 площади описанного круга, а в слабо свитых — до 0,58, как это следует из сравнения среднего отношения весов единицы объема канатов (табл. 161) к весу высушенных на воздухе волокон пеньки, который составляет 1,5 кг/дм3. Вредное для производительности и срока службы стремление канатов раскручиваться во время работы под нагрузкой устраняется тем, что канаты не свивают, а сплетают. Так, в квадратных канатах (патент Бека Акц. о-ва канатной промышленности, б. Ф. Вольф, в Маннгейме-Некарау) четыре пряди с правой круткой и четыре другие с левой сплетаются таким образом, что раскручивание каната совершенно исключается. Такие плетеные канаты характеризуются большой гибкостью и, благодаря квадратному или трапецевидному сечению (фиг. 2149 или 2150), они прилегают к стенкам ручьев в шкивах лучше, чем круглые канаты. Изготовляются также канаты треугольного, шести-и восьмиугольного сечений. Для защиты от влияния атмосферных условий канаты время от времени смазываются жирной мазью (№28 (XV,197]). При применении канатов под открытым небом их пропитывают также смолой, причем, однако, канаты немало теряют в своей , крепости. От действия влажности длина каната сильно сокращается, и напряжения в нем, а также давление на валы, значительно повышаются. Представление о размерах канатов и их весе дает табл. 161 и таблица из ОСТ 392 (стр. 703).
Наиболее употребительны круглые канаты диаметром </=45 и 50 мм, а также равноценные им в отношении передаваемой работы квадратные канаты со стороной сечения s = 40 и 45 ли/. Канаты меньшего диаметра применяются лишь при передаче незначительных мощностей и при применении шкивов весьма малого диаметра D, причем минимальный допускаемый размер шкива зависит от качества материала каната и способа свивания или плетения. По возможности нужно стремиться к выполнению условия D =от 40 до 50 d\ наименьшее значение, которое относится также к направляющим и натяжным роликам, для трепаной пеньки составляет D = 25rf, для манильской пеньки — £) = 30</, для хлопчатой бумаги — D = 20rf. Если диаметр берут меньше, то нагрузку нужно понизить или считаться с уменьшением срока службы. Наименьшие размеры диаметра шкивов для квадратных канатов содержатся в табл. 1-61.
Сращивание канатов производится исключительно путем сплетения. При этом концы каната, который берется на 3—5 м длиннее, чем получается по геометрическому расчету, распускают, обрезают отдельные пряди по очереди на разную длину и вплетают их затем одну в другую таким образом, чтобы диаметр каната увеличивался незначительно. Сращивание канатов является трудной работой, и для выполнения ее требуются опытные рабочие.
703
Таблица 161.
Диаметр каната в мм 20 25 30 35 40 45 50 55 60 Вес единицы объема в кг Аж*
Кр s о я Баденская трепа- f Вес кг\м £ « пая пенька ( Шкивы •О ша к; 5Е л У 2 и Самая светлая ма-1 Вес кг/м 5 « нильская пенька 1 Шкивы 0>л«л< W г и S1- л 1 £ Хлопчатая бумага { шкивы0>^ « , Баденская трепа- 3 ная пенька Вес кг/м 5 Канаты тугой зей* крутки о | я Баденская трепа- сда 3 ная пенька « .£ Канаты слабой ^сс кг1м , крутки Хлопчатая бумага, g g а канаты тугой о оЛ круткн, пропи- Вес кг/м яи< тайные . ” Хлопчатая бумага, 5 канаты слабой R , < крутки, пропн- ‘ тайные Квадр Акц. о-во канатной про- Диаметр мышленности, бывш. каната мм Ф. Вольф, в Маннгейме- Вес кг/м Некарау Шкивы 0>.ил« |ТЛые 0,32 500 0,28 600 0,28 400 атные канг 0,51 625 0,45 750 0,47 500 i “— канг 25 0,55 375 1ТЫ 0,71 750 0,63 900 0,67 600 0,8 0,7 0,9 0,7 1ТЫ 30 0,90 450 1,00 875 0,83 1050 0,93 700 1,2 0,96 |1,32 1,08 35 1,10 700 1,30 1000 1,10 1200 1,20 800 1,4 1,22 1,56 1,32 40 1,45 800 1,60 ; 1125 1,35 1350 1,50 900 1,7 1,48 1,80 1,56 45 1,75 900 1,90 1250 1,75 1500 1,85 1000 2,1 1,75 2,28 2,04 50 2,15 1100 2,24 1375 2,04 1650 2,10 1100 2,5 2,1 ’ 2,64 2,28 55 2,70 1400 III £ £ £ £ 1 1 1 1 1 1 • КЗ 00 1,00 0,87 0,92 1,07 0,93 1,12 0,98 0,89
Канаты пеньковые приводные (ОСТ 392)
Приводными пеньковыми канатами называются изделия из пеньки, получаемые машинным, скручиванием трех или четырех прядей, состоящих каждая из отдельных каболок (канатная пряжа), и служащие для передачи работы на расстояние посредством вращения приводов.
Крутка прядей и каболок производится в обратные стороны.
Канаты пеньковые приводные должны соответствовать следующим техническим условиям:
Размер каната (диаметр) в Мм Допускаемые отклонения в диаметре в Номера каболок Количество каболок в канате (k) Допуски в номерах каболок Кружка каната Допускаемое отклонение в крутке Теоретический вес 100 м каната при нормальной влажности Ю’/о кг Допускаемые отклонения в весе вследствие изменения влажности, температурных условий и крутки. Разрывное усилие в кг Допускаемое отклонение для разрывного усилия каната
L Отдельных 1 каболок (^) 1 ; Суммарное усилие всех каболок состава. канат
25 30 35 45 40 50 55 1+ 1+ 1+ 1+1+ 1+1+ ЫИШЫ4.Л. >. 30 24 24 24 24 . 24 20 87 99 138 180 225 279 282 ±2Л' 0,84 ±0,1 45,5 65,5 85 112 145 186 213 ±5% 45 57 57 57 57 57 68 3 900 5650 7850 10250 12 850 15900 19 000 -5% 1
Примечания. 1. Номер каболок определяется количеством мотков по 4,5 м в 500 г каболок.
2. Круткой называется отношение шага к длине окружности каната.
3. Крутка 0,84 соответствует углу 32® между осевой линией каната и наклоном витка: допуск ±0.1 соответствует ^4', J
4. 10% нормальная влажность соответствует влажности каната, выдержанною не меиее 24 час, при температуре 15—20’ С и относительной влажности воздуха 60—7(.%
703
2. Силы и напряжения в передачах.пеньковыми и хлопчатобумажными канатами
' О Канатные передачи обладают следующими особенностями.
1. Трение в них усиливается благодаря защемляющему действию клиновидных ручьев (фиг. 2145 и 2147), в которых канаты лежат на шкивах. Поэтому наклонные и даже вертикальные передачи не представляют на практике тех больших затруднений, о которых говорилось в отделе о ременных передачах. Если положить, как и в клинчатых фрикционных колесах,
sin a -J— р. cos а’
то при обычной величине угла между осью и наклонной стороной профиля канавки а = 221/г° мы имели бы
|Л = О,2 0,25 0,3 0,35
|Л = 0,435 0,522 0,603 0,679
Каммерер [XXVI, 6] в своих опытах
Каммерер [XXVI, 6J в своих опытах на оцисанном нами станке с канатами из манильской пеньки нашел / = 0,6, что соответствует отношению напряжений т = = 6,5, причем проскальзывания еще не наблюдалось. Бонте [XXVI, 31] дает / = 0,79 и /п=10,3 при, конечно, необычайно вы- -соких полезных напряжениях. Сильного увеличения коэфициента трения при больших скоростях, доказанного в случае ременных передач, в опытах с канатными передачами до настоящего времени обнаружить не удалось. Впрочем, ввид]’ весьма значительной разницы в коэфициентах трения, которая обусловливается волокнистым ,строением канатов, в противоположность ремням, имеющим гладкую натертую жирами поверхность, нельзя и ожидать, . чтобы увеличение коэфициента трения происходило в той £ же пропорции.
2. Вследствие того, что коэфициент упругости каната меньше, чем коэфициент упругости ремня, как это видно по более крутому ходу при сравнении диаграммы растяжений на фиг. 2133 с фиг. 2039, характер работы каната отли-иесмотря на то, что провес, благодаря большим
20
крен
0%
*0
Фиг, 2132. КривыеТудлинений в новом пеньковом канате.
в
чается меньшей гибкостью даже
'во
20
to%
Фиг. 2133. удлинений кового каната бывшего в работе.
Кривые для пень-
расстояниям между валами, канатных передач имеет большое значение и способствует смягчению работы передачи.
3. Несмотря на высокое временное сопротивление как волокон, которое, например, в случае пеньки заключается в пределах между 4000 и 5000 кг/см2, так и готовых канатов, которые при испытаниях на растяжение обнаруживают временное сопротивление разрыву от 900 до 1500 кг/см2, т. е. в 3—5 раз больше, чем у кожи, все же работоспособность канатов сравнительно меньше. Причина этого заключается в том, что при частом сгибании и перегибании и при постоянном колебании напряжений трение между отдельными волокнами уменьшается. Канаты слабнут тем скорее, тем чаще их приходится подтягивать, и срок службы их сокращается .тем больше, чем сильнее канаты нагружены. Слабым местом каждого каната является место сращивания его концов, особенно если последнее выполнено
неправильно и не очень тщательно.
Канаты слабнут еще и по другой причине. В ручьях клиновидного сечения канаты постепенно с боков сминаются, от этого они ложатся в ручьях глубже,
704
что равносильно уменьшению диаметра шкива. Но это явление, в свою очередь, равносильно удлинению каната, следовательно, натяжение каната уменьшается.
Восстановление первоначального натяжения при значительной вытяжке в случае большого числа канатов много сложнее, чем в случае ремня.
4. Наконец, никогда нельзя ожидать равномерного распределения нагрузки на все канаты передачи в такой же степени, в какой это имеет место по сечению ремня. Практически очень важно, чтобы все ручьи имели строго одинаковую форму сечения и глубину. Если, например, два ручья различной глубины одного шкива расположены против двух одинаково глубоких другого, то один канат будет опережать другой, и поэтому»он будет натянут и нагружен сильнее. Но и вообще канаты одной и той же передачи в большинстве случаев имеют большую рашицу в провесах и в соответствии с этим имеют различные натяжения. Чтобы избежать перегрузки отдельных канатов, не следует брать среднее напряжение слишком высоким.
При первой нагрузке новый канат, как показывает линия ОА (фиг. 2132), построенная на основании данных одного опыта Баха [XXVI', 2] над одним слабо свитым канатом из баденской трепаной пеньки, имевшем диаметр 55 мм
Фиг. 2134. Характеристики для канатной передачи.
Фиг. 2135. Сравнительные характеристики канатной н ременной передач.
показывает довольно значительные удлинения, которые с увеличением натяжения растут медленнее. При длительном действии нагрузки получается упругое последействие; после 120 час. канат вытянулся еще на величину, соответствующую отрезку АВ на диаграмме. Если канат разгрузить, то, как показывает точка С, деформации уничтожаются лишь в незначительной степени. Благодаря упругому последействию кривая по истечении 34 час. доходит до точки D. У туго свитого каната диаметром 39 мм была получена другая, показанная на той же фигуре кривая.
Большую первоначальную деформацию и упругое последействие по кривой ОАВ нужно иметь в виду при надевании новых канатов. Часто канаты, во избежание требующего больших хлопот и становящегося необходимым в непродолжительном времени повторного сращивания, натягивают с чрезмерной силой, создавая весьма высокое давление на вал. Поведение каната во время работы характеризуется линией ВС диаграммы. Если произвести более детальное исследование, то мы найдем, что более низким натяжениям соответствуют большие удлинения, т. е. что канаты при меньшей нагрузке являются более упругими, чем при высокой. Бах нашел, что а Заключается в пределах между 1/4000 и 1/10000 см"21кг. В соответствии с этим нужно принять, что зависимость между напряжениями и упругими удлинениями, важная для характеристики работы каната, изображается не прямой, а кривой линией (фиг. 2133), которая с удовлетворительной точностью может быть построена
45 Геттер, Детали машин, т. ц. ^705
напряжений в ка-
Фиг. 2136. Исследование соотношений натной передаче.
по данным упомянутых опытов Баха. Следует-иметь в виду, что масштаб удлинений на фиг. 2133 в 2 раза больше, чем на фиг. 2132.
Расчеты канатов обычно относят к кругу, описанному около сечения каната, квадрату и т. д., так что напряжения, получающиеся в действительности, обратно пропорциональны „полноте" поперечного сечения. Веса единицы объема пеньковых и хлопчатобумажных канатов, в зависимости от того, свиты они туго или слабо, составляют у = от 1,05 до 0,85 кг1дмй, ав случае пропитанных канатов — до 1,12 кг/дм3 также отнесены к площади описанной основной формы. Если положить в среднем К =1,0 кг/дмя, то кривые провеса, начерченные на фиг. 2036, можно использовать непосредственно также и для канатов, почему названная диаграмма и дополнена линиями для пролетов 25 и 30 м. Сопоставляя их с диаграммой растяжения, имеющей более крутой уклон, мы получаем также более крутые характеристики (фиг. 2134). Для сравнения на фиг. 2135 показаны рядом характеристики для ременной и канатной передач пролетом 20 м, При начальном напряжении 40 кг/см2, которому соответствуют точки А и D, напряжение упало бы до 30 кг/см* при удлинении ремня на величину 5С = 0,32%, а в случе каната на EF =0,105°/о. Следовательно, при больших напряжениях канаты много чувствительнее к изменениям длины, чем ремни. Как показывают вертикально заштрихованные площади, соответствующие напряжению о„ = 25 кг/см2, ремни являются значительно более упругими и мягкими, чем канаты. Лишь при низких напряжениях картина в обоих случаях получается одинаковой, как это можно непосредственно видеть, сравнивая площади G и Н, построенные для % = 8 кг/см2. Если бы удалось изготовить такие канаты, которые имели бы большую упругость и сохранили бы ее долгое время,
то, нагружая больше, их можно было бы использовать лучше.
В канатных передачах предварительное натяжение вызывают тремя способами, о которых подробнее сказано на стр. 625. При значительных расстояниях между валами для этого можно воспользоваться непосредственно собственным весом каната; это представляет выгоду в том отношении, что при этом ослабляется влияние колебаний температуры и влажности. При коротком расстоянии между валами, рекомендуется непосредственно надевать канат с известным натяжением; при этом колебания температуры и влажности повышают давление на вал часто весьма значительно. В последнее время все более и более переходят к искусственной нагрузке при помощи натяжных роликов.
Соотношения между действующими в канатной передаче силами будут нами показаны на примере.
Пример 9. Между двумя шкивами с диаметрами О^ббОО и Z)a = 2500 мм, находящимися на расстоянии 20 м один от другого, нужно устроить передачу z = 12 канатами диаметром *(=50лш, при полезном напряжении а„ = 7,5 кг/см2 и скорости v = 25 м/сек. Канаты должны получить начальное напряжение о, = 15 кг/см2, так что давление на вал будет равно четырехкратному окружному усилию.
Сперва мы на фиг. 2136 (слева) через точку С, соответствующую данному началь ному напряжению и лежащую на линии провеса АВ, проводим линию, представляющую зеркальное изображение диаграммы растяжения GH, которая дана справа отдельно, и между этими двумя линиями вставляем вертикальный отрезок DE, равный центробежному напряжению
_ Т • V2 1,00 • 252
' 10g- “ 10-9,81 "" 6,37 KilCM ’
7t6
Фиг. 2137. Канатная передача с натяжной тележкой.
Тогда ниже точки Е получится свободное напряжение в ведомой и ведущей частях каната при холостом ходе а0' ==EF = 12,2 кг/см?. По способу Штиля чертим теперь диаграмму растяжений, уменьшив напряжения на величину, соответствующую центробежному напряжению а,, следовательно, на фигуре откладываем отрезок GH кривой на фигуре справа от точки О, получаем, таким образом, кривую OJ и, откладывая ее абсциссы на кривой провеса, получаем характеристику KLM для скорости 25 м!сек. Точка характеристики L, лежащая на высоте а0', является исходной для определения свободных напряжений в ведущей и ведомой частях каната. Между характеристикой и ее зеркальным изображе-нием, проходящим через L, вставляем полезное напряжение an = NPn таким образом находим PQ = =а./=9,4 и 7VQ=a/= = 16,9 кг/слА. Для приближенного определения достаточно опять
воспользоваться ли-
нией для пролета 20 м (фиг. 2134), если построить ее зеркальное изображение на высоте <г0' путем откладывания an. Мощность, передаваемая 2 = 12 канатами равна
75
z • -ксР - а.. • v 12 • тс 5а 7,5 • 25 -----------------—-------------------------= 590 л. с.
4-75
4-75
‘к • 52
Давление на вал с А„ = 2г • • а, = 2 • 12 • ——-15~ 7070 к? во время
7Л7Л ®о' 7070-12,2
покоя падает до 7070 • — =-----------= 5750 кг во время холостого хода и до
°0 15
7070 • °2- = 7070 • = 6200 кг при полной нагрузке. Если бы при холо-
2 a, 2-15
стом ходе центробежное напряжение вычиталось полностью, то давление на вал составило бы лишь 4070 кг.
3. Устройство канатных передач
не больше 55 мм, то мощность, передаваемая
Ведении шкив
ч Ручья
Фиг. 2138. Канатная передача с натяжением пря помощи груза.
Так как диаметр каната обычно берут равным от 45 до 50 мм и ни в коем случае одним канатом, ограничена и определяется окружной скоростью, котооая ему может быть сообщена. Для передачи больших мощностей располагают рядом несколько канатов параллельно или изматывают один и тот же канат несколько раз вокруг обоих шкивов (фигура 2137). В то время как в первом случае, в передаче с предварительным натяжением, используют упругое удлинение или провес, во втором случае, в пе-
редаче непрерывным канатом, натяжение создают искусственным путем при помощи специальной тележки (ф лг. 2137) или при помощи ролика с натяжным грузом (фиг. 2138), и таким путем компенсируют изменения в длине каната, производимые тем-
45*
707
пературой,влажностью, рабочими напряжениями и упругим последействием. Преимущество передач с одним непрерывным канатом заключается в том, что в них имеется лишь одно место сращивания и что канат работает под одним определенным регулируемым натяжением. Недостатком же нх является вынужденная остановка всей фабрики или мастерской при повреждениях. Не исключается также возможность местной неравномерности в распределении напряжений в канате, ёсли ручьи имеют неодинаковую форму и отдельные ветви каната лежат в них на различной глубине.
В обоих случаях валы, несущие шкивы, для сохранения канатов, должны лежать параллельно один другому, хотя возможность незначительных отклонений даже при хорошем ведении каната шкивами не исключается. Так, Бах приводит один пример, когда канаты с диаметром 45 мм передавали 600 л. с. при угле между
валами 6с30' и работали при этом удовлетворительно. Естественно, что при больших углах приходится ставить направляющие ролики, руководствуясь соображениями, изложенными при рассмотрении ременной передачи. Канат будет сохраняться лучше, если при прохождении по направляющим роликам он будет изгибаться всегда водном и том же направлении; опорные ролики (фиг. 2140) действуют неблагоприятно и уменьшают срок службы каната. Расположение натяжных роликов по фиг. 2133 в этом OTi ошении лучше, чем по фиг. 2139. Особенно нужно обращать внимание на это обстоятельство в случае кана-
Фиг. 2139. Передача бесконеч- ната. Расположение натяжных роликов по фиг. 2138 в этом
ным канатом.
тов трапецевидного сечения; но и у круглых канатов при проходе ручьев в большинстве сл)Чаев получаются с боков примятые поверхности, которыми канат прилегает постоянно к стейкам ручья.
а) Передача с предварительным растяжением
Длина, на которую нужно укорачивать канат для создания начального натяжения, как показывают фиг. 2132 и 2133, зависит от рода и состояния каната, т. е. от того, новый ли канат или он уже вытянулся под нагрузкой. Учитывая ожидаемые остаточные деформации и изменения влажности, новые канаты приходится натягивать сильнее; канаты обычно сращивают так, чтобы они получились короче на 3—5%.
Фиг. 2140. Канатная передача с поддерживающим роликом
Фиг. 2141. Канатная передача с промежуточным роликом.
Если первую цифру применить к туго свитым, а вторую к слабо свитым канатам, то по диаграмме на фиг. 2132 от предварительного натяжения возникает напряжение 17 и, соответственно, 20 кг/см?, и потому давления на валы получаются в 2,5— 3 раза бдльшне окружного усилия. Но если туго свитые канаты укоротить еще больше, то нагрузка валов и подшипников увеличивается весьма значительно, так что иногда при расчетах канатов принимают, что давление на вал в 4—5 раз больше окружного усилия. Но имея в виду, что канаты сильно укорачиваются от сырости и что в них возможно возникновение высоких напряжений, диаметры валов и подшипников в канатных передачах по сравнению с ременными нужно брать больше.
Во время эксплоатации канаты постепенно удлиняются, и провес их увеличивается. При этом напряжения, обязанные своим происхождением вытяжке каната, частично заменяются напряжениями, обусловленными наличием провеса, и, притом в тем бо1ьшей степени, чем значительнее провес каната. Поэтому передачи с незначительным расстоянием между валами чувствительнее к изменениям длины И провеса. Возможно, чго более благоприятные условия для работы нужно создавать путем увеличения диаметров шкивов и путем применения мягких и упругих канатов. Рас--708
стояний между валами менее 6—8 м лучше совсем избегать, наибольшим же пре* дельным расстоянием являются 25— 30 м. Если расстояние еще больше, то требуется включение либо промежуточных шкивов (фиг. 2141) либо опорных роликов (фиг. 2140), из которых последние, как показывает опыт, в большинстве случаев сильно портят канаты. Значительные передаточные числа еще более невыгодны, чем в случае ременных передач. Обыкновенно далее 1:2 не идут, в крайнем случае при большом расстоянии между валами применяют 1:5. Передачи обыкновенно устраивают открытыми. Хотя в случае перекрестной передачи провес делается безвредным, но зато , канаты при применении шкивов с обыкновенными ручьями сильно трутся один о другой. Поэтому ведущие или сильнее натянутые части каната располагают по две рядом, а ведомые части располагают снаружи первых. Если одна из послед-
них заденет ведущую часть каната, то она отбрасывается в сторону и приходит ___ роисходит
ручьи для
в колебание, так что соприкосновение п межутка времени. Из-за этих дится располагать на больших расстояниях один от другого, отчего при нескольких канатах получаются широкие, тяжелые и дорогие шкивы, и к тому же для них нужно много места. Невыгодным, далее, является и то обстоятельство, что канаты перегибаются в различных направлениях, и потому уменьшается срок их службы;
Большого внимания при больших расстояниях между валами заслуживают весьма значительные и при высоких скоростях сильно увеличивающиеся провесы, для которых нужно предусмотреть достаточное свободное пространство. Для определения провеса нужно в формулу (648), относящуюся к горизон
колебаний
лишь в течение короткого проведомых частей канатов прихр-
' ' | h—,ех—т—
Фиг. 2141а. Канатная передача с натяжным роликом. Вюльфель, Ганновер.
тальным канатам,
____Т • а9 ^*а~ 8000з
вместо « вставить свободное напряжение V при холостом ходе, если ведуща». часть каната расположена внизу, в противном же случае нужно подставить свободное напряжение а/ в ведомой части каната. Вместо пролета а можно брать расстояние между валами. В примере канаты с весом единицы объема ч = 1,00 кг[дм* во время покоя в среднем провисают на
1,00-20002 оо
8000-15 33 СМ>
а при холостом ходе на
, 1.00 -20009
Уа — 80и0 • 12,2 — 41 СМ‘
Во время работы у ведущих частей каната получается в среднем провес
1,00- 20003 “ 8000 • 16,9
29,5 см,
а у ведомых
1.00-20009 со
“ 8000 - 9,4 ^53 СМ'
709.
т. е. 2,7%- Вследствие неравномерного распределения усилий по отдельным канатам при определении необходимого свободного пространства в местах наибольшего провеса необходимо увеличивать его по меньшей мере в l’/з раза.
Для предварительного определения необходимых размеров свободного пространства под ведомой частью каната часто принимают, что провес составляет 5—10% от расстояния между валами, причем большую цифру берут для большего расстояния. В случае шкивов небольшего диаметра нужно проверить, не будет ли верхняя, ведомая часть каната задевать за нижнюю, ведущую. В случае наклонного расположения передачи остаются в силе выводы, сделанные к фиг. 2035.
б) Передача с натяжением грузом, передача с одним непрерывным канатом
Пример искусственной нагрузки нескольких канатов при помощи одного натяжного ролика по типу фиг. 2009, давящего на ведомые части каната» дают фиг. 2141а и b по конструкции завода Вюльфель в Вюльфеле возле Ганновера. Восемь квадратных канатов сечением 45 X 45 мм служат для передачи 250 л. с. на малый шкив с диаметром 1250 мм при 1 320 об/мин или при скорости каната 20,94 м!сек и при полезном напряжении kn = 5,5 кг)смР-. Натяжение вызывается при помощи ролика, опоры для которого расположены на полу и который нагружается весом грузов, висящих на особом канате. .Шкивы в целях предусматриваемого в будущем повышения мощности снабжены 10 ручьями.
При передаче непрерывным канатом (фиг. 2137) бесконечный кана? с ручья 1 шкива / идет к расположенному в той же плоскости ручью 1 на шкиве //, с него к ручью 2 на шкиве I, затем к ручью 2 на шкиве II и. т. д. и, наконец, с ручья 5 на шкиве / через наклонно расположен-
Фиг. 214lb. ный натяжной ролик к ручью I того же
шкива. Таким образом шкив I имеет всего 5 ручьев, следовательно, на один больше, чем шкив II и большие числа ведущих частей каната, принимающих участие в передаче сил. В целях экономии места натяжной ролик, занимающий наклонное положение, располагают между шкивами нй тележке, находящейся под действием особого груза. При этом расстояние между валами должно быть настолько большим, чтобы можно было разместить и тележку и направляющие ролики каната, к которому привязан груз, и чтобы тем не менее ход тележки получался большим. При незначительном же расстоянии между валами натяжную тележку можно поместить также и вне шкивов.
Другой путь для достижения той же цели показан на фиг. 2138, на которой канат подводится к висящему натяжному ролику при помощи двух особых параллельно расположенных роликов. При этом главные шкивы и*еют лишь по четыре ручья; для этого устройства, однако, необходимы два направляющие ролика, которые, хотя и сидят на общем валу, но могут вращаться независимо один от другого, чтобы избежать скольжения каната при различии в скоростях. Один из роликов, вращающихся в одном и том же направлении, может быть на валу заклинен, другой же может быть оставлен подвижным между двумя установочными кольцами. В обоих случаях натяжной ролик ставится на ведомую часть каната, к чему всегда нужно стремиться, чтобы получить меньшее натяжение. Важно обеспечить хорошее направление вертикально движущейся натяжной тележке (фиг. 2138), так как иначе ролики работают весьма неспокойно.
Если нужно распределить мощность передачи на несколько валов, то сперва определяют мощности, передаваемые отдельными частями трансмиссионной установки, и затем по ним подсчитывают число обхватов канатом шкива, т. е. число ручьев
710
на шкивах. В одном месте канат пропускается через натяжной ролик или через натяжную тележку. В выборе расстояния между валами и взаимном расположении шкивов в случае передачи с натяжным роликом мы обладаем значительно большей свободой, чем в передаче с предварительным растяжением. Точно так же при установке под открытым небом передача с натяжным роликом удобнее, так как изменения влажности компенсируются автоматически. Провес высчитывают вышеуказанным путем, но особенно больших припусков к нему делать не следует, так как канаты в данном случае натянуты равномернее ' и провес в известных границах регулируется нагрузкой. Для хода натяжных роликов или тележек в передачах внутри зданий предусматривают длину 2,5, а под открытым небом от 3 до 3,5°/о полной длины каната, что соответствует удвоенному удлинению каната.
4. Расчет и к. п. д. канатной передачи
Если по расчету достаточен один канат, то при круглом сечении диаметр d получают, зная окружное усилие U или мощность N при полезном напряжении kn из формулы:
(702)
4 k„ или при квадратном- сечении, при стороне его s, из формулы
(703)
Круглые канаты диаметром 55, 50 и 45 мм считаются равнопрочными квадратным канатам со стороной сечения 50, 45 и 40 мм.
Если окружное усилие U канатом, то, выбрав диаметры канатов по формуле:
z
или мощность Л7 превосходят допускаемые одним шкивов и каната, определяют необходимое число
75 W
U
4 • d~ • 4 • d~ • v • К
(704)
Полученное таким образом число канатов в большинстве случаев увеличивают на 1 или 2, для того чтобы работа передачи при обрыве одного каната могла продолжаться без перегрузки остальных.
На величину допускаемой нагрузки kn влияют многие факторы, из которых важнейшими являются: качество каната, скорость, отношение диаметра каната к диа-
метру шкива, расположение передачи, величина угла обхвата малого шкива и способ натяжения. Их влияние в отдельных случаях иногда нуждается в более точном объяснении. Наиболее выгодным значением скорости в настоящее время считается 15 — 20 м/сек, но должно ли вообще и в какой степени уменьшаться kn с увеличением скорости, еще не решено. На основании некоторых взятых из литературы данных, нами построена диаграмма на фиг. 2142, а ряд других данных нами указан ниже.
Очень низкие в сравнении с временным сопротивле-
7П
нием канатов разрыву значения для Л„, как уже указывалось, находят свое основание в стремлении уменьшить удлинение каната во время работы и сделать подтягивание каната более редким, а также уменьшить перетирание канатов с внутренней стороны. При выборе наименьшего диаметра шкивов, к которому можно прибегнуть лишь в случае особой н\жды, отсылаем к табл. 161. Передачи, работающие
с натяжным грузом, превосходят передачи с предварительным натяжением, так как они позволяют понизить натяжение в ведомой части шкива и поддерживать его на определенной высоте, а также исключить вредное влйяние температуры и
влажности, так что установки с натяжным грузом при прочих равных условиях
можно рассчитывать по более высоким значениям, указанным ниже.
У пеньковых и хлопчатобумажных канатов в зависимости от их качества допускают полезное напряжение Л„ = 5..8 кг/см2. При благоприятных обстоятельствах,
Фиг. 2143. Коэфициент полезного действия канат-
вых передач в зависимости от полезного напряжения по Каммереру.
при канатах наилучшего качества, при больших диаметрах шкивов, при передаточных числах от 1:1 до 1:2, при горизонтальном или слегка наклонном расположении передачи п при равномерной нагрузке доходят до 10 кг/см2, так что на каждый круглый канат наиболее употребительного диаметра 50 мм или на каждый квадратный канат со стороной сечения 45 мм можно считать окружное усилие равным 100...150, а в наиболее благоприятных случаях и 200 кг.
Б а х рекомендует определять полезное напряжение в зависимости от диаметра шкива и брать для лучших пеньковых канатов следующие цифры:
, при £>$>30 d и угле обхвата <о>140°, йя = 3,8
5,1 кг/см-, 7,6 .
D > 50 d „
«>>170° ftn = 6,4
При скоростях 30 м/сек и более, предполагая, что диаметры шкивов большие и что вообще имеются благоприятные условия, < н считает допустимым kn = 12,7 кг/ем2.
Каммерер на основании своих опытов ,с несколькими расположенными рядом 50-лгл/ круглыми канатами, надетыми на шкивы диаметром 1000 мм, следовательно, почти для самого выгодного соотношения D = 20 d, дает кривую допускаемых полезных напряжений (фиг. 2142), которая поднимается приблизительно до 22 м/сек, а затем снова опускается. На больших шкивах можно допустить повышение этих значений. Цифровые данные для
Фяг. 21->4. Коэфиц! вты полезного действия канатных пе, едл по Бонте. .
этого, однако, отсутствуют.
Куцбах исходит из среднего напряжения каната kn и для зависимости полезного напряжения kn от скорости каната v выводит соотношение
Для k„, он рекомендует следующие цифры:
при £>s30 d и углах обхвата а ^140°, km= 5 кг/см2 -
. Ds50 d . . . а^180°, Лт=7- • • 10 „
Для этих значений получаются начерченные на фиг. 2142 линии, которые с увеличением скорости опускаются. При хорошем качестве канатов и при больших диаметрах шкивов можно допустить /г„=15 кг/см? и более.
В связи с изложенным о полезном напряжении нужно еще раз указать, что предварительное натяжение не должно быть бесполезно высоким. Чрезмерная величина последнего не только перегружает валы, но делает работу ввиду уменьшения упругости каната жестче и приводит к быстрому разрушению внутренности каната при прохождении по шкивам. Для передач с предварительным растяжением Каммерер считает достаточным 20, а для передач с натяжными грузами 10 кг/см2.
712
Предельные значения к. п. д., определенные в опытах Каммерера [XXVI, 6] с канатными передачами, даны иа фиг. 2143. Замечательна разница, существующая между тремя типами передач. В то время как кривые для одного каната обнаруживают пологий ход изменения к. п. д. для широких пределов нагрузки, сам к. п. д. имеет значительную величину, к. п. д. для передач с 4 параплельными канатами быстро достигает своего наибольшего значения, а затем опять быстро падает. Нагрузка этих канатов была незначительна, но ее нельзя было повышать дальше, так как мощность мотора была уже исчерпана. Вероятно, этим именно обстоятельством нужно объяснить своеобразный ход этих кривых, так как при опытах Бонте [XXVI, 31] характер кривых не подтвердился. По фиг. 2144 различие в к. п. д. одного и нескольких канатов уменьшается при очень высокой нагрузке канатов.
Передача непрерывным канатом при работе трех ветвей канатов по фиг. 2143 дала значительно меньший к. п. д., чем в других типах передач.
5. Конструкция шкивов и всей передачи в целом
Обычные профили ручьев показывают фиг. 2145—2150. Чтобы улучшить прилегание канатов за счет некоторого защемляющего действия, стенки ручьев на ведущих шкивах для круглых канатов располагают под углом 45° (фиг. 2145 и 2147). Ру
чьи остроугольного сечения не выгодны, так как канаты при сбегании со шкивов и при набегании на них будут сильно перетираться и, натяжения в канатах будут слишком различными, если один канат ляжет в ручей глубже другого. При этом получается явление, аналогичное тому, о котором мы говорили в п. 2 этой главы по поводу ручьев различной глубины. Если диаметры канатных шкивов различны, то глубина погружения каната в ручей большого шкива сказывается в сравнительно меньшей степени, чем в случае малого шкива. От действия
Фиг. 2145—2150. Формы ручьев и сечеиия канатов в канатных передачах.
указанной причины передаточное число изменяется, один из канатов начнет скользить и будет изна-
шиваться сильнее; одновременно падает и к. п. д. Нормальные размеры ручьев по DIN 12] даны в табл. 162.
Таблица 162
Ручьи шкивов для пеньковых канатов по DIN 121 (фиг. 2147)
Диаметр круглого каната мм Толщина квадра ного каната мм Расстояние между ручьями t мм Размеры ручьев Толщина стенки между ручьями b мм
а мм С мм е мм
25 23 36 ' 28 12.5 21 8
30 27 41 33 15,0 25 8
35 32 47 39 17.5 30 8
40 35 54 44 20,0 34 10
45 40 60 50 22,5 38 10
50 45 65 55 25 42 10
55 50 73 61 27,5 46 12
Если для квадратных канатов воспользоваться ручьями клиновидного сечения с углом между боковыми сторонами 45°, то канаты будут прилегать лишь к одной
713
стейке, как показано в средней части фиг. 2147; при этом центр тяжести сечения каната установится в ручье глубже, чем в начерченном справа симметричном положении. Вследствие одностороннего прилегания канат касается также и вертикаль-
ной стенки, разделяющей ручьи, и потому трется о нее при набегании на шкив и при сбеге с него. Профи ти
Фиг. 2151. Шкив для пенькового каната БАМАГ.
ручьев, начерченные на фиг. 2148 и 2149, с углом наклона боковых поверхностей одна к другой 75°, рекомендует Акционерное о-во для канатной промышленности б. Ф. Вольф в Маннгейме для передач с непрерывным канатом. Квадратные канаты ложатся в такие ручьи симметрично, так что канат о стенки ручья не трется. Обычный профиль ручьев, по фиг. 2150 пригоден также для канатов трапецевидного сечения, которые хорошо прилегают к поверхностям, расположенным под углом 45° одна к другой.’
Ручьи поддерживающих и
направляющих роликов для круглых канатов очерчиваются по кругу (фиг. 2146J; такие ручьн
дают большую площадь прилегания каната ко дну ручья.
Фиг. 2164 представляет обод шкива с 14 ручьями; внутренняя поверхность обода с целью экономии металла сделана волнистой в соответствии с очертанием
дна ручья. Для облегчения формовки
часто, однако, предпочитается цилиндрическая поверхность (фиг. 2147).
Чтобы получить гладкие и по своему профилю и. глубине строго одинаковые ручьи, обод шкива иногда подвергается лишь черновой предварительной обточке, а затем уже фрезуются начисто. Гладкость стенок ручья важна для уменьшения изнашивания каната.
Относительно спиц, втулки и раз-резывания шкивов на части можно повторить все, что нами сказано при рассмотрении шкивов для ременных передач. Отличие заключается лишь в том, что размеры спиц вследствие того, что нагрузка от предварительного натяжения и от колебания влажности выше, следует увеличивать. Канатные шкивы разрезают между спицами чаще, чем ременные, что вследствие большой жесткости и прочности сечения обода, а также вследствие применения меньших скоростей является допустимым, при значитель-
Фиг. 2152. Канатный шкив с разъемом между двойными спицами..
ных же скоростях такого способа де-
ления шкивов на отдельные части следует избегать. Шкивы шириной более 400 —500 мм делаются с двумя рядами спиц; шкивы с большим числом ручьев делаются таоде в виде двух отдельных шкивов, которые затем соединяются болтами. Разрезной шкив с семью ручьями показан на фиг. 2151 (конструкция Берлин-Ан-
714
гальтского машиностроительного акц. о-ва в дессау). Стык выполняют таким образом, чтобы он- казался сбоку закрытым.
У шкива завода Вюльфель (фиг. 2152) с плоскостью разъема по спицам сечение спиц взято в виде двух эллипсов с узким соединительным ребром.
Фиг. 2153. Канатный шкйв для рабочих скоростей до 40 м/еек по Каммереру. М. 1:25.
Шкивы, которыми Каммерер пользовался на станке, изображенном на фиг. 2041, при скоростях до 40 м/сек, и которые встречаются на практике в станах для прокатки проволоки, показывает фиг. 2153. Разъемная стальная литая втулка, которая была
3
применена также и для ременных шкивов (фиг. 2079), ссединяется с обеими половинами обо~а плоскими железными стенками; обе половины шкива стягиваются, кроме того, болтами и двумя цельными стальными кольцами, которые на еваются на ребра жесткости, сделанные из листо- -вого железа на внутренних краях шкивов. Фиг. 2154 показывает соединение обода с дисками из листового железа при помоши болтов, разгружаемых от дей-
ствия поперечных сил особыми, Фиг. 2154. Соединение обода с боковинами (висками) в шки-тшательно пригнанными сталь- ве фиг. 2153 по Каммереру. М. 1:5.
ными кольцами.
Натяжную тележку показывает фиг. 2155. Шкив опирается на четырехугольную раму, собранную из фасонного железа и вращающуюся около двух цапф Z, раслоложен-
болта
715
. 155. Натяжная тележка для канатней передачи. М. 1:25.
Фиг. 2156. Формовка канатного шкива при помощи шаблонов.
ных в средней плоскости шкива; при сборке передачи рама может устанавливаться в наклонном положении и закрепляться в нем путем затягивания болтов S. Поперечные балки для цайф Z одновременно опираются на четыре колеса тележки, которые катятся по двум швеллерам или, при горизонтальном расположении, по рельсам. Для установления точного положения оси ролика служат установочные винты Т, которые держат вкладыши подшипника шаровыми опорными поверхностями типа, применяемого в подшипниках Селлерса.
Фиг. 2156 показывает формовку канатного шкива при помощи шаблонов. На горизонтальном выровненном полу литейной ямы укладывается кольцо, которое предохраняется от смещения несколькими колышками, и на этом кольце из глиняных кирпичей с промежуточными железными пластинами выкладывается форма обода, внутри ее вытачивают шаблонами 1 ручьи и для
716
просушки форму из ямы вынимают. В яме же изготовляется и ложная форма для верхней опоки, соответственно очертаниям верхней половины втулки и внутреннему очертанию обода; конечно, форму делают слегка конической с целью более удобного снимания верхней опоки. На поверхности разъема формы, совпадающей с средней плоскостью шкива, расчерчивают центровые линии спиц 2. После этого набивается верхняя опока, причем в нее вкладываются вспомогательные модели приливов для соединительных болтов и модели выступающих частей обода. После снятия опоки формуют ручьи на окружности при помощи шаблона и выбирают землю вдоль намеченных центровых линий спиц. 3 Эскиз 4 показывает формовку дна. Формовку спиц поясняет эскиз 5. Шаблон В ведут по двум линейкам L, которые для уменьшения толщины спиц от втулки к ободу делают с небольшим сужением, причем шаблону придают эллиптическую форму, соответствующую наименьшему сечению спицы. Получаемое сечение спицы представлено слева в большем масштабе; в средней части оно ограничено прямыми линиями, а в остальн-ых четырьмя эллиптическими дугами. Эскиз 6 показывает форму, готовую для отливки, справа показано сечение её вдоль спицы, а слева — вдоль плоскост разъема шкива, в которой вкладываются пластины S, служащие для образования разбиваемого стыка.
Б. ПЕРЕДАЧА ПРОВОЛОЧНЫМИ КАНАТАМИ
Проволочно-канатные передачи применяются при очень значительных расстояниях между валами; мы дадим о них лишь самые краткие сведения, так как со времени введения передачи энергии при помощи электрического тока они свое прежнее значение утеряли и выполняются реже.
1. Трансмиссионные проволочные канаты
Они состоят из большого числа проволок, которые сперва свиваются группами по винтовым линиям, около пеньковой сердцевины или же около мягкой железной проволоки, в пряди (стренги). Последние снова свиваются по спирали около пеньковой сердцевины, но закручиваются уже большей частью в обратную сторону и таким образом соединяются в один канат. Назначение сердцевины заключаются в том, чтобы сделать длину всех рабочих проволок одинаковой и тем обеспечить равномерное распределение напряжений. Пеньковая сердцевина пропитывается жиром или смолой; она смазывает канат изнутри и предохраняет канаты от ржавления.
Д1Я изготовления проволоки применяется мягкая или твердотянутая литая сталь; последняя применяется в особенности при расстояниях между шкивами более 50 м, чтобы избежать чрезмерного удлинения каната под действием собственного веса. Канаты, работающие под открытым небом, изготовляются из оцинкованной проволоки. Временное сопротивление разрыву проволоки из шведского железа, выплавленного на древесном угле, составляет около 5000, проволоки из тигельной стали —12 000, а оцинкованной проволоки — от 10000 до 110J0 кг'см2. Диаметр каната в большинстве случаев заключается между 9 и 30 мм, а диаметр проволоки — между 0,8 и 2 мм. Последний наряду со способом свивания каната определяет также степень гибкости каната и вы ор диаметра D шкиьоз, который должен быть самое меньшее в 1000 раз, а еще лучше в 1500 раз больше диаметра проволоки
£>>1500 3. (705)
Хотя по этой причине тойкая проволока и выгоднее в отношении выбора размеров шкива, все же, с другой стороны, нужно иметь в виду, что она и изнашивается быстрее, следовательно, канат имеет меньший срок службы.
Отношение диаметра каната D к диаметру каната d берется таким, чтобы было выполнено условие £)>150 d, иногда берут D = 175 d. Размеры трансмиссионных канатов фирмы Фельтен и Гильом в Кельн-Мюльгейме содержатся в табл. 163.
Для сращивания концов необходимы 5—6 м каната. При сращивании пеньковые сердцевины вырезаются, пряди обрезаются ступенями через определенную длину, и их проволоки вплетаются на длине 1 м таким образом, чтобы наружный диаметр в месте сращивания был равен диаметру каната и чтобы концы проволок не выступали. •
717
Таблица 163
Трансмиссионные канаты фирмы Фсльтен и Гн льем в Кельн-Мюльгс ₽мв
Диаметр каната а В JUf Полезное усилие в кг Для шкивов обычного диаметра Для шкивов малого диаметра
D 175 d D 150 d
число днамегр Приблизительный вес каната в ь,г}м число диаметр Приблизив тельн.й вег маната £> в кг[м
проволок в канате проволок в канате
t 6 в мм г i в мн
9 10 11 12 13 14 15 .16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 37 50 60 70 85 100 120 140 160 180 210 210 270 300 330 365 400 445 500 36 42 36 42 36 42 48 42 43 43 54 60 60 66 72 сч Я». (О со во-* еоо^о О 1 | 1 0,26 0,31 0,33 0 45 0,51 0,61 0,70 0,79 0,41 1,15 1,30 1,46 1,80 2,00 2,20 48 54 60 64 72 64 72 80 80 88 80 88 80 88 96 96 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0 1.2 1,2 1,2 1,4 1.4 1.6 1,6 1,8 1,8 1.8 2,0 0,36 0,40 0,45 0,48 0,55 0.69 0,79 0.М8 1.20 1,33 156 1,73 1,98 2,19 2,41 2,97
2. Силы и натяжения в передачах с проволочными канатами
Так как коэфициенты удлинения применяемых материалов малы, то жесткость передачи повышается и ввиду возникновения значительных изменений натяжения от колебаний температуры исключается возможность применения проволочи© канатных передач при коротких расстояниях между валами. На практике редко идут ниже е = 25 м. Проволочные канаты прилегают лишь ко дну ручьев и окружное усилие передается за счет трения. За недостатком детальных исследований о влиянии отдельных факторов на работу передачи, обыкновенно коэфициент трения считают равным <1 = 0,25 и в соответствии с этим отношение напряжений при обычном обхвате канатами половины шкива принимают равным
^7=^=6^ = 2,2. (706)
•$2 °2 7
3. Конструкция проволочно-канатных передач
Расстояния 100—120 м могут быть преодолены одной передачей. При больших расстояниях включают промежуточные двухручьевые шк1вы по фиг. 2141; по возможности следует избегать применения поддержке: юших р >ликов по фиг. 2140, так как канаты вследствие изгиба в противоположных направлениях быстро изнашиваются. Шкивы обычно берут одинакового диаметра, передаточное чис?<>, следовательно, берут равным 1 : 1, так как иначе большие шкивы п ручаются слишком значительных размеров и слишком тяжелыми. Другие передато ные числя должны осуществляться другими средствами — ременными, канатными из очатыми передачами, примыкающими к проволочно-канатной передаче. Следующим необходимым условием безупречной работы проволочно-канатных передач является практически рав
718
номерная нагрузка. Работа с ударами и неравномерная нагрузка создают неспокойный ход или сильные колебания, которые могут привести к спаданию канатов со шкивов.
При небольших мощностях скорость каната обычно берут низкой, между 6 и 10 м/сек, при больших скорость повышают примерно пропорционально нагрузке, доходя до 25 м/сек. Предел мощности проволочно-канатных передач, который всегда определяется мощностью, передаваемой одним канатом, по табл. 163 характеризуется цифрой (на один канат) z
-1 кт 500-25 1С_
N = ~— = 165 л. с.
7о 75
При конструировании передач можно исходить из числа оборотов шкива от 100 до 120 об/мин.
Для спокойного хода передачи крайне важно, чтобы шкивы были установлены строго в одной плоскости и чтобы валы занимали горизонтальное положение. Возможность устройства перекрестных передач и изменения направления при помощи направляющих роликов исключается и может быть осуществлена путем включения конической зубчатой передачи. Заколачивание клиновых шпонок может вредно отозваться на работе передачи, почему в большинстве случаев ограничиваются закреплением втулок при помощи только призматических шпонок или .же тангенциальных шпонок. Шкивы должны быть точно центрированы и выба-лансированы. При больших расстояниях между валами получаются- весьма значительные провесы, которые при работе сильно изменяются и могут составлять от Здо6% пролета (пример 11); они определяют положение шкивов над землей или же над предохранительными сетками и тем самым определяют высоту опорных столбов или опорных конструкций. Выгодно располагать ведущую часть каната внизу. Наклонные передачи ввиду меньшей величины провеса невыгодны. Чтобы избежать несчастных случаев, над доступными людям местами нужно помещать предохранительные устройства в форме проволочных решеток, сеток, железных или деревянных желобов, которые поддерживают канат при обрыве или при спадении со шкива.
Для защиты от ржавления канаты покрываются канатной олифой, и ежемесячно во время работы смазываются канатным жиром (№ 28 инструкции [XV, 9]). При непрерывной работе и хорошем уходе продолжительность службы трансмиссионных проволочных канатов достигает 2—3 лет.
4, Расчет проволочных канатов
Канат можно выбрать по каталогам соответствующих фирм, исходя из переда-75/V
ваемого окружного усилия и = - и принимая во внимание приведенные выше
соображения о скорости и числах оборотов; провес, который нужно придать канату при его надевании на шкивы, можно определить по предварительному натяжению. Этот до настоящего времени наиболее обычный способ расчета при коротких расстояниях между валами дает легкие передачи, которые имеют однако незначительный провес и весьма чувствительны к удлинениям каната от длительной эксплоатации и от повышения температуры.
По предложению фирмы Фельтен и Гильом в Кельн-Мюльгейме правильнее брать вес каната таким, чтобы необходимое для передачи окружного усилия U трение получалось при умеренном провесе. Фирма дает величину провеса в 2°/о от расстояния между валами и диаметр шкивов D — 175 d, причем она не рекомендует делать числа оборотов шкивов более 120—130 в минуту. Для надежности фирма принимает для коэфициента трения величину р.=®0,16, меньшую, чем обычно принимаемая |i = 0,25. Учитывая, что в начале работы всегда получается некоторое удлинение, новые канаты надевают на шкивы с провесом 1,5%.
Свободное усилие 5/, действующее в ведущей части каната, по формуле Эйтельвейна (660), если подставить S2' = 5/ — U, связано с окружным усилием U следующим образом
*
719
принимая, что угол обхвата
<о = 0,9 л, получаем
9 шкива канатом равен полуокружности,
т.
е.
что
5/ = 2,75 U.
С другой стороны, зная провес у, = 0.02а и вес g0 погонного метра каната, который в среднем составляет go = O,3o d1 2, имеем: <,
S/ = = 6,25g0 • а = 1,875 • d2 • а. (707)
Приравнивая оба значения, получим: * .
U= 0,682 • cP . а;
откуда для диаметра каната, необходимого для передачи усилия U, получается формула:
• (708)
Если дана мощность N ъ л. с., то при п об/мин и при
• 757V 75-60-100/V 75-60- 100/V о,_ /V
v л • D • п и • 175d • п d< п
получаем диаметр каната в см
d=10,51/rили rf=10,61Z-^-. (709)
у v • а у а • п
Причем расстояние а между валами нужно подставлять в м.
Этот расчет, как показывают нижеследующие примеры, при небольшом расстоянии между валами приводит к значительно большим диаметрам канатов и шкивов, чем первый способ, но зато работа каната получается более безопасной и более надежной и канат изнашивается меньше. Значительные расстояния между валами Требуют, напротив, применения сравнительно тонких канатов.
При определении деформаций и напряжений при изгибе нужно для коэфициента упругости принимать значение, составляющее лишь часть значения коэфициента упругости стали, так как свивание проволок по спиральным линиям делает канат значительно более гибким. По предложению Баха это обстоятельство учитывается введением поправочного коэфициента р, так что, вводя его, мы будем иметь:
1_
а
D'
(710)
Величина р, кроме качества материала, зависит еще от способа свивания каната. Бах
[XXVI, 2] для трансмиссионных канатов нашел в среднем р = 3/8 Иногда величину ^=а',
о/»см21кг, называют просто коэфициентом oUU ООО ,
/ 1
заключа/ощуюся между Q-0Q- и
удлинения проволочного каната#
Большая прочность и умеренные удлинения каната во время работы Фтозво-ляют принимать при расчете высокие напряжения и обусловливают большие значения к. п. д. V) при больших расстояниях между валами. Величина т) при тщательном выполнении у простых передач достигает 96—97°/о; в случае же наличия промежуточных опор на каждую из них вычитают по 1,5°/о.
1 Проф. Динником предложена обоснованная им на опытах формула p = cos48, где 8 — угол крут-
ки. Прим. гф>ев.
720
же по
ности. Для увеличения трения и для сохранения каната ручьи лучше выложить кожей, закладывая ее поперек ручья (фиг. 2158), или
Конструкция шкивов. Профили ручьев показаны на фиг. 2157—2159. Если канат прилегает непосредственно к чугунному ободу, то дно ручья обтачивают таким образом, чтобы канат опирался на шкив одной третью своей окруж-
Фиг. 2160—2161. Шкив проволочного каната с прокладкой из кожи.
Фиг. 2157—2159. Ручьи шкивов для проволочных канатов.
конструкции Б е р л и н-Анг а л ьт с к о го м а ш и н о с т р о и т е л ь н ого акц. о-ва в Дессау выложить кусками тополевого или ивового дерева, которые пропитываются олифой и вставляются в желобок с сечением в виде ласточкина хвоста таким образом, чтобы волокна дерева были расположены в плоскости шкива. Для возможности введения кусков дерева в желобок последний в од^м месте делается шире; последние куски приклеиваются илиже прикрепляются клиньями или привинчиваемыми планками. Фиг. 2160 и 2161 показывают конструкцию Гекеля;
в этой конструкции отдельные куски кожи укладываются в открытом ручье и нанизываются на проволоку,концы которой крепятся к спицам шкивов. Шкивы с двухручьевым ободом (фиг. 2159) предназначаются для промежуточной установки. На шкивах, выложенных указанными материалами, канаты не следует натягивать так сильно, как на
Фиг. 2162. Канатный шкив. обычных чугунных шки-
вах.
Небольшие шкнвы обычно полностью отливаются из чугуна; большие иногда делаются с чугунным ободом и втулкой, но со спицами из круглого или полосового железа. Круглые спицы обычно заливаются (фиг. 2162 и 2163), а прямоугольные соединяются с ободом и втулкой при помощи болтов.
Фиг. 2163. Канатный шкив.
5. Примеры
Пример 10. Мощность М=8 л. с. (эффективных) нужно передать на расстояние а = 25 м при помощи одного проволочного каната.
а) Расчет по обычному способу.
Берем v = 10 м)сек.
Окружное усилие U:
- 75N 75-8
и=—=-цг = Ыю.
46 Рстшср. Детали машин, т. II.
721
Канат по табл. 163: диаметр d=10 мм, канат свит из г = 42 проволоки диаметром 8=1 мм.
Диаметр шкива: D = 15008 = 1500 • 1,0= 1500 мм.
Число об/мин вала
6Ov 60-10
л = ——=г =----7= = 127.
л D к • 1,5
что допустимо.
Сечение проволоки:
к- 8а к-0,1а‘
—z— = 42---у2— =
4 4
0,330 см\
Полезное напряжение:
о 60 -iso
/“ 0,330 182
кг! см?..
Напряжение на изгиб:
_ 8 _ 0,1 -700 000
°b~a'-D~ 150
466 кг/слА.
Напряжение под действием центробежных сил:
7 - -Ра 7,8 10а _ 7 95 kzIcm? S
f 10 g 10 9,81 <>уокг1см-
Если при небольшом расстоянии между валами принять напряжение от пред* варительного натяжения равным двойному4 полезному напряжению ов=2о„ = = 364 кг/см?, то необходимый провес получим по формуле (707), подставляя в нее
v — go • °а ____ 0.31 ♦ 25а z_ Q дез м
Уа~ 8 • а. • / 8 - 364 - 0,33 ’ ’
0 202 что составляет—^— = 0,0081, или 0,81% от расстояния между валами.
Представление об изменении напряжений, происходящем при колебаниях температуры в пределах ±25° при работе передач под открытым небом, показывает следующий расчет (этот расчет дает слишком невыгодные цифры лишь потому, что в нем не приняты во внимание деформации вала и шиивов). Длина части каната, провисающей между двумя шкивами, по (649) равна / , 8 у2\ оспп/, . 8 20,22 1 = а Р+з
2500* ) “ 2500'43 см>
а полная длина:
L = 21 -[- ж D = 2 - 2500,43 Ц- к • 150 = 5472,1 см.
При изменении температуры на /=±=25° этот канат при коэфициенте линейного расширения С = -оПлпп испытывает удлинение или укорочение
* izv vVJkz
. . , , 5472,1-25 , м
— 90000 —1.52 см,
из этой величины на каждую из ведущих и ведомых частей каната приходится 1,52 - 2500,43
’° 5472Д------°’70 СМ>
722
таким образом длина их при нагревании становится равной Г = 2503,434-0,70 = 2501,13 см\
и по (649) их провес составляет
^/=1/^—д)= рЛА .2500 (2501,13 — 2500) = 32,6 см или 0,326 м,
которому соответствует напряжение
£-0-«а 0,31-252
°’ 8у/ •/ ~ 8 • 0,326 • 0,33 — 225 кг^см'1'
Оно, следовательно, уменьшается на 139 кг/см?, в то время как отношение начального напряжения к полезному падает до
S1 = ?_25 = i24
о„ 182 ’
и работа становится значительно менее надежной.
При понижении температуры на 25° длина I" = 1—1' = 2500,43 — 0,70 = 2499,73 см будет меньше расстояния между валами, так что сокращение длины не может
быть компенсировано лишь изменением одного провеса, но при этом также должно частично увеличиться и натяжение. Если в первом приближении уменьшение длины отнести только за счет увеличения напряжения, то в качестве верхнего предельного
значения получится:
е _ V _ 0,70 - 700 000
— 2500
196 кг см2.
21т9г?Г!пН%Чк?^ wr-П^ЖеНИЛ асоздаваем0е предварительным натяжением, увеличивается до 364-]-196 — 560 кг]см, а давление на вал станете 6,2 раза больше окружного усилия. ’ v 9 дольше
Пример показывает, что проволочно-канатная передача, рассчитанная по обычному способу, при малом расстоянии между валами довольно чувствительна к колеба ниям температуры. J килеоа-
б) Расчет по методу фирмы Фельтен и Гильом.
При п = 127 об/мин, как выше, диаметр каната по формуле (709) будет равен
3 Г N 3 / 8
d= 10,6 1/ -^— = 10,6 1/ -jrp—= 1 44 яглг.
V a • n V 25 • 127 ’
Если по дабл. 163 взять канат диаметром 15 мм с 2 = 48 проволоками диаметром 8 = 1,4 мм и площадью сечения
X §2 7С
/=>? . -4- = 48 . -j- • 0,142 = 0,739 см2,
то диаметр шкива будет равен:
D = 175d = 175 -1,5 = 262,5 см
2600 мм,
или круглым числом скорость каната:
k-D-ji ж-2,6-127
— =17,3 м/сек
60
60
v =
и окружное усилие
^| = 34,5CT.
v
46*
723
Полезное напряжение и напряжение на изгиб здесь меньше, зато напряжение от действия центробежных сил несколько увеличивается.
Предварительное натяжение, с которым канат должен быть надет на шкивы, с. достаточной точностью может быть определено по формуле:
S, = 51' + 5*' = 2.75 4-1,75_ и= 2)25£/= 76>6 кг>
.Л £
которому соответствует напряжение
и по формуле (707) провес
-Уа=
. а9 _ 0,70 • 259 8 • 50 — 8 • 76,6
= 0,714 м,
или 2,86°/о от расстояния между валами.
Колебания температуры в пределах ± 25° изменяют предварительное натяжение незначительно; при повышении температуры оно падает до 71,8 кг, а при понижении, оно повышается до 81,5 кг, так что получается довольно безопасная и надежная работа.
Пример II. Нужно передать 100 л. с. при расстоянии между валами а = 80 м и при п=100 об/мин.
По формуле (709) диаметр каната:
3 Г N 3 / 100 d=10,6 1/ — = 10,6 1/ -о? = 2,46 см.
V а-п у 80 • 100
Берем канат диаметром rf = 24 мм с 60 проволоками диаметром 1,8 мм, сечением 1,52 см2 и с собственным весом gb=l,46 кг/м.
Диаметр шкивов
D = 175of = 175 • 24 = 4200 мм.
Окружная скорость
Окружное усилие
.. 75Л/ 75-100 ...
и =----- = —— = 341 кг.
, -и 22
Полезное напряжение
°» = у = — 223 кг/см?.
Напряжение на изгиб
8 0,18-700000 ЛПЛ , ,
Д ==------------420-----= °00 кг1см *
Напряжение от действия центробежных сил
Т-т<2 9,5-222
°''- 10-g“ 10-9,81 ~46,9 кг/см?'
Величину 7 мы получили, принимая, что сопротивляется разрыву лишь проволока, а не сердцевина, и что вес 1 пог. м составляет 1,46 кг, на который в рассматриваемом случае приходится 153 см9 проволоки:
1.46
7 = -у • Ю00 = 9,5 кг/дм9.
7'24
Предварительное натяжение
S„ = 2,25 U= 2,25 • 341 = 767 кг.
Соответствующее начальное напряжение
5, 767 ГП1 , „
oc = -/- = t-fq=501 кг'см2. J 1,00
Провес каната в состоянии покоя
V Да_М6-80\
Уа 8 ’ 50 8-767 М' .
Свободное напряжение в ведущей части каната получается приблизительно равным:
с/ = -'г = 501 +111,5 = 612,5 кг/см2,
Л!
а в ведомой части
о/ = оф — = 501 — 111,5 = 389,5 кг/см2.
Л!
Точное исследование при помощи кривой провеса и характеристики, которая строится совершенно таким же образом, как в случае ременных передач и передач пеньковыми ремнями, исходя из а' = tqq^qq см?/кг и f = 9,5 кг/дм3, дает,' впрочем, почти такие же значения.
При нагрузке ведущая и ведомая части каната получают довольно различные провесы:
Фиг. 2164 и 2165. Сравнение канатной и ременной передач для 500 л. с. при окружной скорости — 25 м/сек.
ведущая
а2
1,46-802 8-931
1,26 м,
V —
-’Ч 8
а ведомая
v _ go °9 _ 1.46 • 802 _
Уа> 8 ’ S2' 8 • 592
1,97 4f.*
Нагревание каната на 25° уменьшает напряжение в неработающей передаче до 442, т. е. на 59 кг/слР, а охлаждение на 25° повышает его до 594, т. е. на 93 кг/см2 колебания, которые не имеют существенного влияния иа работу.
Пример 12. На фиг. 2164 сделано сравнение обода канатного шкива, рассчитанного в примере 9, с ободом ременного шкива при тех же главных размерах и при одинаковой мощности передачи. Кроме 12 канатов, получившихся по расчету, для бе .опасности работы предусмотрены еще два, так что шкив имеет 14 ручьев. Окружное усилие составляет
£/=75JV = 7< 590 =1770 кг. v 25
. 7»
По фиг. 2058 одинарный ремень при £„ = 14,5 кг/см полупил бы слишком боль-
шую ширину
1770
14,5
= 122 см.
U
Ь'=
а двойной ремень при £„ = 26 кг!см должен бы был иметь ширину
, U 1770 со ..
£ = -у- = —— = 68 см (фиг. 216э).
2о
Фирма Eloesser Kraftband-Gesellschaft на запрос о передаче стальной лентой указала лишь, что для помещения на шкиве необходимых в данном случае двух лент достаточен шкив^ириной 170 мм. Сравнение показывает, что в данном с учае канатная перед«ИгГполучается самой широкой, а передача стальными лентами — самой узкой. В отношении же веса шкивов разница получается небольшой, так как стальные ленты требуют применения шкивов с более прочным ободом. Решающим фактором при выборе того или иного типа передачи является стоимость установки, которая, если рассматривать лишь стоимость основного материала, применяемого для передачи, получается наименьшей у канатной передачи; другим решающим фактором является к. п. д., если только нет особых обстоятельств, как например, наличие распределения мощности на несколько валов или специальные местные условия.
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ СЕДЬМАЯ
ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА
В цепных передачах усилие передается с одного колеса на другое цепью; для этого колеса снабжаются зубцами, которые входят в звенья цепи, так что получается надежная передача от одною вала к другому с определенным передаточным числом. По сравнению с зубчатыми колесами цепные передачи представляют выгоду в том отношении, что они применимы и при больших расстояниях между
валами; в сравнении же с ременными давление на вал в цепных передачах меньше и они нечувствительны к действию сы-
Фиг. 2168. Роликовая цепь.
Фиг. 2166. Цепь Гал.1я.
Фиг. 2167. Приводная цепь. Фиг. 2169. Блочная цепь. Фиг. 2170. Шаряиряая цепь.
А. Штотц, Штуттгарт.
рости и к изменению температуры. Они хорошо зарекомендовали себя даже при высоких окружных скоростях, а также в пыльных и грязных производствах и часто применяются а подъемных механизмах, велосипедах, мотоциклах, станко- и автостроении.
Различают шарнирные и зубчатые цепи. Примеры первых показывают фиг. 2166—2169 и 2176. Цепь Г алл я, состоящая из валиков и пластинок (накладок) (фиг. 2166), применяется, главным образом, в подъемных механизмах. Она проста и дешева, но для передач она годна лишь при умеренных напряжениях, так как в отверстиях пластинок получается высокое удельное давление, и при длительной работе по 1учается сильное изнашивание, которое увеличивает шаг и длину цепи. Для передач выгоднее цепи по фиг. 2167, 2168 и 2176 внизу, з которых на внутренних валиках вращаются втулочки, следовательно, опорная площадь получается большой. Пластинки склепаны наглухо попеременно со втулками и валиками. На фиг. 2168 и 2176 на втулки надеты еще закаленные ролики, которые и сцепляются с зубцами колес. Извлечение из каталога таких роликовых цепей фирмы А. Штотц, в Штутт-гарте.дает табл. 164 (стр. 728). В блочной цепи (фиг. 2169) чередуются попеременно широкие, средние звенья с пластинками, склепанными с валиками. Фиг. 2170—2172 показывают разборные, конструируемые в многочисленных формах и различных размеров, дешевые и пригодные для умеренных рабочих Скоростей шарнирные цепи из ковкого чугуна, изготовляемые фирмой А. Штотц. Благодаря крюкообразной конструкции звенья можно нанизывать одно на другое, задвигая их сбоку. По фиг. 2173 они надеваются на колеса таким образом, чтобы перегибанье звеньев
727
Таблица 164
Роликовые цепи (фирмы Штотц, Штуттгарт)
Нагрузка в кг 100 150 200 300- 400 500 750 1000 1500
Ш.г в мм 15 20 25 30 35 40 45 50 55
Расстояние между пластинками а* м 14 16 18 20 22 25 30 35 45
Наружный диаметр роликов . _ — 9 12 15 17 18 20 23 26 28
Диаметр валиков 5 8 10 11 12 14 17 18 20
Ширина пластинки 14 18 22 24 26 30 35 38 41
Толщина пластинки 2 3 3 4 4 5 6 6 8
Полная толщина цепи .... v «а 28 32 36 40 46 52 62 63 90
Нес погонного метра.... в кг/м 1,25 2 2,75 3,50 3,70 5 7 8,40 12,50
происходило в направлении, противоположном тому, в котором производилась сборка, звеньев во время работы.
чтобы тем самым исключить возможность разъединения Они широко применяются в элеваторах и транспортных установках, причём в случае необходимости можно включать в цепь звенья с приливами для прикрепления ковшей, лопаток, грузовых платформ и т. д.
Фиг. 2172. Цепь со стальными валиками А: Штотц.
Фнг. 2173. Колеса с шарнирной цепью.
Фиг. 2171. Шарнирная цепь.
Повышенной грузоподъемностью обладают цепи фирмы Штотц со стальными валиками (фиг. 2172), у которых для соединения отдельных звеньев служат продеваемые сквозь них валики, предохраняемые от вращения четырехгранными головками. Эти цепи к тому же лучше предохранены против проникновения
посторонних тел, увеличивающих изнашивание, и дают возможность перевертывать их другой стороной и использовать их с обеих сторон.
Фиг. 2174 и 2175. Сцепки для цепей.
Фнг. 2176. Зубчатка для цепи.
Все эти цепи изготовляются специальными заводами определенных, нормальных размеров; величину допускаемых напряжений, которая колеблется в зависимости от материала и конструкции, следует брать из каталогов. За шаг считается
728
расстояние между центрами валиков. Примеры простых сцепок для цепей показывают фиг. 2174 и 2175. При четном числе звеньев концы цепи соединяются при помощи валика, а при нечетном в цепь включаются изогнутые промеж/точные звенья. - -
У цепных колес (звездочек), в противоположность настоящим зубчатым колесам, шаг t измеряется на хорде (фиг. 2176), так как цепь охватывает колесо по многоугольнику. Диаметр начальной окружности D ляется из
у колеса с z зубцами опреде-треугольника ВСМ по формуле
I ' 2 D’
... 180‘ sin------
Z
Оравильно.-Г-п
откуда
_____t_ . 180'
Sill ---:
Неправильно’'
Фиг. 2177. Правильная и неправильная конструкция зубчаток.
(711)
Так, диаметр колеса с 12 зубцами (фнг. 2176) при шаге цепи ^ = 50 мм получается равным
50 . 180° Sin 12
193,3 мм.
D
Для точного определения профиля зубцов нафиг. 2176 исследовано зацепление
движении колена по направлению стрелки. Точка е валика Е
валиков Е и F при
Фиг. 2173. Передвижные зубчатые ролики.
описывает около центра валика В дугу круга с ра-' n , d
диусом /?!=г-----в соответствии с этим и должна
быть очерчена нижняя часть зубца. Верхняя часть профиля зубца определяется движением точки / валика F. Точка / находится от е постоянно на расстоянии t, она описывает, следовательно, дугу круга радиусом R2 = 2t—по которой и должна быть очерчена головка зубца. Таким образом профиль зубца со* ставляется из дуг двух пересекающихся окружностей, но профиль головки зубца можно изогнуть сильнее, так как для передачи усилий достаточно, если валик будет находиться в правильном зацеплении лишь на дне впадины между зубцами и лишь там будет входить в соприкосновение с колесом. Для облегчения набегания цепи на колесо зубцы с обратной стороны делают с некоторым зазором, обычно скашивая их также и с боков, как это показывает боковая проекция на фиг. 2176. Валики должны лежать иа дне впадины между зубцами;следует не допускать прилегания пластинок цепи к выступам на колесе по фиг. 2177 вверху, чтобы избежать изгиба пластинок. Неправильности в
шаге делают работу неспокойной и вызывают удары; удлинение цепи имеет следствием неправильное при-
легание ее к колесу, так как валики начинают соприкасаться с. дном, впадины между зубцами не по поверхности, а по некоторой линии. Направляющие колеса могут выполняться без зубц в, но при этом не надо забывать, что прилегать к колесу должны валики, а не пластинки. Колеса передачи
729
Фиг. 2179. Зубчатая цепная передача,
получать цепи различной колеса служат ведущие
Фиг.'2181. Цепь Морзе.
Фиг. 2180. Зацепление зубчатой цепи после износа.
были расположены в одной и той же плоскости, так как иначе будут неизбежны перенапряжения в пластинках, перекашивание валиков и быстрое изнашивание цепи.
Для регулирования провеса и для компенсирования вытяжки цепи рекомендуется делать одну из осей колес подвижной или же предусматривать установку специального натяжного ролика (фиг. 2178). Величина хода должна равняться-по меньшей мере шагу, а лучше двум. Ввиду склонности цепи при увеличении провеса подниматься на головки зубцов располагать передачи в вертикальном положении невыгодно.
Роликовые цепи пригодны для передаточных чисел до 1:7. Чем меньше у колеса число зубцов, тем больше будут углы поворота валиков и втулок при набегании цепи на колесо и при сбегании с него, и тем меньше будет срок службы цепи; числа зубцов менее 12 нужно по возможности избегать. Расстояние между осями цепной передачи должно быть по крайней мере в полтора раза больше диаметра большого колеса. Для рабочей скорости роликовых цепей фирма В и п-перман в Гагене (Вестфалия) указывает следующие, цифры: при коротком
шаге —5, при среднем — 3,5, при длинном — 2,5 м/сек. При большей скорости цепь получается легче, зато увеличивается изнашивание. Рекомендуется предохранять цепи от пыли и грязн путем устройства кожуха. Цепи, подверженные сильному загрязнению, время от времени следует чистить керосином или бензином и затем снова смазывать их, пропуская через ванночку с нагретым салом или маслом. Смазывание во время работы производится масленкой с капельником или же при помощи масляной ванны.
Зубчатые цепи состоят из зубчатых, снабженных закаленными втулками пластинок; нанизывая эти пластинки на валики, можно ширины. Для правильного движения цепи по ободу пластинки, которые ставятся либо с наружных сторон, и тогда они охватывают обод, или же посредине, и тогда они движутся в прорезе колеса (фиг. 2179). Цепи без ведущих пластинок требуют применения более дорогих колес с закраинами и менее рекомендуются.
Боковые поверхности зубцов пластинки, участвующие в зацеплении, делаются плоскими (фиг. 2179), и пластинки этими поверхностями прилегают вплотную к зубцам колеса; зубцы фрезеруются под одинаковым углом а. Если вследствие изнашивания валиков увеличится шаг, то цепь на колесе сдвигается наружу (фиг. 2180), но соприкосновение по поверхности сохраняется. К этому добавляется еще ряд преимуществ, состоящих в меньшем скольжении зубцов и в бесшумности хода, даже при больших скоростях. Такого рода цепи употребляются при скоростях до 7 м/сек и для передачи крупных мощностей в несколько сот лошадиных сил.
Фирма Штольценберг и К0 в Берлин-Рейникендорфе выполняет их с шагом 5/е» ’/*, b l’/*> IV2» I3/* и 2£/4 английских дюйма и шириной от 12,7 до 256 мм, а фирма Випперман в Гагене (Вестфалия) выполняет цепи с шагами от 8 до 50,8 мм и с шириной до 336 мм. -
Выбор шага и ширины цепи в первую очередь определяется удельным давлением в валиках и, во вторую, прочностью цепи; поэтому, рабочая нагрузка должна быть незначительной и составлять лишь около '/зо части усилия, разрушающего 730
цепь. Диаметр начальной окружности D (фиг. 2179), определяется так же, как и в случае фиг. 2176, по формуле
D =----------.
. 180° sin----
z
Чисел зубцов менее 15 и расстояний между осями менее l’/a, а также более 3>/а диаметров большого колеса следует избегать. Передаточное число может достигать значений до 1: 6,5 и в виде исключения до 1 :8.
У цепи Морзе (фиг. 2181), выполняемой О-вом тормозов Вестингауза, Ганновер, валики для уменьшения трения и изнашивания заменены призмами.
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ВОСЬМАЯ
МАХОВЫЕ КОЛЕСА
А. Н,'ЗНАЧЕНИЕ И РАБОТА МАХОВЫХ КОЛЕС
Маховые колеса служат для кратковременного накопления энергии с специальной целью сделать ход машин более равномерным. Они часто конструируются одновременно как р'менные или канатные шкивы. В этом случае маховые колеса у двигателей служат для отдачи развиваемой последними мощности, маховые же колеса машиьоруднй служат для воспринятия необходимой для их работы энергии. Роль маховых колес у динамомашин выполняют роторы или якори.
Маховое колесо с моментом инерции J, вращающееся с угловой скоростью <оп обладает кинетиче-ской энергией, или живой силой Л, = —2 1;эту энергию нужно затратить, чтобы сообщить колесу угловую скорость <«,. Но колесо может отдать кинетическую э ергию обратно, если его из состояния движения привести в состояние покоя, как это, например, происходит у винтовых прессов (фиг. 2182) при штамповке. Маховое колесо 5 приводится во вращение благодаря соприкосновению с левым постоянно вращающимся тарельчатым диском 7\\ скорость вращения махового колеса будет при этом увеличиваться, так как одновременно происходит ввинчивание и опускание шпинделя вниз, вследствие чего соприкосновение с диском Т\ будет происходить на все большем расстоянии от вала. В момент соприкосновения уапсона со штампуемой деталью упор А, отводит
диск Г, от окружности махового колеса, чтобы ие допустить скольжения из-за происходящего при штамповке замедления вращения махового колеса. Штамповка, следовательно, производится лишь за счет живой силы махового колеса. Для поднятия винтового шпинделя на прежнюю высоту служит правый тарельчатый диск Т2, который по окончании штамповки одной детали приводится в соприкосновение с маховым колесом при помощи рукоятки Н, а в наивысшем положении снопа • ыслючается упором Л2. Обычно действие маховых колес используется лишь между двумя предельными числами оборотов и п2 или угловыми скоростями и <о2. Тогда энергия А,, поочередно поглощаемая и отдаваемая колесом, будет равна разности живых сил:
/ V-'a J
А, _ А2-А[ = < (ш/ - О = («? - л,а) = T82;-4(«29-«I2). (712)
Если момент i нерции J заменить произведением из массы М на квадрат радиуса анерции /?„ то будем иметь
Л - ~4-- № - “Л = ^18^4 № ~ = Т ’ <713)
где v и обозначают скорости на окружности радиуса инерции.
732
1. Маховые колеса станков
Маховые лолеса применяются во многих станках, как-то: в дыропробивных станках, ножницах и прессах. При применении махового колеса мы для совершения рабочего процесса располагаем, кроме мощности приводного мотора, также и живой силой, накопленной в колесе. Живую силу такого колеса при наибольшем числе оборотов п2 обычно берут приблизительно в 2 или 3 раза больше того количества работы Д* которое необходимо для одного рабочего процесса.
Из условия, что при этом используется половина или две трети живой силы, J.w.a 1 2 1ш2а л л
следует, что - * или -=-• и таким образом если бы часть работы
2 2 2 о 2
ие производилась приводным мотором, угловая скорость, должна была бы упасть до wt = 0,7.L'2 и соответственно 0,78 ш2 при соответствующем скольжении ремня или торможении якрря мотора.
2. Маховые колеса для умформера Ильгнера
Описанные процессы используются в крупном масштабе в умформере Ильгнера, который служит для смягчения сильных колебаний нагрузки, производимых работой
шахтных подъемных машин или тяжелых прокатных станов. Если бы приводные моторы в таких случаях присоединялись непосредственно к сети, то в начале движения подъемных машин или при захватывании валками прокатываемого материала получались бы совершенно недопустимые резкие колебания силы тока и напряжения в сети, которые могли бы чувствительно мешать всем другим фабрично-заводским предприятиям, присоединенным к той же сети. Ильгнер включает поэтому тяжелое вращающееся с большой скоростью маховое колесо, которое во время перерывов в работе накопляет в себе большие количества энергии, а во время работы отдает их снова обратно. Фиг. 2183 представляет схему такой установки. К сети присоединен постоянно работающий мотор /. Его вал несет маховое колесо 5 и пусковую динамомашину II, которая во время перерывов работает вхолостую. Эта дииамомашина питает током мотор III прокатного стана, так что этот мотор не находится в непосредственном соединении с сетью. Подводимый к мотору / ток используется для повышения скорости махового колеса, падающей во
Фиг. 2183. Умформер Ильгнера.
время прокатки. При пре катке возбуждают пусковую динамомашину, ее ток приводит в движение мотор III, причем необходимая энергия отчасти берется из сети через мотор I, а отчасти от махового колеса за счет уменьшения его окружной скорости до 0,9... 0,85-кратной величины. Благодаря вращению махового колеса скоростью от 100 до 150 м!сек, можно запасти в нем огромные количества энергии и значительно смягчать колебания нагрузки сети.
3. Маховые колеса у поршневых машин
У поршневых двигателей и машин-орудий маховые колеса служат также для преодолевания мертвых положений кривошипной передачи во время? пуска в ход; во время нормального хода они выравнивают колебания угловой скорости вала.
733
Б. РАСЧЕТ МАХОВЫХ КОЛЕС ПО ИХ ЖИВОЙ СИЛЕ
1. Расчет при помощи диаграммы касательных усилий
На фиг. 1062 было показано, что касательное давление одноцилиндровой машины, приводящее в движение кривошипный вал, подвержено значительным колебаниям и бывает то больше, то меньше сопротивления, преодолеваемого машиной. Избыточная работа Ав, измеряемая площадью, расположенной над линией сопротивления, должна быть запасена маховым колесом при незначительном повышении окружной скорости; когда крутящий момент недостаточен для преодоления окружной скорости, эта работа должна быть отдана обратно за счет уменьшения скорости. Как следует определять эту работу у многоцилиндровых машин, учитывая взаимное смещение кривошипов, было показано на фиг. 1064 и 1067. Следует заметить, что при расчете махового колеса исходят всегда из наибольшего, получающегося во время колебаний избытка или недостатка энергии. Последний может измеряться суммой нескольких отдельных площадей, если однотипные площади прерываются меньшей противоположного знака (см., например, две площади, измеряющие недостающую энергию на левой половине фиг. ЮбЪ- Если одноцилиндровая машина-орудне при помощи поршневого штока спарена непосредственно
Фиг. 2184. Кривые вращающих усилий в четырехтактном двигателе внутреннего сгорания, простого действия.
с двигателем, то работу, запасаемую в маховом колесе, можно определить проще, вычерчивая одну над другой линии избыточного давления, действующего на поршень, следовательно, измеряя нафиг. 1065 площадь одной из заштрихованных фигур.
Фиг. 2184 показывает диаграмму касательных усилий одноцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания простого действия, причем слева дана индикаторная диаграмма. Большая часть полезной работы, производимой во время третьего хода, должна восприниматься достаточно тяжелым маховым колесом, так как она должна распределяться на четыре хода или на два оборота вала. Более выгодные в этом отношении условия мы имеем у двухтактных двигателей, а также у двигателей внутреннего сгорания двойного действия и у паровых машин, у которых процессы повторяются после каждых двух и даже одного хода, если индикаторные диаграммы для-обеих сторон цилиндра одинаковы.
Для определения веса махового колеса у поршневых машин основное уравнение (713) целесообразно преобразовать, заменив v2a — vta через (т/2 -j- vj —vt) — — 2v„ Vi~Vi • — 2 (величину с удовлетворительной точностью
можно принять равной средней рабочей скорости vm); величина
= ^2-^ == = j
Я,и ' '
называется степенью неравномерности. Последняя указывает, на какую величину'крайние скорости и массы махового колеса отклоняются от средней скорости при нормальном числе оборотов машины. Следовательно, имеем
= = (715)
Если масса махового колеса сосредоточена, главным образом, в ободе, который при помощи спиц соединяется со втулкой, закрепленной на валу, как это имеет место для большинства маховых колес поршневых машин, то вместо радиуса
734
инерции /?, можно подставить расстояние центра тяжести сечения обода от оси вращения и. к нему отнести скорость vm, т. е. заменить ее через vk. Тогда будем
иметь
А, = М • vl Ъ,.
(716).
В случае маховых колес с цельным диском нужно оставлять в формуле момент инерции J.
Степень неравномерности (табл. 165) выбирают в зависимости от. назначения машины; например, если машина предназначается для приведения в движение насосов, воздуходувок и лесопильных рам, довольствуются большими степенями неравномерности и более легкими маховыми колесами, чем в случае приведения в движение генераторов электрического тока.
Таблица 165
Степень неравномерности 8, маховых колес поршневых .машин.
Насосы, воздуходувки и лесопильные рамы....................1:15... 1:30
Двигатели в механических мастерских......................1:30 ... 1:40
Машины ткацких н бумажных фабрик . • . . ..........................1:40
Машины для приведения в движение мельниц . ........................1:50
Прядильные машины для низких номеров пряжи . . ....................1:60
Прядильвые машины для высоких номеров пряжи.......................1:100
Генераторы постоянного тока................................1:1С 0 . 1:200
Генераторы электрического тока для освещения без аккумулятора......1:150
Генераторы трехфазного тока ................................... . . 1: 300
Из всей массы М = —2-Ч-, необходимой для махового колеса по формуле (716) ^к ’ О,
в ободе обыкновенно бывает сосредоточено около %0. Отсюда получаем вес обода
Сд. = 0,9Л1.^=8,831А^ (717)
и на основании правила Гюльдена при удельном весе ? чугуна 7,25 кг1дмэ из 2к • /? • F • у
формулы Gk = ~——— получаем площадь поперечного сечения Fk обода
= 2 к - 7,25-/?, = °’22В CAi>’ 18>
если /?, выразить в м.
В случае стального литья при весе единицы объема 7,85 кг] дм? требуется, чтобы площадь составляла
. Гл = 0,203-§*- с.^. (719)
Вес всего колеса G, заключается в пределах между 1,15 Gk при компактной й 1,5 Gk при более легкой конструкции.
Иногда живую силу махового колеса выражают через характеристику GPa (маховой момент). Здесь D представляет диаметр инерции, а у маховых колес со спицами средний диаметр обода махового колеса в м, a G, отнесенный к D, вес в «а, который, будучи распределен вдоль окружности диаметра D, производил бы такое же действие, как и все колесо. По формулам (713) и (714) живая сила выражается через характеристику махового колеса формулою '
__ _ ОР2(п.а2_П12)
/ g- 4 -182,4 ‘ 7160 ( J
GD2 (/г2 -j- nj(n2 — nJ GEP • na •
7160 3580 ‘
Подстанавливая Gk вес обода, приО = -^- получаем
. G;.-О9-»2-^
3320
(721)
(722)
735
Между моментом инерций J и характеристикой махового колеса GD9 имеем соотношение
GD2 = 4g • J = 39,2 J, . (723)
так как GD2 можно рассматривать как JrfG-rf2 и J= JdM-r2, где d и г обозна чают, соответственно, диаметр и радиус, соответствующие элементам dM и dG, так что GD2 = f dG • d? = fg. dM • 4 г2 — 4g- J.
При описанном способе кривые сил инерции строятся в предположении, что угловая скорость колеса ш постоянна. Но в действительности этого нет, так как ш увеличивается, когда в маховом колесе будет запасаться избыточная энергия, и уменьшается, когда колесо эту энергию отдает обратно. Виттенбауэр избегает этой ошибки, производя расчет маховых колес при помощи диаграммы живых сил [XXVIII, 1], детальное рассмотрение которой завело бы нас однако слишком далеко. Ошибка, получающаяся при обы,чном способе расчета, конечно, тем незначительнее, чем меньше коэфициент . неравномерности и имеет практическое’значение лишь при очень низких числах оборотов, при которых приходится работать некоторым воздуходувкам и насосам, в остальных же случаях ею в большинстве случаев пренебрегают.
При выборе размеров махового колеса нужно иметь в виду еще следующие соображения. Степень неравномерности махового колеса должна быть меньше степени чувствительности регулятора, чтобы избежать подпрыгивания последнего во время движения. Далее, если на сеть трехфазного тока работают параллельно несколько машин, то числа собственных колебаний системы, состоящей из колеса с валом, не должны совпадать с числом периодов трехфазного тока и не должны быть кратными ему (п, 2п, 3«...), так как иначе машины прн возникновении резонанса могут выпасть из такта [XXVIII, 2]. Иногда, при параллельной работе машин переменного тока, требуется, чтобы отклонение угла не превосходило определенных границ, так как иначе вследствие различного положения обмоток якоря относительно полюсов магнита могут получиться значительные неправильности в работе {XXVIII, 3].
2. Расчет маховых колес без вычерчивания диаграммы касательных сил
Приближенный расчет маховых колес поршневых машин возможен без вычерчивания диаграммы касательных усилий, потому что запасаемый в маховых колесах избыток энергии Д у однотипных машин находится в определенном отношении к средней энергии за время одного периода. Последняя, если N—мощность машины в л. с., п — число оборотов в минуту, у паровых машин двойного действия, у которых процесс при каждом ходе повторяется снова, составляет 60 • 75 • Л//2п, у двухтактных двигателей внутреннего сгорания и у паровых машин простого действия, у которых один и тот. же процесс повторяется после каждого оборота, 60 «75 -Nln, и у четырехтактных двигателей, у которых процесс повторяется после каждых двух оборотов, 2-60-75 Nln, .
Следовательно, А, можно вообще выразить через с0 • Nln, причем сй в первую очередь зависит от типа машины, а, кроме того, еще и от действия масс с попеременно-возвратным движением. Влияние второго фактора можно видеть на фиг. 1065, на которой избыток энергии, поглощаемый маховым колесом, уменьшен приблизительно на величину работы сил инерции, так как линия избыточного давления довольно точно проходит через нулевую точку линии сил инерции.
Если в формулу (717) ввести соответствующее-выражение живой силы, то из
_ 8,83 • с0 • N ооо
G, — - --- при 8,83g = с
получаем вес обода г C'N ' п • Vh2 •
п характеристику махового колеса
GD*= —(725)
Я9 . „
(724)
736
47 Ре г шер. Детали машин,
Таблица 166
Значения коэфициёнтк е для расчета маховых колес без вычерчивания диаграммы касательных усилий
Данга, тели внутреннего сгорания
Число цилиндров Число тактов У'гол между кривошипами Двигатели, работающие иа светильном газе Газогенераторные двигатели Керосиновые двигатели Бензиловые двигатели Нефтяные двигатели постоянного давления
1 четыре два 90 000...99 000 36 000... 39 600 99 000...108 020 39600... 43 200 94 5^0... 103 500 37 800... 41 400 76 500... 85 500 30 600... 34 200 100 700... 114 200 44300... 45 700
1 двойного действия четыре два 55 400... 60 900 9550... 10 50J 60 900... 66 500 10500.. .11 400 58 100...63 700 10 000... 11000 47 100. ..52 600 8100... 9100 68100... 70 300 11 700... 12 100
четыре два 0° 360s } 35 900...39500 39 500.. .43100 37 700...41 300 1 30 500... 34100 44 200...45 600
£ {“1 1 2 четыре два 180° 58 100...63 900 7560... 8330 639Э0...69700 8330... 9080 61 000...66 800 7950... 8700 49 400... 55 200 6430... 7180 71 4С0.. .73800 9310... 9620
3 четыре два 120° 20 300-..22 400 3560... 3910 22 400...24 400 3910... 4270 21 300...23 400 3730... 4090 17 300... 19300 3020... 3380 25 000...25 800 4380... 4520
31 3 4 четыре 180° 4020... 4750 4750?.. 5180 4540... 4970 । 3670... 4100 5310... 5490
У Мадце двигатели внутреннего сгорания с регулированием пропусками должны иметь маховое колесо с ободом приблизительно в два раза более тяжелым.
Таблица 165 (продолжение) . Одноцилиндровые паровые машины
Без К О в д с н с а ц и н с К О н д е н с а- к в е а
Наполнение 1 1 1 I 1 1 1 1 1 1 1
pb F в 4 3 2 10 8 6 '5' 4 э 2
0,05 9600 9000 8500 7800 10000 9700 8900 8'00 8000 750*
0,1 8700 83'Ю 8100 7500 яЮО 8800 8300 8Юо 7800 7400
0,2 7200 7200 71*Ю 7000 7500 740) 71*0 720.) 74иО 7000 6800
0,3 6100 6300 6500 69ь0 6400 6500 6400 6400 70(0 6900
0,4 55оС 6000 б'-’ОО —. 5700 600J 6100 6100 6600 6.Ю0 __
0.5 5300 6000 6300 —» 5300 5700 — — 62и0 68о0 —
0.6 — 6200 — 5200 4800 — — — 6800 —
С д вое н н ы е п а р о । в ы е май н ы ы
•— - - - — 1 - - 1 29001 - 1 2403 [ 2000| 1500
т р е х ц 1 л и и д р о в ы е п а ров ы е маш ИВЫ
—» 1 - 1 “ 1 - 1400 1 “ - -
Фиг. 2185. Работа маховика в зависимости от сил инерции прн определенной степени неравномерности по Лангеру.
Данные для с находятся в табл. 166, причем в части, относящейся к паровым машинам, они взяты из книги Tolle, Regelung der Kraftmaschinen, а в части, относящейся к двигателям внутреннего сгорания [причем они пересчитаны по формуле (724)], из одной статьи Гюльд-р
нера [XXVIII, 4]. Величина -* представляет отношение наибольшего давления от сил ингрции к наибольшему избыточному давлению, действующему на поршень. У небольших и средних двигателей внутреннего сгорания силами инерции, вследствие значительности давления в момент вспышки, можно пренебречь, как это показывает фиг. 2184, на которой сплошная линия касательных усилий, учитывающая действие сил ииерцни, дает почти тот же избыток энергии, как и пунктирная линия, которая относится к случаю, когда силами инерции пренебрегают. У больших газовых двигателей силы инерции по исследованиям Лангера [XXVIII, 5]
имеют значительное влияние на равномерность хода и по фиг. 2185 приводят к наименьшей величине избыточной работы при силе инерции, -отнесенной к 1 см? площади поршня, равной 11 кг'см.
В. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТА ИНЕРЦИИ МАХОВЫХ КОЛЕС
Для маховых колес с дисками вместо спиц (фиг. 2186) (такие диски целесообразны и необходимы при высоких угловых скоростях, например, у умформера Ильгнера) следует всегда применять формулу (712). Если нет возможности исходить из известных конструкций, то сперва диск проектируют наугад, подсчитывают момент инерции, проверяют прочность и, если необходимо, вносят изменения. При этом J согласно определению момента инерции (J = JdM • г2) можно легко найти следующим образом. На фиг. 2186 масса элементарного кольца с площадью поперечного сечения dr -b на расстоянии г от оси воащения равна dM =-------—1 и, таким образом,
/2~ • т • b • г8 • dr
'' g
-r*-dr=C
b • г9 dr.
(726)
Если па концах разных радиусов, перпендикулярно к последним, отложить соответствующие произведения £• г3, то величина F площади диаграммы представит интеграл, который после умножения на Сдас т J. Если желательно определить J в кг мсек2, 2а • 7250 то b и г нужно вставить в метрах, F в лг6, а С для чугуна равно * —•
--------- ---- —5озо кгсек2/м1.
= 4640,
для стального литья —
У,о1
Пример 1. Для литого стального махового колеса, разрез поло вины которого начерчен на фиг. 2186 в масштабе 1:40, получается^ на расстоянии rt = 0,875 м : £, = 0,190 м
• г,3 = 0,190 • 0,875s = 0,127 jk* на расстоянии г2 = 2,0 м\ £., = 0,84 м
( £а • г28 = 0,84 • 23 = 6,72
площадь F=3,027 см2
1 си2 = 0,4 • 1 = 0,4 лг5. J= С. F = 5030 • 8,027 • 0,4 = 16 150
(ордината I),
(ордината II);
--------
--------3750*-
Фиг. 2186. Определение момента инерции маховика.
кгмсек2.
При помощи кривой, начерченной на фиг. 2186, легко установить, в какой степени отдельные части диска влияют на общую величину момента инерции.
Главную часть дает, конечно, обод, имеющий ширину 840 мм и толщину 315 мм, а именно 11 750 кгмсек?, или 75,8°/о-
При окружной скорости т'2=100 м/сек или при угловой скоро-сти ш2 = —j— = о = = 4о,5 1[сек и при /г2 = 434 об/мин диск имеет Ад 2,^ живую силу
J • «>2® 16 150 • 45,53 <71 о плл
А9 = —= -----------у—-— =16 718 000 кгм,
А
Если угловая скорость диска во время одного рабочего процесса в течение 60 сек. упадет до • <1)2=0,85 то диск отдаст работу /2—А^= =Д (1 — <Р) = 16 718 000 (1 —0,852 j = 4 639 000 кгм 4 639000 или, в среднем, разовьет N= = 1030 л. с.
60 • /о
На главной подъемной машине шахты Рейн-Эльба I/1I Гельзенкирхенского горнопромышленного о-ва, которая приводится в движение двумя электромоторами по 1600 л. с., две дина ,юмашины постоянного тока для пуска в ход рассчитаны на наибольшую мощность каждая 2600 kW; два постоянно работающих, присоединенных к сети электромотора трехфазного тока рассчитаны каждый на 1000 Л. с., а каждое из двух маховых колес имеет вес по 50 т при окружной скорости до 90 м/сек [XXVIII, 6}.
Вышеописанный способ определения момента инерции можно без труда применить также к маховым колесам со спицами, если dM представить в обоб-щенном виде, как /• dr • где / обозначает величину площади, по которой колесо пересекается цилиндром радиуса г. Следовательно, в пределах втулки и обода f выражается величиной 2пг • Ь, а в пределах спиц суммой площадей поперечных сечений спиц. Для определения момента инерции по флрмуле:
J = ( dM-^ = — J S произведение f • г2 в соответствующем масштабе откладывают в перпендикулярном 47* 739
(727)
направлении на соответствующих расстояниях г, коэфициент С\ для чугуна равен 739, для стальных отливок — 800 кг • сек^м*. Часть, приходящуюся на обод, целесообразнее определить по формуле:
Фиг. 2187. Определение момента инерции спиц и ступицы по фиг,. 2212. М. 1 : 50.
Jk = 2*/?,’ • F* • = С • • F*. (728)
Пример 2. Применение изложенного способа к ступице и спицам махового колеса, представленного на фиг. 2212, показывает фиг. 2187; в данном случае мы имеем следующие значения.
Радиус г см f с.и’
15,5 2725
22 6640
27,5 8300
27,5 - 851
66 764
105 6->2
144 604
182,5 530
Величина плошали (фиг. штаб: 1 си9 = 0,025 ж4,
/•!* ем*
656 000
3 220 000
6 280 С00 6’4 000
3 330 0С0
7 530 000
12 520 000
17 660 000
2187) F = 5,10 еле9; мае-
J' = Ct • F = 739 • 5,10 • 0,025 = 94 кгм • сек*.
Момент инерции обода
Jk = С • R* • Fk = 4640 • 1,913» • 0,028 = 910 кгм • сек9 Полный момент инерции
7= 94 910 = 1004 кгм • сск9.
Если по этому способу желательно определить характеристику махового колеса GD9, то нужно лишь заменить С через С' = 182 200 — для чугуна, 197 300 — для стального литья.
Для Колеса, рассчитанного выше по формуле (723), получается:
GD* =39,2 7=39380 кгм2.
/
Г. КОНСТРУКЦИЯ МАХОВЫХ КОЛЕС
Выбор материала для маховых колес, особенно для обода, принимая во внимание напряжения от действия центробежных сил, записи г от скорости обода. До 30 м:сек достаточен чугун, при больших же скоростях нужно применять сорта чугуна по
вышенной крепости, стальное литье н сталь, что, конечно, значительно повышает стоимость маховых колес. Маховые колеса для незначительных окружных скоростей конструируют по фиг. 2188 и 2189. Первая конструкция, предназначаемая для машин, приводимых в движение вручную, например, для свеклорезж, соломорезок и т. д., имеет обод эллиптического сечения и искривленные спицы. На одной из них сделано отверстие для укрепления рукоятки. Вторая конструкция, фиг.2189, имеет целью способствовать преодолению мертвых положений коленчатого вала
Фиг. 2188. Маховое колесо дли ручного привода.
у токарного станка с ножным приво-
дом. Маховое колесо делается в виде шкива с несколькими канавками для ремня, чтобы можно было изменять число оборотов шпинделя.
Колеса для больших скоростей диаметром до 4,4 м могут отливаться цельными; Колеса с большим диаметром, имея в виду возможность транспортирования
740
по железной дороге, должны делаться разъемными. Значительные затруднения представляет предотвращение возникновения напряжений при остывании
отливок; имея в виду последствия от разрыва на куски маховых колес, как конструктор, так и формовщик, а также литейщик должны стремиться к уменьшению этих напряжений всеми средствами. Причину возникновения в остывающих отливках напряжений, как об этом гов эрилось подробнее в гл. 3, разд. 111, А, 26, нужно искать
в неравномерном охлаждении частей колес, а также в большом весе обода втулки в сравнении с тонкими спицами. Поэтому коробчатые и тавровые сечения обода (фиг. 2201 и 2194) выгоднее, чем прямоугольное. Большое внимание следует уделять переходам от одних частей к другим. Далее, напряжения можно значительно уменьшить, разрезая втулку или делая колесо разъемным, — средство, почти всегда употребляемое при изготовлении колес с диаметром более трех метров. Нередко наблюдаемое сильное расхождение краев стыка, а также смещения вдоль последнего при разбивании позволяют заключить о существовании довольно значительных
Фиг. 2189. Маховое колесо с ручьями для круглых ремней легких передач
напряжений. Лишь после устранения напряжений обрабатывают втулку и сбод колеса и закрепляют его на валу, избегая по возможности бесполезного увеличения добавочных напряжений. Для этой цели может оказаться выгодной заливка щелей в местах стыка, образующихся после разбивания, цинком, что можно рекомендовать в особенности при числе сты-
а
ков более двух. Придание спицам по фиг. 2188 более упругой формы путем искривления их допустимо лишь при незначительной скорости обода, так как большие центробежные силы производят изгиб кривых спиц, при котором получаются более значительные напряжения, чем при растяжении теми же силами прямых спиц.
Литейщик должен стремиться куменьшению вредных напряжений путем применения подходящих материалов для формовки, надлежащих способов самой формовки, а также путем своевременного вынимания из формы всей отливки
Фиг. 2190—2193. Укрепление полюсов в динамомашинах. или раскрывания отдельных частей ее. У литых стальных колес вредные напряжения следует по возможности устранять путем отжига и весьма ме-
дленного постепенного охлаждения.
Очейь большие ко чеса обычно собираются из отдельных, самостоятельно изготовляемых частей (фиг. 2072).
Обод махового колеса обычно обтачивается по наружной и боковой поверхности (фнг. 2190).
Если маховые колеса одновременно используются и для закрепления полюсов (у динамогмашин), то полюсы, изготовляемые в большинстве случаев отдельно, соединяют с ободом при помощи болтов по фиг. 2190—2192, или же полюсы вста-
74)
вл я гот с известным усилием в канавки с сечением в форме ласточкина хвоста (фиг. 2193). Фиг. 2190 и 2191 показывают закрепление полюсов, отковываемых из литой стали или отливаемых из стали. На фиг. 2190 применены два ряда спиц двутаврового сечения, чтобы получить пространство для скрепляющих болтов, вставляемых изнутри. Если обод очень толст, то рекомендуется закреплять полюсы
Фиг. 2194. Легкий, цельный маховик диаметром 3 м с ободом таврового сечения.
болтами, вставляемыми в радиальном направлении снаружи (фиг. 2191). Фиг. 2192 показывает полюс, склепанный из отдельных листов, у которого вставленный сбоку кусок круглого железа служит в качестве гайки для болта. Крепление полюсов при помощи ласточкина хвоста (фиг.2193), которое применяется, главным образом, при высоких скоростях у машин с массивным якорем, обходится дороже; оно подробнее рассмотрено в гл. 29.
Примеры маховых колес для средней окружной скорости дают фиг. 2194. 2201, 2212 и 2214, также фиг. 2072. Легкое, цельное, сидящее на конце вала колесо диаметром 3 м представлено на фиг. 2194. Тавровый профиль сечения обода и полая форма втулки дают возможность сделать плавные переходы к спицам. Колесо закре-
плено на валу тангенциальными шпонками и двумя сильными стяжными кольцами, надетыми в горячем состоянии.
Особой осторожности требует соединение обода разъемных колес между спицами. Соединительные детали должны передавать не только центообежные силы,
Фнг. 2195—2198. Скрепление обода (в стыках) маховых колес.
развивающиеся в ободе, которые могут быть сложены в одну равнодействующую, проход чцую через центр тяжести, но по возможности также и изгибающие моменты, возникающие в местах стыка. Первому требованию мы удовлетворим, размещая соединительные детали на линии, проходящей через центр тяжести (фиг. 2212), или симметрично п& отношению к ней (фиг. 2197 и 2198) Изгибающий момент может
742
3W
восприниматься одним из следующих способов: путем стягивания обода на наружной или внутренней поверхностях его, например, при помощи стяжных колец (фиг. 2199), размещением на достаточном расстоянии один от другого разбивных приливов или же приливов с обрабатываемыми поверхностями (фиг. 2212), если последние путем предварительной затяжки прижаты одна к другой настолько сильно, что их взаимное положение не изменяется даже при наибольшей рабочей скорости. Если это не имеет места, то в ободе, в местах примыкания к нему спиц (фиг. 2217), у Л и В возникают добавочные напряжения на изгиб. Иногда встречается расположение места стыка в точке перегиба упругой линии \ обода или вблизи нее (фиг. 2200), для нахож-е> дения которой получается условие *=4^3» если рассматривать лишь действие напряжений, создаваемых центробежной силой. В этой точке изгибающий момент равен нулю, так что деталям стыка приходится вос-Фиг.2199. Скрепление обода принимать лишь силу, маховых колес. действующую вдоль . тпп _ ,
Оси обода Фиг- Укрепление обода маховых колес.
На фиг. 2212 для соединения частей обода служит толстый стержень/расположенный на линии, проходящей через центр тяжести сечения обода, и затянутый двумя клиньями. Отверстия для стержня в глубине делаются больше и рассверливаются лишь у а, так что стержень сидит в них плотно. Проще и дешевле конструкция, имеющая выемку с внутренней стороны обода (фиг. 2195); в этой конструкции усилия передаются на кусок полосового железа и на два клина. Фиг. 2196 и 2197 показывают стяжные кольца, а фиг. 2198 — стяжные пластинки или анкера, из которых последние при постановке на места производят затягивание по площадкам а и Ь, причем часть силы, действующей во время вращения колеса, передается на пластинки призонными болтами 5. При умеренных силах детали, служащие для соединения частей обода, размешают на обеих боковых поверхностях обода (фиг. 2197 и 2198), при больших же также и на внутренней нли наружной поверхности (фиг. 2199) *, чтобы передать изгибающие моменты на соединительные детали; но в этом случае наружные детали нужно хорошо закрепить, чтобы они не были сорваны центробежной силой. Получить правильное представление о силах, возникающих при стягивании кольцами н т. п., трудно. Если эти силы слишком малн, то соединительные детали не используются полностью, если же они слишком велики, то возникают бесполезно высокие напряжения. В обоих
Фиг. 2201. Маховое колесо с разъемом между спицами и с обработанным стыком.
1 Конструкция (чрезвычайно опасная), которую никогда не следует применять. Прим. ред.
743
случаях во время вращения могут возникнуть значительные, добавочные на* пряжения.
Бэлее легкое колесо с плоскостью разъема между спицами и с обработанными поверхностями разъема, предназначенное для уме енных скоростей, показано на
фиг. 2201. Обод имеет коробчатое сечение и в местах стыка соединяется болтами, которые, благодаря размещению между наружными стенками сечения, работают на изгиб иа меньшем плече, чем в счучаё массивного п{ ямоугольного сечения. Здесь невыгодна концентрация довольно значительных масс между спицами, что вызывает в ободе во время вращения колеса добавочные напряжения на изгиб. Каждая из половин такого колеса может быть изгото-
Фиг. 2202. Закрепление спицы при помощи клиньев (не рекомендуема).
таком способе облегчается совпадение ство дополнительной обработки.
Ввиду возникновения в ободе значительных напряжений, применения вышеописанной конструкции стыка частей колеса между спицами при больших скоростях следует избегать, как это уже неоднократно подчеркивалось при описании конструкции зубчатых колес и ременных шкивов и было доказано цифрами в примере 5 на.стр. 679. Маховое колесо с плоскостью разъема вдоль спиц показывает фиг. 2214. Обе половины колеса соединяются болтами, расположенными вблизи обода и вблизи вала.
Широкие маховые колеса, служащие одновременно также канатными или ременными шкивами, снабжают двумя или большим числом рядов спиц (фиг. 2214), а при весьма больших размерах делают колесо, из-за его веса и т тудности изготовления, разъемным также и по ширине, соединяя отдельные шкивы болтами.
Пользоваться чугунными обода-ми при скоростях более 30 м сек можно лишь в том случае, если внутренние напряжения, возникшие при остывании отливок (усадочные напряжения), или же добавочные напряжения в ободе в местах присоединения спиц устранены совсем или по крайней мере уменьшены. Это приводит к изготовлению обода в форме просто-
влена отдельно. Часто их отливают и вместе, соединяя приливами, по которым затем производится разбивание колеса, так к-’к пои поверхностей стыка и уменьшается количе-
А-В-С
Фиг. 2203. Маховое колесо прокатного стана для окруж ной скорости обода 62 м/сек.
го, разъемного или неразъемного кольца, отливаемого из чугуна, который соединяется со втулкой спицами, отли-
ваемыми отдельно, или же спицами из полосового или фасонного железа. Еще лучше применение вместо спиц дисков из листового железа, которые соединяются с обо-
744
дом достаточным числом болтов, так что на них передается часть центробежных сил (см. канатные шкивы, на фиг. 2153 и 2154 для скорости канД1а 40 м1сек с многочисленными плотно пригнанными втулками между ободом и плоскими дисками). Следует подчеркнуть, что у быстроходных колес в целях более легкой сборки,
надежного закрепления на валах и равномерного распределения напряжений по всему колесу, ступицы предпочитают делать цельными.
Пример махового колеса, одновременно служащего ременным шкивом и составленного из нескольких частей, представляет фиг. 2072. Спицы соединяются с ободом болтами, которые подвергаются действию осевых сил; такой способ передачи сил является наиболее простым и естественным.
Наоборот, затягивание спиц клиньями по фиг. 2202, которые при неправильном заколачивании вызывают в обо-
де, особенно в выемках а значительные добавочные напряжения, весьма нерационально.
У колеса, вращающегося с окружной скоростью (на ободе) 62 м!сек, и предназначенного для прокатного стана с электрическим приводом (фиг. 2203), обод
Фиг. 22Q5. Разъемное маховое колесо завода двигателей Дейтц.
М. 1 : 25
Американскую конструкцию махового колеса для прокатной машины дает фиг. 2204. Обод этого колеса состоит из многих склепанных между собой желез-
Фиг. 22С4. Маховое колесо листовой стали для прокатного стаиа.
имеет плоскость разъема между спицами, отлит из стали и соединяется с чугунной втулкой восемью парами спиц из полосового железа. Обод сделан стальным для получения достаточной прочности, а также и потому, что работа в данном случае производится с ударами и с значительными колебаниями. Радиальные силы передаются особыми приточенными кольцами и болтами,тангенциальные же силы передаются боковыми поверхностями пригнанных к выемкам спиц; места стыка обода сжимаются надеваемыми с двух сторон, весьма сильными стяжными кольцами и соединяются со втулкой особыми стяжками для исключения возможности возникновения в ободе напряжений на изгиб центробежных сил при вращении. Обод весит 7160 кг, а все колесо 14050 кг.
745
вых полос, которые соединяются с чугунной втулкой дисками также из листового железа с распорками. В последнее время спицы заменяют дисками с большими вырезами и, наконец, при весьма высоких окружных скоростях переходят к цельным стальным дискам. Фиг. 2205 и 2206 показывают маховые колеса завода двигателей Акц. о-ва Дейтц в Кельн-Дей це, имеющие одинаковые характеристики. Одна конструкция разъемная, причем половины маховых колес соединяются двумя толстыми валиками с клиньями у обода и четырьмя болтами у втулки, а другая конструкция сделана цельной, чтобы ее можно было зажать между фланцем кривошипного вала и фланцем присоединяемого вала, образующего продолжение перв то. Во втором случае мощность, развиваемая машиной, передается колесу деся1 ью болтами, плотно пригнанными к отверстиям, а затем передается дальше примыкающему валу пятью болтами, проходящими сквозь оба фланца. Центрирующие диски Z служат
Фиг. 2206. Маховое колесо завода двигателей Дейтц. М. 1:25.
лишь для правильной сборки во время развертывания отверстий под болты, а при окончательной сборке они выбрасываются.
Замечательно также предложение делать маховые колеса пригодными для высоких скоростей путем надевания стальных стяжных колец или же путем обмотки колес проволокой, или железной лентой с натяжкой, так как при такой конструкции можно использовать высокое временное сопротивление разрыву прокованного или прокатанного материала (XXVIII, 7).
Что касается отдельных деталей маховых колес, то в отношении наружного радиуса /?, обода поршневых машин существует правило, что его следует брать в пять раз больше радиуса кривошипа /?. Литым спицам в большинстве случаев придают эллиптическое сечение и при этом большую ось его располагают в плоскости колеса; встречаются также двутавровые спицы, реже круглые пустотелые. Большей частью спицы делают суженными наружу (обычно в отношении отЗ:4 до 4:5). Не малым является сопротивление, встречаемое спицами в воздухе при высоких
746
скоростях, — потеря, которую можно значительно уменьшить путем обшивки колеса с боков. Шольтес [XXVIII, 8] установил, что необшитое маховое колесо со спицами двутаврового сечения у машины мощностью 450 л. с. при 95 об/мин расходовало на 5,7 л. с., или .1,2% больше, чем то же колесо, закрытое железными дисками. Стоимость обшивки окупилась экономией энергии уже в течение одного года. У главной паровой машины инженерной лаборатории Высшей технической школы в Ш|угтгарте,- которая имела маховоп колесо диаметром 4000 мм с 6 спинами двутаврового сечения, экономия энергии от обшивки спиц по Е. Гейнриху [XXVIII, 9] при 90 об/л ин составила 1,66, при 111 об/мин — 2,77 и при 130об/мин — 4,4 л. с. Сопротивление воздуха росло приблизительно пропорционально третьей степени числаюборотов.
Число спиц /0 в одном ряду можно брать по эмпирической формуле
(729)
(где величина Da выражена в мм\ которой соответствуют следующие цифры: 4 6 8 10 12 спиц
при диаметрах до 2100 2100 — 4000 4000 — 6600 6600 — 9800 свыше 9800 мм.
53 маховых колеса, осмотренных нами, имели следующие числа спиц и диаметры
Дшыегр в лам
от до
Чило маховых коле:
6
8
10
12
1800 ЗЛЮ 601)0 7500
5000
7500
114’0
8000
21
26
3
3
Чем спицы и их соединение с ободом сделаны менее жесткими и чем число спиц больше, тем меньше в ободе напряжения на изгиб.
В т у л к а для более надежной передачи усилий между валом и спицами должна быть толстой, а для достижения спокойного хода обода она должна
Фиг. 2207. Провертывание маховика посредством стального рычага и стойки.
быть и достаточно длинной. Даже при
узком ободе ее длину для надежного насаживания на вал следует брать > l,5i или лучше > 2d, где d обозначает диаметр отверстия. Еще длиннее ее дел тэт у широ-
ких маховых колес, являющихся одновременно ременными или канатными шкивами; внутри втулки, разумеется, делается выемка. Соединительные болты разъемных втулок располагают вблизи вала, уменьшая, насколько это возможно, длины соответствующих плеч, чтобы втулка не подвергалась изгибу.
Для передачи переменных усилий при небольших крутящих моментах достаточны зажимные соединения или простые шпонки; при больших усилиях следует применять две .шпонки, располагаемые под прямым углом одна к другой, или, лучше, тангенциальные шпонки (фиг. 2203 и 2212).
Для постановки машины при сборке, особенно при установке парораспределения, или при пуске на определенное положение кривошипа или поршня, служат приспособления для проворачивания махового колеса, которые в нужный момент приводятся в зацепление с ободом последнего Некоторые примъры их показывают фиг. 2207—22U9. Простейшей формой такого приспособления является стойка (фиг. 2207), служащая в качестве опоры для лома или рычага. Очень часто в случае машин средних размеров пользуются приспособлением двойного действия по фиг. 2208. Обе собачки Кх и К», сидящие на двуплечем рычаге А, при движении рукоятки /7 взад и вперед по очереди входят в промежутки между зубьями обода махового колеса и при этом двигают колесо по направлению стрелки. При откидывании рукоятки назад обе собачки из зацепления выходят,
747
но при этом они упираются в выступы Nx и Л4, благодаря чему при повертывании рукоятки снова в рабочее положение они снова готовы к работе. Большие машины требуют применения специальных, в большинстве случаев приводимых в движение электрическим током, машин для проворачивания маховых колес; эти машины должны выводиться из зацепления автоматически, как только маховое колесо приходит в движение. Пример такой конструкции мы имеем на фиг. 2209, где шестерня /?, находящаяся в зацеплении с зубьями Z обода К, сидит на винте 5 с крутой резьбой, с которого оно свинчивается вправо и при этом выходит из зацепления с маховым колесом, когда окружная скорость колеса становится больше, чем у шестерни. Для предохранения от несчастных случаев маховые колеса всех двигателей, а также все маховые колеса, расположенные в местах, доступных для людей, вместе с отходящими от них ремнями и канатами нужно заключать в ограждения. Эти ограждения должны иметь достаточную высоту и должны быть расположены па достаточном расстоянии от колеса или должны быть построены таким образом, чтобы через них нельзя было проникнуть к движущимся частям. Подробности, относящиеся сюда, см. в обязательных постановлениях для различных отраслей промышленности ’.
^Зубцов
жи
4.
Фиг. 2208. Приспособление для провертывания маховика. М. 1:15
Фиг. 2209. Стартер (передача для провертывания маховика от электромотора). М. 1: 25.
Д. РАСЧЕТ МАХОВЫХ'КОЛЕС НА ПРОЧНОСТЬ
1. Принципы расчета. Наиболее точное исследование напряжений в маховых колесах произведены К. Рейнгардтом [XXVIII, 10]. Он рассматривает обод как вращающееся кольцо прямоугольного сечения, к которому в местах присоединения спиц приложены силы, направленные внутрь, и применяет к ним общие основные уравнения теории упругости. При этом он предполагает, что имеет дело с так называемым плоским напряженным состоянием, т. е. что все напряжения расположены только в плоскостях перпендикулярных к оси маховика. Выводы и ход расчета, естественно, довольно сложны. Величина наибольшего напряжения в первую очередь зависит от отношения толщины обода к диаметру, а во вторую от длины линии, в точках которой действуют радиальные силы, т. е. от длины линии стыка спиц с ободом. Значительные длины стыка спиц с ободом ока4ываются более выгодными. На теооию кривого бруса, основанную на предположении, что поперечные сечения обода остаются при деформации бруса плоскими и напряжения распределяются по Iиперболическому закону, опираются Грасгоф [XXVIII, 11] и Тол ле [XXVIII, 3]. Упрощая задачу еще больше, Ге бель [XXVIII, 12], Шенк [XXVIII, 13] и другие принимают распределение напряжений в сечениях обода по закону плоско-
1 См. обязательные постановления Наркомтруда. Прим. ред.
718
сти, следовательно, пользуются формулами, относящимися к прямой балке. Путем подробных сравнительных расчетов Рейнгардт доказал, что упрощенные способы в случае толстого обода по сравнению с точным расчетом дают расхождение в цифрах, составляющее от 15 до 25°/о. Расхождение эго растет с увеличением толщины обода, но им можно пренебр-чь, так как внутренние напряжения, получающиеся в литых колесах прн остывании их после отливки (усадочный! напряжения), сильно искажают действительное положение вещей и расчету не поддаются; кроме того, предположение (делаемое при всех расчетах на прочность), что между напряжениями и деформациями существует пропорциональность, для наиболее часто применяемого чугуна, верно лишь с очень грубым приближением. Это обстоятельство, а также наличие добавочных напряжений, могущих возникнуть благодаря тем или другим особенностям конструктивных форм или при сборке, можно учесть, принимая меньшие значения допускаемых напряжений. Особого внимания заслуживает также возможность разноса, существующая у многих машин.
К напряжениям, обусловленным особенностями конструктивных форм, относятся напряжения, вызываемые скоплениями масс в ободе и ослаблением сечений его, повышенные напряжения в закруглениях малого радиуса в переходных местах между отдельными частями (концентрация напряжений), особенно же напряжения, получающиеся при скреплении частей разъемного колеса. Они рассмотрены нами подробнее в разделе о точном расчете маховых колес.
Искажения в распределении напряжений, возникающие при сборке, например, вследствие недостаточной или слишком сильной затяжки болтов или вследствие соединения стяжными кольцами, которые особенно вредны в случае, если’ силы, действуя на определенном плече, вызывают изгиб, можно исследовать путем расчета лишь на основании обычно ненадежных предположений.
Относительно разноса машин нужно заметить, что двигатели при отказе или при слишком позднем проявлении действия регулятора, иногда также при внезапном снятии нагрузки развивают число оборотов, большее нормального. В этом отношении особенно опасным является широко применявшийся в прежнее время способ приведения регулятора в движение от ремня. При спадении или обрыве ремня регулятор приходит в состояние покоя и устанавливает большое наполнение, что имеет следствием быстрое повышение числа оборотов машины. При этом все силы и напряжения, зависящие от окружной скорости, растут пропорционально квадрату числа оборотов; как только в каком-нибудь месте колеса достигается разрушающее напряжение, колесо разлетается на части, что сопровождается разрушениями, размер которых зависит от величины накопленной в маховике энергии.
У водяных т у р б и и , повышение числа оборотов во время холостого хода при отказе регулятора зависит от конструкции и от возможных колебаний напора: у обыкновенных турбин Френсиса число оборотов при холостом ходе в 1,6...1,8 раза больше нормального, ему соответствует повышение напряжений в 2,6...3,2 раза, а у быстроходных турбин Френсиса и у пропеллерных турбин число оборотов при холостом ходе может повыситься в 2,5 раза, а в случае установок с сильно колеблющимся напором, приблизительно в 3 раза больше нормального числа оборотов. При этом напряжения увеличиваются в 6,2... 9 раз.
Учитывая хара<тер применения различных машин, рекомендуется рассчитывать маховые колеса, равно как и ременные шкивы, по наибольшей предельной скорости или наибольшему числу оборотов: например, чугунные маховые колеса со спицами по скорости 30 м)сек.
Расчет маховых колес со спицами основывается на расчете ременных шкивов (гл. 26, разд. I, 3, 1) с некоторыми изменениями. Например, нужно заметить, что силы, перечисленные там же в п. „6“, .в“ и „г“,именно окружные усилия, давление на вал и удельное давление на поверхности соприкосновения ремня со шкивом, действуют в маховом колесе лишь в том случае, если маховое колесо одновременно служит ременным или канатным шкивом. Силы нее инерции, указанные под литерой „д“, в соответствии с целью, преследуемой маховыми колесами, играют важную роль и должны быть определены точно. Наконец, вес обода тяжелых колес действует на спицы в вертикальном направлении вниз, как указанное в п. ,в' давление на вал, и, в противоположность фиг.2088,распределяется на все спицы. Спицы,
749
расположенные в верхней половине колеса, будут работать на сжатие или на сжатие и изгиб, а спицы в нижней полонине — на растяжение и изгиб, нов большинстве случаев лишь в весьма незначительной степени.
2. Приближенный расчет маховых к о л е с. При этом расчете, достаточном для медленно вращающихся колес, как и в случае ременных шкивов, ограничиваются определением напряжений на растяжение, возникающих в ободе, по формуле (679). напряжений на изгиб, возникающих в спицах при передаче избыточной работы между втулкой и ободом, а также возникающих от действия окружных усилий; кроме, того, производится расчет соединительных деталей для разрезных втулок н разъемных колес. Для сре 1него растягивающего напряжения, получающегося в ободе у чугунных маховых колес, обычно допускают не более А, = 67 «г/см2, что соответствует скорости обода п Г981 -67 • ЮиО
-—! = 1/ ------=—_----- = 3000 см сек или
1 V
30 м!сек и лишь в случае, если имеется уверенность в равномерном распределении напряжений в ободе, допускают напряжение до 100 кг/см* или v — 36,8 м'сек. При обмене энергией между валом и ободом решающую роль играет наибольшее избыточное касательное давление, измеряемое наибольшей ординатой площади, выделенной на фиг. 1064 и 10а7 вертикальной штриховкой. Если наибольшее избыточное касательное давление имеет величину Т'й и, как обычно принято, отнесено к кругу кривошипа, имеющему радису
R, то величина —— представляет силу, действующую на окружности махового колеса (фиг. 2210), а величина
Фиг. 2210. К расчету спиц махо* вика.
изгибающий момент, действующий на каждую спицу в сечении у тулки. Если колесо должно отдавать мощность, развиваемую машиной, при помощи ремня или каната, то момент по формуле (680) повышается на ^-^4—, так что момент сопротивления одной спицы должен иметь величину
1 = ( F 2бА -Ц-.
.4 \ Я. /
(730)
Три разъеме колеса вдоль плоскости, проходящей через спицы, каждая из поло-ЦТ’
вин спицы должна иметь момент сопротивления — . Если им придать полуэллип-тическое сечение такой же формы, как и у цельных спиц (фиг. 2214), то полуоси эллипса должны быть равны а.2= 1,27а, и Ь.2= 1,27ЬГ Учитывая то обстоятельство, что нагрузка спиц касательными силами колеблется в пределах от некоторого положительного до такого же отрицательного значений, в спицах допускают лишь умеренные напряжения, например, для чугунных колес принимают kt =100... 180 кг!см\
Соединительные детали для разрезн ы х втулок рассчитываются так же, как я в случае легких маховых колес и ременных шкивов. Оии часто рассчитываются по цешробежной силе, развивающейся в одной половине колеса. Если колесо р а з ъ-ем ное, то расчет стыка нужно производить по силе • at. В случае быстроходных колес следует учесть также и моменты, действующие в местах стыка (см. дальще, пример 5), и передать их надлежащим образом на соответствующие детали.
750
3. Более точное определение напряжений в маховых колесах. Для более точного определения, учитывая, что толщина обода в большинстве случаев является значительной, нужно пользоваться теорией кривого бруса. Эта теория прежде всего требует исправления формулы (679), при выводе которой пред полагалось равномерное распределение растягивающих напряжений по всему поперечному сечению обода. Если из обода с наружным радиусом /?о и внутренним 7?, (фиг. 2211) вырезать сектор с центральным углом 6, то при расширении кольца во время вращения на величину в радиальном направлении этот угол остается постоянным. При этом все волокна кольца удлинятся на одинаковую величину kJ6,= f... - Ф. Относительные же удлинения, которым подвергнутся волокна, будут различными, т к как волокна имеют разную длину. У внутренних волокон с длиной относительное удлинение составляет
P‘ • р»
R,^~ R,'
а
и
Dl, w л
у средних e=-4j—• Как относительные удлинения, так R*
напряжения подчиняются закону пропорциональности
О. е Rt ’
так что напряжение, действующее вдоль внутреннего края колеса, увеличивается ди величины -
g
°’* °B' Rt
Rt ’
а напряжение на наружной поверхности
7 • У)? . R, g ' Ra’
(731)
Фиг. 2211. Распределение напряжений в широком ободе маховика.
падает
до
(732)
Распределение напряжений характеризуется гиперболой по фиг. 2211.
Дальнейшее исследование целесообразнее всего производить так, как указано при точном расчете ременных шкивов. Мы его повторим здесь в сокращенном виде. Ст-рва определяют увеличение размера обода в радиальном направлении. производимое напряже) иями, возникшими от действия центробежных сил, по формуле (683) pt = • з, •/?,, затем определяют абсолютное удлинение спицы от действия собственной центробежной силы при Помощи фиг. 2085 и формулы (684)
поАл=ад--!------ • г -I и, наконец, при помощи треугольников деформаций по
S
фиг. 2086 определяют статически неопределимые осевые силы Хд в спицах по
уг (?* fm (р* ) • Zfc —
л =-------—— и X = р.. „—. При этом, учитывая, что толщина обода в pact л • I ак К, •
диальном направлении у маховых колес является значительной, С следует определять по ф рг-^ле;
1. ъ • ял
о
sin- -у-
(733)
пользуясь таблицей 167.
751
Таблица 167
Вспомогательные величины для расчета маховых колес
Чигло СПИЦ 10 Центральный угол ф или 4 90’ к V 6 61е к V 8 45е к Т Я S 12 -30’ п "6 16 22,5“ к
±_2_+Icin’-8 . , 9 4 В 2 Sln 2 0,64270 0,95661 1,27393 1,59190 1,91006 2,54656
1 *.9 0,63662 0,95493 1,27324 1,59155 1,90986 2,54648
1 . 9 2 Ctg 2 0,5 0,86603 134076 1,53884 « 1,86603 2,51367
1 Т/0711 1,0 1,30656 1,61800 1,93830 2,56290
2 sin
Sin2 у 0,5 0,25 0,14645 0,09549 0,06699 ' 0,03806
1 sin <р 0,18169 0,08651 0,04984 0,03225 0,02253 0,01276
2 2 ср
©-|сч с (Л 0,35356 0,252 0,19134 0,15451 0,12941 0,09755
1 1 ф cos -i 9 9 2 0,18646 0,12795 0,10100 0,07789 0,06511 0,04895
Относительно вывода формул (733) мы должны отослать интересующихся к работе Рейнгардта [XXVIII, 10]. Следует лишь заметить, что приведенная в ней на стр. 62 формула (39; при примененных нами обозначениях может быть приведена к виду
• С
Расширение обода
удлинению C.tHUui под действием собгв» иной центробежной СИЛЫ
удлинение иннцы от дснлвиа СИЛЫ хА
перемещение обода
от деис вии силы Хд
причем значение отдельных членов выясняется при сравнении с формулой (682). р . О 2
Хотя значение р—* ' . в большинстве случаев и близко к 1, все же прене-
‘к а/ т4
брегать разницей при точном определении напряжений нельзя, так как С определяется
•по незначительной разности величин
+ 4" Ctg
1 8"
о
_ о sin2
ср
1
? AW
Эта разность будет тем больше, чем больше толщина обода в радиальном направлении.
Изгибающие моменты в ободе от действующих в спицах сил ХА на основании неории кривого бруса в местах присоединения спиц имеют величину
Мъх = — Хд • Я» (у у- Ctg ) ’
(734)
1Ъ2
а посередине между спицами
= + Ч-\2sin4
№
Л-^а+Л
(735)
При определении изгибающего момента Мо, возникающего вследствие жесткости соединения спиц с ободом, следует учесть действие Та на все спицы, а также в случае необходимости, действие окружного усилия U на половину спиц. В соответствии с этим формула (694) переходит в следующую:
„ Аи+т‘^-1-^
° - 2х(7?,.?.улН-/.4) *
(736)
Действие ремней и канатов как и раньше рассчитывается по давлению А на вал. Изгибающий момент в местах присоединения спиц имеет величину
.. . А • R. Г . о '?
MtA Н 2 2
а по середине между ними
Ft • R? / 1 sin ? \ 1
Fk-R* + Jk
(737)
М-„=---
F„-R* /1
Fb-W + J, \ 2
sin о
2Г
(738)
Кроме того, в поперечном сечении обода над спицами возникает сжимающая сила N=~2- sin»-|-. (739)
Влияние концентрации масс или ослабления поперечного сечения обода, можно учесть, введя в рассмотрение соответствующие сосредоточенные силы.
Масса весом G', сконцентрированная посередине между спицами на расстоянии R' от оси вращения в случае, если обод в этом месте цельный, в местах присоединения спиц создает изгибающий момент
.. G' „г* п Г 1 ° Fk'R? /1 1 о \1
«"V- F,-k-+4(v~Vc°svJ- <74О>
Если место стыка жесткостью по, отношению к изгибу не обладает, то применима формула (691).
Соединительные детали в местах стыка обода нужно рассчитывать по силе, действующей вдоль оси обода, Fk-ae = —-—LИх можно заставить принять участие также и в сопротивлении действующим в этих местах изгибающим моментам, как это показано в примере 5 под п. „б“. Если это выполнить трудно, то напряжения в поперечных сечениях Ли В (фиг. 2217) повышаются. Значительные добавочные напряжения могут быть вызваны расположением соединительных деталей вне линии, проходящей через центр тяжести сечения обода, если возможны соответствующие деформации (см. по этому поводу сказанное относительно фиг. 2081).
Обод махового колеса, применяемого в динамомашинах для укрепления на них полюсов, будет нагружен дополнительно центробежными силами, развиваемыми полюсами. В первом приближении их можно считать распределенными равномерно па окружности обода. Если имеется z полюсов, размещенных на равном расстоянии один от другого, то центральный угол, приходящийся на один полюс, будет ра-2х
вен <?>о = —, а длина дуги, на которой нужно распределить центробежную силу Zr одного полюса вдоль окружности, проходящей через центр тяжести, будет <р0 • /?,.
4& Рет тер. Детали машин, т. 11.
753
Следовательно, на один сантиметр этой дуги приходится нагрузка — а центробежная сила, развиваемая частью обода длиной ] . 2 '
= 7*----. Таким образом среднее центробежное напряжение
g К,
в ободе повысится до величины
2-7,
Z _
-О • R, 1 см, равна Zteu =
g
о. = — • у?
z-Z,
' 2к-
* g ' zlCM
Наибольшее растягивающее напряжение на (731) повышается до
величины
Tt'? , z-Zp
-Fk' крае обода
g внутреннем
(741)
по формуле
. R, а = а • —-« 2 Rt
одинаковые во всех йоперечных В действительности напряжения,
(742)
Эти напряжения, средними значениями, центробежных сил в ободе, склалыва. отся с напряжениями, вызываемыми действием отдельных полюсов и изменяющимися вдоль обода. При этом под скрепляющими болтами или, в случае прикрепления поносов при помощи ласточкина хвоста, под боковой стенкой паза, напряжения повышаются тем больше, чем меньше число полюсов и чем меньше толщина и сопротивление обода изгибу [XXVIII, 15].
Точный расчет спиц, кроме действия касательных давлений и сил, действующих по с»;ружн >сти обода маховика по формуле (780), учитывает еще действие собственной центробежной силы ZА по формуле (695) и продольной силы ХА, которые
сечениях обода, являются возникающие от действия
вызывают во втулке напряжения на растяжение, имеющие величину <зе =----——,
ХА
а в ободе а, =-у—. Здесь изгибающий момент Af0 вызывает еще дополнительные ‘ мй
напряжения ow = zt-^-.
Действие давления вала на спицы в тех случаях, когда маховое колесо служит также для отдачи мощности, развиваемой машиной, при помощи ремней или канатов, имеет второстепенное значение и в большинстве случаев им можно пренебречь. То же относится и к напряжениям, создаваемым собственным весом О» обода.
Пример 3. Рассчитать и сконструировать маховое колесо машины водопроводной станции насоса (черт. 1) при степени неравномерности 3,=’До- Материал: чугун.
Если диаграмма касательных сил имеет вид. показанный на фиг. IC67, то избыточная площадь будет наибольшей на левом конце и потому расчет махового колеса будем производить, основываясь на ее величине. Последняя равна 2,11 см2. При масштабе сил 1 см = z009 кг и масштабе длин 1 см = 0.16 м (фиг. 1064), одному квадратному сантиметру соответствует 640 кгм. Следовательно, избыточная работа имеет величину
Л, = 2,11 -640= 1350 кгм.
Наружный диаметр махового колеса D„ = 5 7? = 5 • 800 = 4000 мм. Расстояние центра тяжести поперечного сечения обода от оси вращения Rt примем равным 1910 мм» При нормальном числе оборотов машины п = 50 об, мин скорость обода
- • Ra = —~ ♦ 1,91 = 10,0 м/сек.
30 39 L,
Вес обода по формуле (717): 04 = 8,83 Л
8,83-1350 - 20 2380^
10*
V •
754
Площадь поперечного сечения обода по формуле (718):
Fk = 0,22 = 0,22 • = 274 см2.
•Ха A JУ А
Берем поперечное сечение 160 X 175*ми с площадью 280 см2 (фиг. 2212) (площадь сечения узких боковых закраин приблизительно компенсируется площадью впадин между зубцами, служащими для проворота колеса).
Расстояние центра тяжести поперечною сечения обода от оси вращения/?,= 2000— 87,5 = = 1912,5 мм достаточно удо-влетв< рительно совпадает с принятым выше размером. Колесо снабжено шестью спицами и сделано разбивным со стыком между спицами. На валу колесо дер жится при помощи тангенциаль ных ши нок и стяжных колец По стр. 740 момент инерции составляет Ю04 кгм сек2, а характеристика махового колеса (///* = 39380 кгм2. Расчет на прочность проведен в примере 5 на стр. 7-г6.
Пример 4. Рассчитать и спроектировать при тех же данных, как и для машины водопроводной станции, маховое колесо для случая,когда машина работает в качестве свидетеля (гл. 3, разд. I). Маховое колесо должно быть спроектировано как канат-
2212. .•iaxuuuu колесо мя’пинь! водопроводнсй станции черт. 1. М. 1:10.
2 = 10,47 м]сек.
ный шкив для наибольшей мощности А/,=т] • А^=0,85 • 313 ~ 270 э.л. с. при диаметре D = 4000 мм и степени неравномерности 8,= 1/40. Для сравнения с предыдущим примером примем, что машина делает одинаковое число оборотов, именно, 50 в минуту.
Окружная скорость
тг • 50 “”3(Г
w • п D
М ’ 2
Фиг. 2213. Обод канатного шкива-маховика для машини примера 4. М. 1 :10.
Сила на окружности маховика
75 • 270
10,47
= 1940 кг.
u=ZLM V
Берем пеньковые канаты лучшего качества диаметром d = 50 мм; коэфициент нагрузки = 10 кг]см2. Число канатов
4 U 4-1949
i =----->—;— =------—гут = 9,9 канатов.
т.н- • kn - • 53 • 10
48*
755
Берем 12 канатов. Тогда удельная нагрузка падает до А„ = 8,25 кг'см2. При ручьях нормального профиля по DIM 121 шкив будет иметь ширину Ь = 810 мм (фиг. 2213) (двойной ремень при нагрузке = 14,5 кг/см должен был бы иметь ширину У = 134 см).
Вес обода по определенной на фиг. 1064 избыточной работе Л,= 1130 кгм и по формуле (717) будет равен
Gk= 8,83 8,83= 3830 кг,
vk • 10,2I2
причем радиус круга, проходящего через центр тяжести поперечного сечения обода, принят равным 7?,= 1950 мм, при этом соответствующая скорость обода 10,21 м1сек.
Площадь поперечного сечения обода (718)
12 ламами
0,22 - 3830 =432
R„ Ii9o
Фиг. 2214. Обод канатного шкива-маховика для машины примера 4. М. 1:30.
МЗубцоа Шаг Я.,
Взято 450 сж9 (фиг. 2213. Получающаяся при этом у дна ручьев толщина обода 23 мм с точки зре-ния возможности отливки достаточна. Колесо (фиг. 2214) сделано разъемным вдоль двух сп иц, а обод снабжен двумя толсты и ребрами жесткости,к которым примыкают два ряда спиц, по шесть спиц в каждом ряду. Благодаря этоуу получается возможность выгодно расположить скрепляющие болты и уменьшить в ободе напряжения от изгиба.
Пример 5. Расчет на прочность махового колеса машины водопроводной станции (черт. I фиг. 2212).
Следующие расчеты произведены, исходя из наивысшей обычно принятой при чугуне скорости обода vk = 30 м/сек, соответс гвующей угловой скорости «>=15,7 1 /сек, или числу оборотов 150 об мин. В скобках добавлены значения для нормального числа оборотов 50 об/мин или vA=10 м сек.
а) Приближенный расчет. Напряжение на растяжение в ободе, если обод рассматривать как замкнутое кольцо, по формуле (679) будет иметь величину
7 • v 7 9^ 3900®
°«=27?=~1боо-981-е=66>5 кгсм* <7*39 кг>см^
Соединение обода валиками и клиньями. Сила, действующая в поперечном сечении обода
р = F* • о, = 280 • 66,5 = 18 620 кг (2070 кг).
Примем диаметр валиков rf=80 мм, толщину клиньев s = 25jk.w. Напряжение на растяжение в поперечном сечении стержня, остающемся за вычетом площади отверстия для клина, имеет величину
ое =-----—------= ~ I8.620----= 615 кг/см2 (63,3 кг/см2).
^riP — d-s -^-82— 8-2,5
4 4
756
Для, уменьшения удельного давления на поверхность соприкосновения клийа С валиком сделаны усиливающие утолщения (фиг. 2212 внизу), причем удельное давление будет иметь величину:
18 620
Р = 08-8) .25 = 745 Кг^См2 (82,8 кг'см^‘
Высота клина h при допускаемом напряжении на изгиб kb = 1000 кг[см3 определяется из равенства*
6-P-Z. 6-18620.18 1пп_ _
Л2 = Ъ----«Г = о or = 100,5 см>
8 • s • kt 8 • 2,5 1000 ’
откуда
h = 10,03 см.
Берем высоту 105 мм, включая в нее закругления.
Расчет спиц по фиг. 1067. Наибольшее избыточное касательное усилие, равное 7д = 5400кг получается на круге, описываемом кривошипом радиуса R = 400 мм. Та • R
При окружном усилии—75—, действующем на плечеу= 170 см, и при допускаемом ''в
напряжении на изгиб kt = 100 кг/см3, момент сопротивления должен иметь величину
TaR.y 5400-40.170 .
-------= 200-6 100 ~ = 306
n---л
R„ • I •
Фиг. 2215. Определение удлинения спицы от собственной центробежной силы.
4 • 5 • 5
или при эллиптическом сечении с отношением осей а : b = 2 : 1 получаем, что большая полуось сечения равна а = 9,2 см.
Выполнено 2а = 190, 26 = 95 мм у втулки, 150 и 75 мм у обода при сужении (в круглых цифрах) 4 : 5.
Обе половины колеса стягиваются у втулки двумя стяжными кольцами с поперечным сечением 5x5 см3. При приближенном расчете на полную центробежную силу одной половины колеса весом ~ = 1885 кг получаются
следующие цифры (гл. 26, разд. II 3, 1). Центробежная сила, развивающаяся в одной половине колеса:
Z = -^~ <02 . ^=1885. 15,72 • 0,79 • 0,637 • 191,25 = 45600 кг.
2g а 981
Напряжение в стяжном кольце
<зг = = 45 = 456 кг [см3 (50,7 кг/см2).
б) Более точный проверочный расчет махового колеса на основании теории кривого бруса. Ниже знак плюс обозначает напряжение на растяжение, знак минус обозначает напряжение на сжатие число, стоящее вверху, дает напряжение на наружной поверхности обода, стоящее внизу — на внутренней поверхности обода. 7^ = 280 см3, 4 = 7146 см*, UZS = 817 см3, длина спиц /=1530 мм, <? = 60°, момент инерции поперечного сечения спицы у обода /д = 1242 см*.
Напряжение в ободе у внутренней поверхности v •« 2 7? • 191 Я
аее = • £ = 66,5 - • = 69,7 кг/см3 (7,75 кг [см3};
g Rt 182,5 '
у наружной поверхности:
-§ = 66’5 * -200? = 63’6кг/сл<а <7-06/<г'си2)-
757
но
"""Определение продольной силы Ха, действующей в сп'ицах.
Радиальное расширение обода по формуле (683)
Р* = V, Rs= j иоооОСГ = °’0127 CM-
Удлинение спиц от действия собственной центробежной силы по фиг. 2215 при масштабе по оси абсцисс 1 см =10 см, по оси ординат 1 сл/ = 20 см, при площади Л=65 см:1, которой, следов .тельно, соответствует действительная площадь 65 • 200= 13 С00 см2, и при расстоянии центра тяжести спи?ы от края втулки { = 93,5 см:
Т . 0 00725 • 15 72
Хд = ад • — • F • Е =-^оэоо0--9'8Г . 13000 • 93.5=0,00221 см.
Треугольники деформаций (фиг. 2216) построены по
у, 1 000 000 • 0.01049 • w • 8.5 • 4,25 77оп
ад •/ lod
Фиг. 2216. К определению силы Хд в сш цах маховика по фиг. 2212.
И
у„_ (Р.-Хл)-4 _ЮОЭООО.0,01049.7146- М7П
Л • С"----191.3370,001681-J KZ'
причем С по формуле (733) получилось равным
С- 1 • ? J-L chr ®—1 —
8 . +4 Ctg2 оЕ-Я’+А -
sin-g- 11 * 1 *
= 0,9566.-0,95493^1^ = 0.00,63..
р . Ш
Часто повторяемое в следующих расчетах значение = * ’ -у равно 0,9993.
. _ ' * ’ "Г А
Фиг. 2216 дает Ха =3500 кг. Эта сила в сечениях цельного обода вызывает следующие напряжения: в местах присоединения спиц от действия
1 Р . Р 2 1 о \ /Я 1 \
Мък=-Ха • /Ц| • ^ .^2x77 - 2 Ctg t) =-3500 • 191-3 (-0,9993-jctg30°J = * 1 59 руд *9
= — 59070 кгсм-, аьХ —----= ±72,3 кгсм2,
а посередине между спицами от действия М'ьх = -{-Ха • Re(----------------------——
' 2 sin £-
1 Ъ-R? \ vFt-RWj
= +3500 • 191,з( ч 1 ^-^0,9993^=+30610 кг см-, =>ьх = = ±37,5 кг/см*.
’ \ 2 • S1П OU w ,/ 01 /
Момент, обусловленный жесткостью соединения спицы с ободом
<-(U+Ta.Z'Ra).y.l-Jll
Мо= ~ 2^.?.?д Т-/-Л :
(0 + 5^00- 40.2 • 290, • 170- 153-7146 “ 6(191,3-^3-1242+ 153-7Ь6) —
12 460 кгсм
в местах присоединения спиц в самом невыгодном случае создает напряжения 12 460 1ео oib0=^ - 817 - = — 15,3 кг^см2.
75&
Наибольшее растягивающее напряжение на внутренней поверхности обода получается в месте присоединения спиц и составляет
°(=’rt-Hw-!-0»0 = 69,6 + 72,3-1- 15,3 = 157,2 кгсм7, а напряжение на наружной поверхности посередине между двумя спицами равно
°а = °м + а>ьх= 63,5 + 37,5 = 101 кг'см7.
Добавочные напряжения в ободе в местах расположения его стыков определяются из того условия, чю моменты, создаваемые в местах стыка силой .^действующей в спицах, не могут быть восприняты другими деталями или же воспринимаются ими лиш частично. Чем меньшее участие принимают другие детали, тем больше напряжения приближаются к своим верхним предельным значениям, которые получатся, если участки АС и ВС фиг. 2217 рассматривать как свободно свешивающиеся балки, нагруженные каждая равномерно распределенной силой А. При этом в Л и В возникают изгибающие моменты
Z, • ЯД 1 — cos о 2) 3500 • 191,3 (1 — cos 30°*
A/ie < -----------------------------------------------------= 85 520 кгсм
Фиг. 2217. К расчету доба-вэчных напряжений в ободе.
и напряжения
_ 85 520
°4’<-и 817
^104,7 кг)см7.
Поэтому, в рассматриваемом колесе наибольшее растягивающее напряжение может достигать на внутреннем краю в самом н выгодном случае при скорости 30 м сек величины 157,2 + 104,7 = 261,9 KZ^CM7.
Что касается возможности воспринятия изгибающих момен-
Фиг. 2218. Воспринятие изгибающего момента Мьх.
тов, возникающих в стыке, то
для этого можно использовать предварительную затяжку соединительных деталей, размеры которых нужно брать такими, чтобы края в местах ст; ка при наибольшей скорости не начинали расходиться. Необходимые для этою силы вычисляются следующим образом. Момент Л >ьх, действующий в сечении, расположенном посередине между спицами, по фин 2218 межно уравновесить парой сил D' с плечом а' = 15,2 см, равным среднему расстоянию между разбиваемыми поверхностями. Для того чтобы на внешнем участке поверхности стыка действовала /И' 30 610
сила£)' = —=—я- = 2014 кг, в соединительном валике при наибольшей ско-а 15,2
рости должна действовать сила, равная по меньшей мере Р-|-----— = 18620 +
2014-1о12 = 22 840 кгг. При этом
7,2о площади щели для клина, получается
в сечении валика, остающемся напряжение
за вычетом
22840 “ 30,3
= 754 кг'см7.
Вследствие возникновения упругих деформаций в стержнях, клиньях и конвах обода предварительная затяжка может быть меньше (гл. 5, разд. V, Б 2j; но расчет из-за
759
делаемых в нем предположений, является все же ненадежным; то же можно' сказать и о возможности создания при сборке силы требуемой величины.
Напряжения в сечении спиц, расположенном у втулки, происходящие от действия силы ХА, повышаются с а4 = 101,6 кг/см* до
X. 3500
°<а = -f- = "1268 = 27’6 кг1см*> Jn ’
а происходящие от действия момента Мо уменьшаются на
Мо 12460-4 __ , „
°40 — ~ к • 9,52.4)75 ~ 37 кг1см >
и становятся, следовательно, равными а4-]-аг4—а40 = 101,6-]-27,6 — 37 = 92,2 кг'см2. В поперечном сечении обода в месте присоединения спиц действуют напряжения на X. 3500 мл 12 460
растяжение tA= -jr- = -gg-^ = 39,6кг/см"- или напряжения на изгиб °»о = =
= 75,2 кг!см, создаваемые моментом Мо, следовательно, наибольшее напряжение составляет
а'гА —== 39,6 —75,2 = 114,8 кг, см2»
От действия центробежных сил ZA = 3190 кг и продольных сил Хд=3500 кг, возникающих в трех спицах одной половины колеса, стяжные кольца нагру жены силою
(ZA+ ХА) (1 + 2 • sin30°) = (3190 + 3500)(1 2.0,5) = 13374 кг-,
центробежная сила, развивающаяся во втулке, составляет 970 кг, развивающаяся в стяжных кольцах — 228 кг; все эти силы даюг в сумме 14572 кг. Пренебрегая напряжениями, создаваемыми тангенциальными шпонками, мы получили, что полезное напряжение в стяжных кольцах составляет 146 кг/см2.
Пример 6. Для сравнения сопоставим наиболее важные результаты, найденные для махового колеса (одновременно являющегося и канатным шкивом) при наибольшей скорости каната 30 м1сек, с результатами, получающимися при скорости 10,47 м/сек (в скобках).
В ободе среднее напряжение на растяжение оа = 66,5 (7,39) кг'см2, наибольшее на внутренней поверхности ае| = 69,9 (7,77) кг/см2, на внешней поверхности = = 64(7,12) кг/см2.
Расширение обода р4 = 0,0130 см, удлинение спиц под действием собственной центробежной силы Л4 = 0,00237 см, поперечлое сечение обода имеет площадь Ft = 450 см*, расстояние центра тяжести от оси- вращения /?. = 195сл<, момент инерции JA = 6400 см*.
W 450 • 1953 _09996
Л • я*2 -г Л ~ 450 • 1953 4- 6400 — ^до-
предельная сила в одной паре^ спиц ХА = 4150 кг.
Напряжения, действующие в ободе в местах примыкания спиц, создаваемые силой ХА.
аьх = =Р 106,3 кг, см2,
создаваемые моментом Л40:
аьмо = й3 65>6 кг/см2.
При определении Мо приняты цифры, относящиеся к машине с/г = 50 об/мин, в частности подставлено U=^—— = ' ,_ ?—= 1940 кг и Тй = 6500 кг (из фиг. 1064)
V 1U,47 '
Давление на вал или давление каната на шкив создает напряжения ам=± 126,8 кг/см* в сечениях в местах соединения спиц с ободом.
760
Напряжение на сжатие, создаваемое в ободе канатом, ad— —3,6 кг'см*.
Наибольшее напряжение на растяжение на внутренней поверхности
°«< °"о — °d =' 69,9 106,3 4- 65,5 — 3,6 = 238,1 кг] см*.
Напряжение, действующее в ободе посередине между спицами, производимое силой ХА:
a'bX = rt 54,6 кг[см*,
производимое давлением на вал:
а'м=йг36,9 кг]см*.
Наибольшее напряжение на растяжение, возникающее на наружной поверхности: + <s'6X== 64-|-54,6= 118,6 кг1см*.
Напряжения, действующие в сечениях спиц, расположенных у втулки, при моменте сопротивления одной пары спиц U7„ = 2 • • а(а • £>1=2 • • 102 • 5 = 785 см3 по формуле (730) при вышеприведенных значениях для U и Та получается равным;
(2U, Та R\ у /2-1940 ,6500-40 \ 170 „
’• = (v + тг ' = (—6~ +-6Г2ОО-) 785 “ 187 К!1СМ ’
Мо 44 200 „
°»о = 1^=_785_ = 56’3 кг/с-м -
Напряжение на растяжение, создаваемое продольной силой ХА в цельных спицах:
°гЛ= = ГТ57 = 13,2 кг!см2'
Наибольшее напряжение: <зь — аю — 1874-13,2—56,3 = 143,9кг1см*.
Напряжение, действующее в сечении спицы, расположенном у обода, и создаваемое моментом УИ0, будет а40= 109,9 кг'см*, а создаваемое силой ХА, будет аз = 2О,6 кг]см*. Наибольшее напряжение 109,9 4-20,6=130,5 кг'см*.
Разъемные спицы удовлетворяют поставленному на стр. 604 условию: каждая J 1615 rt1_ , .
из половин спицы имеет момент сопротивления ^ = -7-5-= 215 см3, что (как и требуется) составляет половину момента сопротивления цельной спицы.
Соединительные детали. Болты обода нагружены силой Fk • ае=4б0 • 66,5= = 29900 кг; напряжение а, = 570 кг1см*. Восемь болтов у втулки нагружены силами ХА и центробежными силами Z, развивающимися в двух парах спиц, с общей суммой 27 200 кг, а также центробежной силой Z,, развивающейся в половине втулки и составляющей 1870 кг; все эти силы создают напряжение 192 кг'см*. Напряжения, определенные по центробежной силе77()00 кг, развивающейся в одной половине колеса, получились равными 510 кг! см*.
ГЛАВА ДВАДЦАТЬ ДЕВЯТАЯ
ЛОПАТКИ, БАРАБАНЫ, ДИСКИ И КОЛЕСА ДВИГАТЕЛЕЙ И МАШИН-ОРУДИЙ
L ОБЩИЕ ДАННЫЕ И ТИПЫ ВРАЩАЮЩИХСЯ ДВИГАТЕЛЕЙ И МАШИН-ОРУДИЙ
В последнее время вращающиеся двигатели и машины-орудия благодаря своим преимуществам — непосредственному получению или использованию равномерного вращательного движения, простоте выполнения, незначительной потребности в месте и возможности развивать весьма большие мощности—получили большое техническое и экономическое значение. Они во многих отраслях промышленности вытесняют поршневые машины с попеременно-возвратно движущимися частями. Их развитие заметно подвинулось вперед благодаря электротехнике, так как электрические машины имеют вращательное движение, что и вызывало стремление воспользоваться этим видом движения также во всех областях применения электрических машин, особенно в тех случаях когда для электромоторов и для приводимых ими в движение машин выгодны высокие рабочие скорости. Даже то обстоятельство, что во многих случаях машины с одним врашательным движением по сравнению с поршневыми имеют более низкий к. п. д., например, у центробежных насосов, не всегда является решающим фактором.
Особенности машин рассматриваемых групп ясно выступают при сравнении паровой машины с паровой турбиной. В то время как поршень паровой машины приводится в поступательное движение взад и вперед действием избыточного давления рабочей среды, в паровой турбине давление пара в соплах или направляющих устройствах превращается в кинетическую энергию. Струя пара, выходящая с большой скоростью, отдает свою кинетическую энергию лопаткам колеса, и тем самым приводит последнее во вращение. В поршневых машинах превращение' энергии основано на действии давления при низких скоростях поршня, приблизительно до 6 м/сек, следовательно, оно преимущественно статического рода и производится периодически; в паровой же турбине оно совершается исключительно или же в преобладающей степени динамическим путем и всегда за счет использования высоких скоростей пара, имеющих величину от 100 до \300 м/сек. Иногда имеющуюся энергию переводят в сопл ix или направляющих устройствах в форму кинетической энергии не полностью, а оставляют рабочей среде часть избыточного давления и используют ее для приведения турбины в движение за счет реактивного действия. Поэтому различают:
активные турбины — в первом случае, реактивные турбины — во втором.
В первом случае потеря давления пара происходит исключительно в неподвижных частях, в соплах или направляющих устройствах; благодаря этому скорость пара и окружная скорость колеса будут больше, чем во втором. В зависимости от того, будет ли энергия превращаться в одной или в нескольких последовательно включенных ступенях, получаются одно- или многоступенчатые машины.
У машин-орудий с вращательным движением, у центробежных насосов, воздуходувок и компрессоров механическая энергия, подводимая к рабочему коле^ при помощи вала, частично превращается непосредственно в давление, а частичйо используется для того, чтобы веществу, перемещаемому этими машинами, сообщить в колесах скорость, которая превращается в давление лишь в прилегающих напр!а-
762
вляющих устройствах или в присоединенных трубопроводах; следовательно, в машинах-орудиях совершается процесс, обратный происходящему в двигателях.
Машины с одним вращательным движением состоят только из двух главных частей: равномерно'вращающегося колеса, несущего на себе рабочие лапатки, и неподвижного корпуса с необходимыми направляющими устройствами я подшипниками для колеса.
II. ГЛАВНЫЕ ФОРМЫ КОЛЕС
Рабочие колеса (роторы) выполняются в форме барабанов, дисков или колес. Наиболее важные формы показаны на фиг. 2219—2237. Гладкие барабаны применяются, между прочим, в центрофугах, а гладкие диски в гидравлических тормозах.
А. РОТОРЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
В паровых турбинах лопатки сидят на окружности барабанов или дисков (фиг. 2225). Большей частью рабочее вещество подводится к ним в осевом напра-
Фиг. 2219. Одноступенчатая турбина Лаваля. М. 1:10.
Фиг. 2220. Колесо с двумя ступевями скорости.
Фиг. 2221. Паровая турбина с ступенями давления.
вленни, т. е. по направлению оси вращения; реже встречаются диски с расположением лопаток па концентрических кругах, и тогда пар протекает через колеса в радиальном направлении. У наиболее простой формы паровой турбины, у одноступенчатой (фиг. 2219), все давление пара в соплах D превращается в скорость, которая используется в одном рабочем колесе L. Для получения хорошего к. п. д. при весьма большой скорости, получающейся при высоком давлении, необходимы значительная окружная скорость и тщательная конструкция колеса, так что одноступенчатые турбины пригодны, главным образом, для незначительных давлений пара или умеренных перепадов давления. К тому же мощность, развиваемая в одном колесе, ограничена (турбины Лаваля вращаются с окружными скоростями Д0.,430 м^сек при мощности до 300 л. с\ Ридлер и Штумпф в одной опытной одноступенчатой турбине при окружной скорости 314 м!сек достигли мощности 2000 л. <?.).
,У многоступенчатых турбин различают ступени скорости и ступени дазлекия. Колесо с двумя ступенями скорости показано на фиг. 2220.
763
Скорость, сообщенная пару в соплах D, используется в двух рядах рабочих лопаток L, укрепленных на окружности колеса, в то время как расположенные между ними н а п р а в л я ющи е лопатки U лишь отклоняют пао в нужном для
Фиг. 2223. Барабан судовой турбины АЕО (по Бауеру и Лаше).
приведения турбины во вращение направлении. Колеса такого рода употребляются, главным образом, в первых ступенях, так как они используют большие скорости
пара при сильном понижении высокого давления свежего пара и тем самым уменьшаются напряжения в корпусе турбины и в диафрагмах ее. Конструкция с тремя ступенями давления показана на фиг. 2221. В соплах или в направляющем диске t/j пару за счет использова-
ния части его давления со-
Фиг. 2224. Барабан паровой турбины Броуи-Бовери. М. 1:25. общается определенная скорость, благодаря которой и приводится в движение первый ряд лопаток ротора;^ одновременно происходит отклонение струй пара в сторону. При этом скорость пара, а тем самым и
его живая сила уменьшаются. В ряде неподвижных направляющих лопаток U2 потоку пара снова сообщается направление, необходимое для приведения во вращение второго ряда рабочих лопаток £2, причем одновременно скорость пара за счет нового понижения давления снова увеличивается и т. д. Таким образом отдельные ступени характеризуется понижением давления пара и потому ступени должны быть отделены одна от дру| ой диафрагмами Z, если ротор выполнен в форме отдельных дисков. При этом сравнительно незначительные количества пара проходят вдоль втулок колеса
Фиг. 2225. Ротор турбины Тиссеи-Рбдер.
от одной ступени к другой, не производя полезной работы. Если же для закрепления лопатой воспользоваться барабанами (фиг. 2222), то неизбежны не-
764
сколько большие потери вследствие протекания части пара через шел и между рабочими лопатками и стенкой корпуса и через щели S2 между .направляющими лопатками и барабаном. При входе пара на ротор реактивной турбины всегда в одном направлении возникает осевое давление, которое должно восприниматься особыми деталями или должно быть уравновешено.
Барабаны, как это будет показано ниже, пригодны лишь для умеренных окружных скоростей, приблизительно до 100 м!сек. Они, главным образом, применяются для ступеней давления реактивных турбин, число которых часто бывает весьма "
ДШ
значительным. Фиг. 2223 показывает барабан судовой турбины, которая, вследствие того, что винт приводится в движение от нее непосредственно,
должна иметь умеренное число оборотов. На фиг. 2224 два барабана, соединенных один с другим посгдкой в горячем состоянии, служат для закрепления лопаток ступеней среднего и низкого давлений. Левая часть барабана среднего давления выковывается из вала, а правая изготовляется путем расточки сплошной болванки. В это отверстие посажен другой конец вала; радиальные штифты 5 служат для предохранения от сдвига и вращения. У ротора турбины Тиссен-Редера (фиг. 2225) цилиндрические барабаны А и В центрируются с сидящим посередине между ними колесом С ступени высокого давления и сконструированными в виде дисков последними ступенями D и Е, а также с концами вала. Пар после протекания через колесо высокого давления расходится равномерно в обе стороны к барабанам.
Диск конической формы с односторонней втулкой для судовой турбины (фиг. 2226) пригоден лишь для незначительных скоростей, так как центробежная сила производит изгиб. Необходимость такой конструкции большая диафрагма в целях достаточного сопротивления давлению пара должна
фиг. 2226. Конусный диск судовой турбины для малых скоростей.
Ц
Фнг. 2227. Ротор, выточенный нэ одного куска свалом. М. 1:10k
была обусловлена тем, что
Фиг. 2227а. Ротор паровой турбины Брауи-Бовери.
была иметь сильно выпуклую форму. При больших скоростях диски делаю' симметричными по отношению к главной плоскости. [Ср. с легкими дисками, предназначенными для умеренных скоростей (фиг. 2221), цилиндрические втулки которых делаются односторсиними лишь в целях уплотнения диафра1М.] У колеса (фиг. 2220), подвергающегося действию высоких напряжений, втулка должна иметь симметричную форму. При весьма высоких скоростях употребляют диски равного сопротивления без отверстий в центре (фиг. 2219 и С, D, Е на фиг. 2225).
765
Наконец, с целью уменьшения длины перешли к изготовлению ротора из цельного вала по фиг. 2227. Часто лопатки насаживаются непосредственно на вал, как это сделано в ступени среднего давления на фиг. 2227а.
Изменяя число ступеней, мы можем при данном перепаде давления изменять скорость пара и тем самым окружную скорость, от которой зависит величина напряжений в роторе, а также использовать в большей или меньшей степени теплоту пара. Падение давления в отдельных ступенях регулируют путем соответствующего выбора поперечных сечений как у сопел, так и у проходов между лопатками. Многоступенчатые паровые турбины позволяют использовать высокое давление пара и развивать экономично весьма большие мощности.
,В настоящее время лопатки, ввиду применения особых материалов, а также для удешевления изготовления и облегчения смены, изготовляются каждая в отдельности и вставляются в обод диска или в стенки барабана.
В нижеследующем изложении мы ограничиваемся описанием конструктивных форм лопаток и расчетом роторов. Относительно выбора углов, под которыми нужно ставить лопатки и других размеров, мы должны сослаться на литературу [XXIX, 1, 2]. То же относиться также и к другим типам машин с одним вращательным движением.
Б. РОТОРЫ ВОДЯНЫХ ТУРБИН
Из различных форм водяных турбин, которые была выполнены за все время развития этого типа машин, в настоящее время имеют значение лишь турбины
Фиг. 2228, Турбина Френсиса для средних скоростей.
Фиг. 2229. гчолесо турбины
Френсиса для малых скоростей.
Фиг. 2230 Колесо тур .ины Френсиса для больших скоростей.
Фиг. 2231. Турбина Капдаыд.
Френсиса и Пельтоиа (колеса Пельтона или тангенциальные колеса). К ним добавилась за последнее время турбина Каплана.
Турбины Френсиса — реактивные; они характеризуются радиальным подводом и осевым отводом воды, а также искривленными в двух направлениях лопатками (фиг. 2228—2230). Колеса состоят из двух стенок нли из втулки и обода, служащего 766
для крепления лопаток. Различие в формах, показанных на фиг. 2228 — 2230, обусловливается, главным образом, величиной скорости вращения. Форма, изображенная на фиг. 2229, пригодна для медленного хода, форма, изображенная на фиг. 2230,— для весьма быстрого хода, форма же, -----
изображенная на фиг. 2223, соответствует nJ д, X.
средним оборотам.
Каплан с целью повышения скоро- Z\ сти вращения реактивной турбины придал / 1
ротору форму пароходного винта, оставив / V
лишь несколько лопаток, имеющих вид Г ^~\иГ ”Гч1г/ крыльев с большим шагом (фиг. 2231). / fBxok
Так как к тому же рабочие лопатки в целях / т.
регулирования часто приходится делать г//?/-----
поворотными, причем лопатки должны быть у у"
достаточно прочными для самостоягель- 4g» j ~
ного сопротивления внешним силам, то рассмотрение их выходит из рамок данной главы. Фиг. 2232. Колесо Пельтона.
Турбины Пельтона являются активными турбинами. Их рэтор состоит из диска, который на своей окружности несет лопатки, имеющие форму ковшей с двумя отделениями (фиг. 2232). Струя воды перегородкой S лопаток разрезается на две части и при отклонении от своего направления в полостях ковшей отдает свою энергию колесу.
В. РАБОЧИЕ КОЛЕСА ЦЕНТРОБЕЖНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ, КОМПРЕССОРОВ И НАСОСОВ
Фиг. 2233 представляет разрез одноступенчатого центробежного вентилятора с двухсторонним подводом воздуха. Воздух притекает в осевом направлении у Л нВ и лопатками колеса по спиральному расширяющемуся каналу К нагнетаетси в'трубопровод, присоединенный в месте, обозначенном буквой С. Лопатки, согнутые из листового железа, силе-паны со спицами 5 литой втулки и с прикрывающими а
их дисками D. Потери, возникающие от протекания воз- й '
духа на наружных поверхностях дисков D в обратном
Фиг. 2234. Многоступенчатая центробежная воздуходувка.
Фиг. 2233. Одноступенчатая воздуходувка.
направлении, уменьшают тем, что в корпусе оставляют достаточно малый зазор или же применяют лабиринтное уплотнение. При строго симметричной конструкции и симметричной установке колеса в корпусе осевое давление не возникает, но и в этом случае для предотвращения задевания колеса за кожух при вращении необходимо применять установочные винты - и гребенчатые или шариковые упорные подшипники.
767
j Одноступенчатые центробежные вентиляторы пригодны лишь для незначительных давлений. Больших давлений можно достичь путем последовательного включения нескольких ступеней (фиг. 2234). Воздух, сжимаемый в рабочем колесе / до давления, в 1,2—1,3 раза превосходящего давление всасываемого воздуха при помощи установленного вплотную к колесу направляющего устройства, подводится в радиальном направлении внутрь к колесу II и в последнем сжимается приблизительно в одинаковом отношении, т. е. до 1,4—1,7-кразного давления всасываемого воздуха и т. д. При конструировании исходят лишь из производительности и скорости
Фиг. 2235. Односторонний центробежный насос фирмы Вейзе в Галле.
Фиг. 2236. Двухсторонний центробежный насос Борзига.
всасывания, по которым затем определяются размеры сечения входного отверстия. Скорость обычно выбирают в зависимости от напора Н\ у вентиляторов берут ее равной 5 м/сек при Н = 12мм, и 50 м/сек при // = 360 мм вод. ст., у турбовентнляторов и турбокомпрессов до 35 — 50 м/сек. Наружные размеры колес при больших мощностях определяются
S в первую очередь условиями прочности, зависящими от окружной скорости. Так, у турбокомпрессоров при тщательно разработанной конструкции, за верхний предел для окружной скорости считают 180 200 м/сек. Что касается подробностей, относящихся к форме и положению лопаток, обусловливаемых характером потока вещества, перемещаемого колесом, то мы должны сослаться на литературу [XXIX, 3, 4, 5]. Большое значение следует придавать непрерывности и постепенности изменения поперечных сечений каналов.
Рабочие колеса центробежных насосов (фиг. 2235—2237) имеют такие же основные формы, как и у вентиляторов, но вследствие того, что вес У единицы объема перемещаемых насосами жидкостей больше, они характеризуются меньшей скоростью потока, от 2 до 4 м/сек, и окружными скоростями
Фиг. 2237. Центробежный насбс высо- самое большее до 40 м/сек. Рабочие колеса можно кого давления Егера. изготовлять из чугуна, а в случае насосов высокого давления — из бронзы. Последние выполняются многоступенчатыми (фиг. 2237), но в одном корпусе обычно редко ставят более 6-8 ступеней, чтобы из-за значительного расстояния между подшипниками диаметр вала не получился слишком большим. Так как жидкость практически несжимаема, то поперечные сечения кзналов для жидкости во всех ступенях делаются одинаковыми. Поэтому, в противоположность воздушным компрессорам, можно одну и туже модель использовать для нескольких или для всех колес одного агрегата. При одностороннем подводе возникает осевое давтение, которое должно передаваться на надлежащим образом сконструированные упорные подшипники.
768
III. ЛОПАТКИ
А. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЛОПАТОК ПАРОВЫХ ТУРБИН И ИЗГОТОВЛЕНИЕ ЛОПАТОК
Правильный выбор материала и тщательнейшее выполнение лопаток ввиду возможности разрушений, происходящих при поломке хотя бы одной лопатки, представляют весьма большую важность. При больших скоростях и больших длинах лопатки подвержены действию значительных напряжений, создаваемых центробежной силой и давлением пара, у, кроме того, подвержены вибрациям. Лопатки часто подвергаются сильному изнашиванию от действия рабочего вешеп^; приводящего турбину в движение, или вследствие ржавления, и потому требуется, чтобы их можно было легко изготовлять в больших количествах. В то время как чистый перегретый пар безвреден для -лопаток, если они удовлетворительно выдерживают действие высоких температур, не вполне чистый или сырой пар портит лопатки вследствие механического действия твердых частиц или капель воды. Образование ржавчины обусловливается одновременным присутствием воздуха и воды или пара, так что наиболее важными причинами разрушений, производимых ржавлением, являются присутствие воды, содержащей кислород, проникновение воздуха через сальники, неплотность запорного вентиля, когда машина не работает, а также когда турбину долго держат под паром, чтобы ее можно было в любой момент пустить в работу. Скапливающиеся в верхней части корпуса пары производя' часто сильные местные повреждения. Химическое действие солей и кислот, увлечен ных паром, может также повреждать лопатки [XXIX, 6, 7]. Поэтому нужно обращать большое внимание на чистоту питательной воды для котлов и на удаление из нее воздуха.
Наиболее подходящими материалами для лопаток в настоящее время являются: мартеновская сталь, никелевая сталь, нержавеющая сталь, латунь, никелевая латунь и металл монель. Различные сорта стали применяются для температур свыше 200° Ц и для сильно нагруженных длинных лопаток последних ступеней низкого давления, латунь же (специальная латунь для лопаток) или желтый томпак с 72% меди, 28°/п цинка и лишь, в крайнем случае, со следами свинца (немецкое обозначение Ms 72 DIN 1709), а также никелевая латунь применяются для умеренных температур. Поэтому нередко в одной и той же турбине встречаются стальные лопатки в ступенях высокого давления и в конце ступеней низкого давления, латунные же в средних ступенях. Металл монель представляет сплав, получаемый непосредственно из чистых руд с содержанием примерно 67% никеля, 28% меди и 5% других элементов (марганец, железо, углерод и незначительные количества кремния). Он обладает большим временным сопротивлением разрыву, имеет высокий предел текучести даже при высоких температурах и особенно устойчив по отношению к химическим и механическим воздействиям.
Главным преимуществом обыкновенной и никелевой латуни, наряду с отсутствием ржавления, является легкость получения гладких и твердых поверхностей путем холодного волочения профилированных прутков, из которых нарезаются отдельные лопатки.
Стальные лопатки предварительно штампуются в горячем виде или же выгибаются, также в горячем состоянии, из листового металла и всегда отделываются начисто путем фрезерования; при штамповке стали в холодном состоянии возникают неизбежные напряжения от вытяжки, вследствие чего образуются трещины и плены; поэтому холодная протяжка здесь неприменима. Напряжения, возникающие при горячей штамповке или изгибании в нагретом виде, следует устранять путем тщательного отжига при температурах, точно предписываемых для отдельных сортов стали.
Точная форма лопаток из металла монель должна также получаться путем фрезерования.
Ввиду дороговизны инструментов, применяемых для волочения, штамповки и фрезеровки, число профилей, применяемых при конструировании лопаток, следует ограничивать. Обычно пользуются двумя главными формами: 1) лопатками, выгнутыми из листового металла и лишь заостренными на входной и выходной кромках, как показывает фиг. 2256, и 2) лопатками, усиленными посредине (фиг. 2263).
*9 Р в Т ш в р. Детали мг’шяп, т. II.
769
Прокладки, регулирующие взаимное расстояние между лопатками, изготовляют обычно из тех же материалов, что и лопатки (латунь лишь до 250° Ц), но при этом можно не учитывать сказанное относительно холодной протяжки, так как прокладки не подвергаются столь сильным воздействиям, как лопатки. В большинстве случаев прокладки, в целях достижения строго радиального положения, должны иметь суженную к оси ротора форму.
Б. ЗАКРЕПЛЕНИЕ ЛОПАТОК
Конструктор первой активной турбины, Лаваль, применил способ закрепления, указанный на фиг. 2238. Предварительно отштампованные и затем окончательно выфрезерованные стальные лопатки устанавливаются в радиальных
Фиг. 2238. Закрепление Фиг. 2239. Закрепление Фиг. 2240. Двойной ла-
лопаток по Лавалю. лопаток при помощи ла- сточкии хвост,
сточкина хвоста.
щелях, заканчивающихся внизу цилиндрическими отверстиями, и в них слегка рас-чеканиваются. Таким образом у лопатки получается весьма прочная ножка, которая пригодна даже для наивысших, применяемых в настоящее время скоростей до
Фиг. 2241. Испытание лопаток ударом.
Фиг. 2242. Лопатки с закругленными вырезами.
Фиг. 2243. Лопатки с закругленными вырезами и округленными углами.
430 м/сек\ однако их можно употреблять лишь в случае обода, доступного сбоку (фиг. 2219). Смена лопаток производится легко, но изготовление их обходится дорого.
Интересно разви1ие способа закрепления лопаток при дальнейшем превращении первоначальных паровых турбин в крупные двигатели, как его описывает Лаше (XXIX, 7], у турбины AEG. Стремление удешевить лопатки тем, что им путем волочения (при изготовлении из обыкновенной или никелевой латуни) или путем предварительной прокатки в горячем состоянии (в случае никелевой стали и металла монель) придавали всюду одинаковое поперечнсе сечение, сперва привело к применению для укрепления в барабане простого ласточкина хвоста (фиг. 2239). Лопатки держались в пазах обода в правильном положении и на надлежащем расстоя-
770
нии одна от другой при помощи прокладок Z, вставляемых между лопатками. Для установки лопаток на место служили расширения в пазах, которые закрывались особым?? замками. При увеличении мощности в наиболее узких сечениях ласточкина хвоста от действия центробежной силы лопаток возникали высокие напряжения на растяжения, а от давления рабочего вещества, приводящего турбину во вращение— высокие напряжения на изгиб. Это обстоятельство привело сперва к введению
Фиг. 2244. Лопатки с увеличенными <?иг. 2245. Лопатки с увели» Фиг. 2246. Молоткообразная прокладками между ними. ценными прокладками н за- ножка,
кругленными углами.
двойного ласточкина хвоста (фиг. 2240). Испытания на изгиб ударом (фиг. 2241), при которых молот ударяет по концу лопатки до тех пор, пока не
появится первая трещина, показали, что лопатки получались значи-
тельно более прочными, если суженные места н кромки закруглялись.
В то время как в случае лопаток с остроугольными вырезами до появления трещины нужно было затратить всего 5,5... 8 кгм, - при закруглении суженных мест по радиусу 4 мм (фиг. 2242) нужны были 42... 50 и после закругления ребер (фиг. 2243) необходима была
работа 58... 60 кгм. При дальнейшем усовершенствовании для противодействия изгибающему моменту, создаваемому давлением пара, было использовано полное поперечное сечение лопатки, что было до-
стигнуто увеличением высоты п рок л а док по фиг. 2244 пу-
Фиг. 2247. Усиленная молоткообразная ножка.
Фиг. 2248. Лопатка с прокладкой.
так как расстояние от нейтральной
тем выпускания их за наружную поверхность обода. При такой конструкции наименьшее поперечное сечение, расположенное глубоко в пазу, подвержено действию лишь центробежной силы. Ослабление острых ребер из-за образования трещин было устранено фрезерованием и скруглением их по фиг. 2245, причем и расчет показал, что получалась большая прочность,
линии кромки с наибольшим
Фиг. 2249. Закрепление лопаток турбины Бергмана.
напряжением
уменьшилось.
Оказалось, что молоткообразна ножка (фиг. 2246) еще лучше ножки с ласточкиным хвостом, так как в первой отпадает давление на наклонную поверхность. Благодаря тому, что ножке придали сечение прутка, от которого отрезаются готовые для фрезерования лопатки (фиг. 2247), оказалось возможным достичь еще дальнейшего усиления. Наибольшим напряжениям подвержены длинные лопатки в ступенях низкого давления больших турбин. Путем соединения в одно целое с прокладкой получились прочные ножки прямоугольного сечения по фиг. 2248; в этом случае каждую лопатку ставят вплотную к соседней. Нужно обращать особое
771
внимание на плавность перехода сечения лопатки в том месте, где она зажимается, к сечению собственно лопатки. Центры тяжести всех поперечных сечений ножек и лопаток должны л жать на одном радиусе, чтобы избежать возникновения добавочных напряжений от изгиба центробежной силой. Величина напряжения в лопатках последней ступени обусловливает предел мощности турбины, повышение которой связано, следовательно, с улучшением конструкции лопаток и их закрепления.
Конструкция ножек с ласточкиным хвостом и молоткообразных требует применения дисков с солидным ободом (фиг. 2263 и 2270). Это избегается при креплении по способу завода Бергман (фиг. 2249), при котором вилкообразные иожки
Фиг. 2251. Закрепление лопаток Брюннского машиностроительного о-ва.
Фиг. 2250. Устарелое закрег. с-пие лопаток Парсонса.
Фиг. 2252. Закрепление системы Браук-Боверн.
охватывают края диска, напряжения же в ножке от изгиба уменьшают применс-' нием выступов W, которые упираются в низкие боковые бортики.
Парсонс при конструировании четырехступенчатой реактивной турбины, работающей с незначительными окружными скоростями, в первое время закреплял лопатки, нарезанные из тянутого прутка, путем сильной расчеканки прокладок
Расклепанная ножка Кольцевые канаски
Фиг. 2253. Закрепление системы Браун-Боверн.
в пазах барабана, имеющих слабо развитую форму ласточкина хвоста (фиг. 2250). Пазы снабжались желобками, которые при расчеканке заполнялись металлом и головки лопаток соединялись одна с другой при помощи впаянной проволоки.
Дальнейшие конструкции показывают фиг. 2251—2254. Первое Брюн некое машиностроительное о-во штампует ножки лопаток в форме сильно изогнутого S (фиг*. 2251) и закрепляет имеющие соответствующую форму прокладки в прямо-’ угольном, подрезанном снизу пазу. Умеренно нагруженные лопатки фирма Браун-Бовери и К0 закрепляет в пазу барабана при помощи выступающего пояска (фиг. 2252), идущего вдоль боковой стенки всего паза, а сильнее нагруженные — путем осаживания ножек (фиг. 2253), между которыми располагаются зубчатые прокладки 772
Фирма Тиссен и К0 снабжает зубцами также и ножки лопаток, сохраняющие сечение бруска, из которого выфрезованы лопатки.
Фирма Бергман склепывает лопатки, штампованные из никелевой листовой стали (фиг. 2254), с узким ободом, вставляя между ними особые прокладки.
Пример замка показан на фиг» 2255. Лопатки, расположенные в расширении паза, служащем для заведения других лопаток, опираются не на заплечики паза, а входят особыми выступами одна в другую. Благодаря загоняемым между ними клиньям К лопатки сильно прижимаются одна к другой, так что вырывание их центробежной силой
Отверстие для закладывания лапсипок
Фиг. 2255. Замок Эшера, Висса и К0.
становится невозможным.
Для закрепления не-
подвижных направляющих лопаток, нагруженных лишь давлением среды,
приводящей турбину
в движение, и служащих для отклонения струи пара по фиг. 2220 и 2222, достаточно применить ласточкины хвосты или более простые средства, употребляемые в рабочих колесах. Направляющие лопатки диафрагм (фиг. 2221) служат также для передачи корпусу давления, действию которого подвержены диафрагмы. В соответствии с этим'для них требуется более прочное закрепление. Для этой цели лопатки, сделанные из листовой стали, заливают
непосредственно в диафрагмы при отливке последних (фиг. 2221), или же в особые кольцеобразные сектора обода (фиг. 2256), которые, в свою очередь, соединяются с диафрагмами. Для белее плотного соединения слу-
Фиг. 2257. Сопла.
Фиг. 2256. Турбина с листовыми лопатками и диафрагмами с отдельным ободом.
Фиг. 2256. Залитые в корпус лопатки водяной турбины.
жат отверстия “или зубцы на краях лопатки, как v сопел (фиг. 2257), причем лопатки перед заливкой лудят. При заливке чугун должен фыть достаточна горяч, чтобы можно было сообщить лопаткам достаточное количество теплоты, необходимой для дрстижения плотного соединения.
Лопатки специального сечения или лопатки из легкоплавких металлов соединяют и склепывают или спаивают с соответствующими прокладками или боковыми стенками паза в одно прочное целое.
Рабочие колеса турбин Френсиса для умеренных напоров, до 40 м, изготовляются из чугуна; для средних — до 70 .к — из стального литья, а при больших на-
773
порах — из специальной бронзы. При этом лишь колеса, литые из стали и бронзы, а также небольшие колеса из чугуна выполняются в виде одного целого вместе с лопатками, в остальных же случаях лопатки штампуются в горячем состоянии из листовой стали и заливаются в обод, втулку или диск колеса (фиг. 2258). Требуемые размеры зубцов ласточкина хвоста указывает Каммерер [XXIX, 3].
Ковши активных турбин для более легкой смены изготовляются каждый отдельно и соединяются с диском колеса болтами или клиньями.
В центробежных насосах при умеренных скоростях преимущественно ставят цельные колеса из чугуна или бронзы.
У турбокомпрессоров лопатки изготовляются из листового материала и склепываются со стенками колеса.
В. РАСЧЕТ ЛОПАТОК И ИХ ЗАКРЕПЛЕНИЙ
В паровых турбинах лопатки, расположенные в радиальном направлении на окружностях дисков или барабанов, нагружены собственной центробежной силой и давлением, возникающим вследствие отклонения струи от прежнего направления, а в случае реактивных турбин еще и реакцией рабочей среды, служащей для приведения турбины во вращение. Центробежная сила вызывает лишь напряжения на растяжение только в том случае, если цен-
Фиг. 2259. К определению Фиг. 2260. Фиг. 2261. Закрепление полюсов при помощи
напряжений в лопатках. ласточкина хвоста.
включая места закрепления лопаток, или суженные сечения ножки, расположены на одной прямой, проходящей в радиальном направлении; в противном случае добавляются напряжения на изгиб. Давление рабочей среды создает изгибающие и крутящие моменты, действие которых у лопаток с ласточкиным хвостом или с молоткообразными ножками в суженных сечениях ножек может быть уменьшено путем удлинения прокладок между лопатками (фиг. 2244). Лопатки турбин с реже применяемым входом пара по радиальному направлению также работают на изгиб под действием собственной центробежной силы. Точное определение возникающих при этом напряжений весьма сложно. В случаефиг. 2259, на которой плоскость /—/примыкания ласточкина хвоста наклонна к продольной оси лопатки, давление Рсоздает изгибающий момент Р • а и крутящий моментР-6, где я обозначает расстояние междуРи плоскостью/—1,г.Ь— длину перпендикуляра, опущенного из центра тяжести 5 на проекцию Р на плоскости /—/. Так как простыми средствами определить возникающие при кручении напряжения нельзя, то ограничиваются лишь расчетом лопаток на один изгиб, кал если бы сила Р по фиг. 2260 действовала на плече а = -^-. В этом случае в таблицах, служащих для выбора профиля лопатки при составлении схемы расположения лопаток в турбине, приходится помещать лишь моменты сопротивления полны! сечений лопатки (и суженных сечений для того случая, когда применяются простые ласточкины хвосты).
Карр а с как допускаемое напряжение для лопаток из стали указывает 1000 нз латуни 800, из металла монель 1200 кг/слС*. ' '
771
Более или менее правильный расчет лопаток турбины Френсиса представляет большие трудности вследствие ненадежности наших предположений о действии давления воды на лопатки, имеющие в большинстве случаев весьма сложную форму без плоского переходного сечения у втулки.
Высокие напряжения возникают в ковшах активных турбин, а также и в деталях крепления ковшей. При нормальном ходе каждый ковш в момент встречи с водяной струей должен воспринимать действие полного окружного усилия и собственной центробежной силы, при пуске же в ход он должен воспринимать действие удвоенного окружного усилия, конечно, уже при отсутствии центробежной силы. В случае разноса число оборотов может подняться до 1,8-кратного, а центробежная сила до 3,2-кратного нормальных значений, окружной же силой здесь можно пренебречь.
Что касается лопаток центробежных насосов и центробежных компрессоров, то к ним в общем применимо сказанное о турбинах Френсиса.
Расчет и конструирование деталей закрепления лопаток мы подвергнем более детальному рассмотрению только для закрепления при помощи ласточкина хвоста и молоткообразной ножки, весьма чаете и во многих других отраслях машиностроения, например в якорях электрических машин (фиг. 2290). Для большей наглядности мы на фиг. 2261 показываем силы, возникающие в полюсе динамомашины. Суженное сечение / под действием центробежной силы Zlf развивающейся в части полюса, расположенной снаружи, работает только на растяжение лишь в том случае, если Z, проходит через центр тяжести суженного сечения, — условие, которое выполняется при симметричном по отношению к радиальной средней линии расположении всей конструкции. Среднее напряжение на растяжение
Фиг. 2262. К расчету напряжения в ласточкином хвосте.
Центробежная сила,
(743)
представляет нижний п р еде л для напряжений, которые вследствие концентрации, согласно сказанному в гл. 3, разд. Й, повышаются тем больше, чем острее углы в месте сужения, развивающаяся во всем полюсе Zp=Zj4-^2 и действующая на ножку его, уравновешивается двумя силами К, приложенными к наклонным стенкам паза ротора. Если угол наклона боковых сторон к основанию обозначить через и если выразить трение, возникающее на них, через угол трения р, то будем иметь
JS_______________
2-cos(^—р)
(744)
При опытах (XXIX, 8] р получилось равным около 8°. Величину обычно принимают равной примерно 60°. Для определения удельного давления р на боковые поверхности площадью F, мы должны исходить из величины слагающей силы К, перпендикулярной к ним, так что будем иметь
К-cos р
< F * S
(745)
Для более точного определения напряжений, возникающих в ножке, ее можно по фиг. 2262 рассматривать как ко 1ьцевой сектор, который равномерно нагружен растягивающими напряжениями °г1 в радиальном и сжимающими р в тангенциальном направлениях, т. е. мы должны рассматривать случай расположения напряжений по двум осям [XXIX, 9]. В точках А и В оба напряжения (гл. 1, разд. X) внизу, складываясь, дают наибольшее растягивающее напряжение
(7'6)
775
При этом предположено, что трением, действующим на поверхности прилегания ножки к ободу диска, можно пренебречь и что силы давления К- cosp распределены по поверхности прилегания равномерно. Это, конечно, в высокой степени зависит от тщательности выполнения и сверх того от упругого последействия в материале скошенных углов (Zacken). Вследствие того, что ласточкин хвост действует наподобие клина, углы у ножки лопатки отгибаются назад, точки же приложения сил К смещаются по направлению к дну паза к точкам С и D.
При расчете широких ласточкиных хвостов может оказаться выгодным рассматривать диск толщиною 1 см, т. е. ввести в рассмотрение силы, приходящиеся на единицу длины полюса (Zi)i См, См, Ki см и т. д. То же относится к исследованию действия лопаток на обод турбинного диска. При этом формулы (743)—(745) при обозначениях, принятых па фиг. 2261, переходят в следующие:
&кг
Zl см аг
К\ см - ---Г ’
2 • cos (6 — р)
/<! СМ COS Р
'
Р
Фиг. 2263. Обод с двумя ступенями скоростей и закрепление лопатки при помощи двойного ласточкина хвоста.
зами, сделанными для женного сечения
(747)
(748)
(749)
Пример 1. Определить напряжения в лопатках первого ряда у обода рабочего колеса (фиг. 2263) при п = 3000 об/мин. Материал лопаток: никелевая сталь с весом единицы объема 7,9 кг1дмА. Пар производит на лопатку первого ряда давление 9.2 кг по направлению, показанному на чертеже, причем принято, что давление пара на отдельные элементы лопатки можно заменить одной равнодействующей, приложенной к центру лопатки. Ножки лопаток имеют форму двойного ласточкина хвоста, что сделано как из-за высокой окружной скорости, так и из-за особенностей конструктивных форм обода, который при другой форме был бы слишком слаб в месте, обозначенном буквой Ь.
Площадь поперечного сечения лопатки/. = 0,74 см?, площадь поперечного сечения в суженном месте Д = 0,59 см?. Длина лопатки /, = 40 мм, принимаемая при определении центробежной силы, составляется из длины рабочей части лопатки в 30 мм, припуска на покрывающий лист — 3 мм и полной длины обратного ласточкина хвоста 7 мм (мы пренебрегаем незначительными выре
образования ласточкина хвоста). Вес части лопатки до су-
Г- If- 7’9 Л П71_123>4
° 1Э00'4'0,74 Тбоо hl>
центробежная сила
z -1' «= ToSnw'3141'м-8 “141
напряжение на растяжение в суженном сечении
_ Z _ 141
—-д ~ о,59 — 239
Для определения напряжений, возникающих при изгибе лопатки, сперва были определены положение центра тяжести Ss, положение главных осей инерции 5,4 и SJ3 (фиг. 2264) и соответствующие моменты инерции J, =0,144 и Ja = 0,0292см*. При разложении давления Р на сиды, параллельные осям 5,4 и S.B, составляющая
775
по .направлению S„B получилась Наибольшее напряжение на изгиб
= 0,7 см от SB.
Л
столь малой, что ею можно было пренебречь, возникает на выходной кромке О на расстоянии
9,2 : 1,5 -0,7 0,0292
331 кг'см2.
Фиг. 2264 показывает, что ось S„B почти параллельна линии CD, соединяющей кромки лопаток. Если, следовательно, лопатка выше CD всюду имеет приблизительно одинаковую форму, то можно ограничиться определением момента
Фиг. 226-1.
инерции поперечного сечения лопатки относительно оси, проходящей через центр тяжести параллельно линии CD, например по способу Мора, изложенному в гл. 1. В предыдущем расчете мы пренебрегли касательными напряжениями, создаваемыми силой Рм неболь-
шим крутящим моментом P-g (фиг. 2264).
Центр тяжести Sk суженного сечения (фиг. 2265) по отношению к линии, проходящей через центр тяжести рабочей части лопатки и проектирующейся в Se, смещений с =1,0 мм. Вследствие этого в суженном сечении возникают добавочные напряжения на изгиб, которые в крайнем волокне приблизительно одинаковы с вычисленными выше напряжениями на растяжение. При моменте энерции = 0,0211 си4 и расстоянии наиболее вытянутого волокна от нейтральной линии ^а = 0,44 см имеем
,_Z-c-e.,_ 141 -0,1 -0,44 ~ J,; ~ 0,021 Г”
= 294 кг/см2.
Фиг. 2266. Лопатка с простым ласточкиным хвостом.
наибольшее на-
Фиг.226j. Крас- Возможность возникновения напряжения та-лопатокРпервого кой величины зависит от того, можно ли считать ряда пофш 2263. лопатки защемленными вдоль всей ножки. На этот вопрос можно ответить с полной определенностью лишь в немногих случаях, так что вообще нужно рассчитывать на
пряжение в суженном сечении
Os 4- з', = 239 4- 294 = 533 кг,'см2;
Значительно менее выгодно было бы закреплять лопатки при помощи простого ласточкина хвоста по фиг. 2266. Напряжение от изгиба, производимого паром, в этом случае уменьшилось бы до величины
Р — е
2 2 9,2-1,5-0,44 ,
—т,;—=- “6ЖГ-=288 кг‘с^
по зато к нему добавилось бы центробежное напряжение, которое при длине лопатки лишь 33 мм составляет 194 кг/см2, и напряжение на изгиб
Z'• с е2 116-0,1-0,44 „
—>Г =—бдеГГ - = 242 “
Фиг. 2267. К расчету напряжения в канавке для ласточкина
хвоста в барабане, что составило бы в сумме 724 к?!см2.
Работа стенок кольцевых пазов и промежуточного пояска между лазами у цилиндрических барабанов по фиг. 2267 аналогична работе ласточкиных хвостов. Суженное сечение F/n под действием равнодействующей сил давления К на бо-
ковые стенки и собственной центробежной силы, развивающейся в выступающем
777
пояске со скошенными стенками 2/<-cos(^— p)H-Z3, работает на растяжение, а слагающие К-sin(4»^p) вызывают в пояске сжимающие напряжения; следовательно, все силы создают в пояске плоское напряженное состояние. Но так как при одинаковой ширине лопаток колеса и направляющих лопаток сечение пояска в наиболее суженном месте его значительно больше, чем в наиболее узком у лопаток, то напряжения получаются меньше; поэтому мы не будем определять отдельные напряжения, которые, впрочем, вычисляются таким же образом, как и в случае ласточкина хвоста.
Невыгоднее работа поясков у якорей динамо машин (фиг. 2268) и именно тем большее, чем меньшее полюсов на окружности, чем больше, следовательно, угол <р. В случае шести полюсов из рядом помещенного чертежа (а) видно, что силы давления К на боковые стороны пояска стремятся вызвать прогиб, как указано пунктирными линиями, так что работают на изгиб лишь части, расположенные вне АСВ. Если I обозначает длину в осевом направлении, h = AC = BC—
высоту рассматриваемого поперечного сечения, то силы давления К, действующие на боковые стенки, по теории прямой балки в точках А и В создают напряжения
а4-Н = 6 • a A<sin£ (750)
4 ' 2 th? l-h V
К этому еще добавляется действие в центрах тяжести S' равнодействующих центробежных сил Z', развивающихся в свешивающихся частях пояска:
гj _____6•Z -с , Z sin*f. (751)
l-h- l-h
действием же поперечных сил A • cos? и Z' • cosy можно пренебречь (следует
Фи,г. 2268. Определение усилий в ласточкином хвосте заметить, ЧТО ДОВОЛЬНО значительное якоря динамо. ' повышение напряжений возникает в
одном из суженных сечений в том случае, если боковое давление на одной стороне, например вследствие неточной обработки, действует на внешнем краю пояска).
Для определения среднего напряжения на растяжение в суженном сече-нии находят равнодействующую Q — 2A’-cosl V—Р------2~ |сил и получают
р • (702)
Эту величину по тем же причинам, как и в случае <згР нужно считать также минимальной.
Для определения напряжений в ободе колес быстроходных турбин, в которых лопатки закрепляются при помощи ласточкина хвоста (фиг. 2269), рассматривают для упрощения вырезанную из обода часть длиной 1 см, определяют приходящуюся на нее центробежную силу Zt CMt развивающуюся в лопатках и промежуточных вставках между ними, и по ним находят давление на боковую поверх-Z
ность см= 2 CQS ’ Это давление заставляет сечёния 1,2 и 3, расположенные параллельно, под углом в 45° и перпендикулярно к KiCM, работать на изгиб, растяжение и сдвиг. Для облегчения следующего расчета принято, что все эти сечения 778
пересекаются на линии пересечения боковых стенок паза с его дном. Если при проектировании обода исходить из определенной величины допускаемого напряжения kt==kt и пренебречь действием поперечных сил, то мы получим следующие толщины стенок
Фнг. 2269. К расчету обода турбинного колеса.
Каждая из этих формул вытекает из соответствующей формулы для напряжений в суженном месте, например, для сечения 3 из формулы
к,..
° ——J ,Xj+ 1 . хаа —k‘>
если решить это уравнение относительно х3. Эти три размера в большинстве случаев вполне определяют контур сечения обода.
Пример 2. Для конструкции, представленной на фиг. 2263, рассчитать обод при допускаемом напряжении = kz = 750 кг1см?.
Первый ряд лопаток. Для определения центробежной силы
Z„ развивающейся во всей лопатке, примем, что длина лопатки, включая ласточкин хвост, составляет / = 4,8 см (см. пример 1).
Z, _ . д,= Ц^8^74 . 314» • 59,4 = 168 кг. -
Промежуточная вставка весит 13,2 г и развивает центробежную силу
= »/?,= 10^3:2981 314» - 57,7 = 77 кг.
Вся центробежная сила, равная 245 кг, действует на длине 1,1 см и дает нагрузку на единицу длины обода
245
Z‘- = TT = 223 кг1см’
давление на боковую поверхность
Z,r„ 223
=______1см __________________1R1 кг'сч
™ 2 cos (<р — р) “2 cos(60°— 8°) — 1 1 !СМ
и среднее удельное давление на боковые поверхности:
^ir«,cos<> 181-cos 8° ncc . „
1с.«-----и --------------_ 256 кг см*.
Р а, 0,7
Лопатки, рассматриваемые сами по себе, вызвали бы давление на боковую поверхность 136 кг и удельное давление около 850 кг1см*.
При а — 0,58 см будем иметь
1 Г си ‘Я
6-181 -0,58
------------ = 0,92 см;
I OU
779
А'. 4 181.
при 1,41- = 1,4-1 -узд--340
х3-= 0,3404-/0,340(6,340 +’4^5"-’0,58) = 1,33. см; ' ’
А+„ 181
хй = 0,483 + /6,483(0,483 + 3-0,58) = 1,52 см.
Для лопаток второго ряда имеем следующие цифры: центробежная сила, развиваемая лопаткой, составляет 134 кг; развиваемая промежуточной вставкой — 41,5 кг; нагрузка обода—185 кг^см; давление на боковую поверхность —150 кг!см; х, = 0,83, х. При этом контур,
13
Фиг. 2270 Обод с двумя ступенями скоростей и закрепление лопаток с молотко-образной ножкой.
Фиг. 2271. К расчету ыолоткообразной яож-ки лопатки фиг. 2270.
1,06, х3 = 1,36 см. Обод с такими размерами вычерчен на фиг. 2263. вычерченный пунктиром на правой стороне и построенный на основании расчетных данных, заменен вычерченным жирной сплошной линией, чтобы сделать обод более или менее симметричным относительно средней плоскости диска.
Какие изменения целесообразны, если такие же лопатки будут закрепляться при помощи молоткообразных ножек, показывает следующий пример.
Пример 3. Применить для закрепления лопаток (фиг. 2263) молоткообразные ножки.
Если толщину шейки лопатки, ввиду незначительной концентрации напряжений уменьшить, до 11 мм (фиг. 2270), то при приблизительно одинаковом . удельном давлении на поверхность, ширину ножки, как и в случае ласточкина хвоста, можно понизить до 15 мм. Если высоту выступа взяТь равной 6 мм и центробежную силу, развиваемую лопаткой, принять такой же, как и в примере 2, т. е. равной Zs = 168 кг, то в трапецевидном (приблизительно) сечении, проходящем под углом 45э к наиболее суженному сечению, лопатки первого ряда (фиг. 2271) балки будем иметь напряжение на изгиб
Z, • cos 45° Zfi 168-0,707 168-0,41
= 2? 21Г=2-0,8'6-0,49 + —2-Д^’ = 141+38^179 ^Г'и3-
Если по предложению Баха (гл. 1 разд.Х), вычислить напряжение по формуле для кривого бруса, то, принимая, что угол в месте сужения острый, и подставляя наиболее невыгодное наименьшее значение для радиуса кривизны г, получим, следующие цифры
/' = V 6,01 е? + 4’ = /0,01 -0,4524-0+ 0,45 = 0,50 см,
Z = 0,0775 см\
168-0,5
—2~—42 кгсм
по теории прямой
4
с2 168/2 + 42.0,5 42 • 0,5 0,45 ,
г\-ег 0,85-0,49 0,0775 0,45 +0,5 ‘
z
0,85 • 0,49
и по формуле (46) р _1_ = ' Г , Л1„т
" А
Поэтому вследствие концентрации напряжение повысилось бы в 2,9 раза выше определенного при первом расчете, но, конечно, оно было бы еще допустимым. Для определения толщины стеики паза былчдэпределен вес промежуточной вставки между
лопаткам», который оказался равным 9,6 г, и развиваемая ею центробежная сила — 56 кг, так что нагрузка на единицу длины паза оказалась равной Zlc.( = 204 кг^см. Стенка паза будет работать на растяжение и изгиб; при допускаемом напряжении kt — &» — ”50 кг1см2 она должна иметь толщину 6,8 мм, как это получается по фиг. 2272 из формулы
или
(754)
Z, 204 или при -^ = -750“ = 0,272
Xj =0,272 г/0,272(0,272 i-3-ОДТ) = 0,68 см.
В сечении 2, проходящем под углом 45е к сечению по наиболее узкому месту,
будем иметь _______________________________
х2 = 0,71 —р- 4-1/ 0.71 0,71 + 4,25 с. )
{- Г / \ ' /
= 0,1934- /0,193(0,193-1-4,25 • 0,11) = 0,55 см. (755)
Наконец, таким же образом сечение 3 можно рассчитать и по изгибающему моменту ™ • су, но следует иметь ввиду, что этот расчет слишком невыгоден, так как часть силы Z]C)(/2 воспринимается касательными напряжениями в ободе, и притом тем большая часть, чем' дальше поперечное сечение отстоит от точки, приложения силы. Рассчитывая для надежности на полный момент, будем иметь, что необходимая величина х3 составляет
Фиг. 2272. Определение размеров обода в случае закрепления лопаток с молоткообразной ножкой.
6Z^.c:
2 k„
f 6-204-1,39
|/. 2 • 750
= 1,06 см.
(756)
На фиг. 2270 по этим размерам вычерчен пунктиром профиль обода, который при сравнении с фиг. 2263 позволяет ясно видеть большую выгодность применения ножек молоткообразной формы и преимущество их в случае лопаток, подвергаемых действию очень высоких напряжений. В частности, ширина обода на фиг. 2270 составляет лишь 72 вместо 92 мм на фиг. 2263.
На практике обод (фиг. 2270) в целях большей жесткости несколько ' усиливают и придают ему очертание, показанное более толстыми линиями.
IV. БАРАБАНЫ И ДИСКИ
А. МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ'БАРАБАНОВ И ДИСКОВ ПАРОВЫХ ТУРБИН. ВЫБОР ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
От материалов для барабанов и дисков' паровых турбин требуется большая прочность, пластичность, безусловная однородность и отсутствие внутренних напряжений. Поэтому здесь применяют исключительно вязкую, хорошо прокованную сталь, тщательно отожженную перед последней обработкой для устранения внутренних напряжений. Для менее нагруженных барабанов и дисков, вращающихся с умеренной скоростью, достаточна мартеновская сталь (St. 42. 11 DIN 1611) с временным сопротивлением разрыву 4200 — 5000 кг!см\ с удлинением при разрыве 85=?30«/в и с пределом текучести 2300 — 2750 кг!см- илн сталь (St. 50. 11 DIN 1611) с временным
731
сопротивлением разрыву 5000—6000 «г/с.и2, с удлинением при разрыве 8а = 24°/о и с пределом текучести 2750 — 3300 кг]сл&. в
Для барабанов и дисков, работающих при более высокой нагрузке, берут сталь (St. С 45; 61 DIN 1661), которая в отожженном состоянии обладает временным сопротивлением разрыву 6000 — 7000 кг/см2, удлинением при разрыве 8Ь=19% и пределом текучести 3400 кг/см2-, в улучшенном же состоянии временным сопротивлением разрыву 6500 — 7500 кг/см2, 8Б=18% и пределом текучести 3900 кг[см2.
При весьма высоких напряжениях применяют легированную сталь, особенно никелевую, с временным- сопротивлением разрыву 6ССС—7СС0 кг!см2, с пределом текучести 3500—4000 кг/см2 или хромоникелевую сталь с временным сопротивлением разрыву 7000 кг/си2, с удлинением при разрыве оь=15°/о и с пределом текучести 5000 кг/см2.
Пробные образцы для исследования механических свойств материала целесообразнее брать от самих изделий (фиг. 76), например, у барабанов из высверливаемой центральной части, а у дисков от втулки, так как там получаются наибольшие растягивающие напряжения (в направлении, касательном к окружностям, описанным около центра) и так как заготовка проковывается в этих местах меньше всего, так что пробные образцы, взятые оттуда, дают наименьшие цифры. Впрочем, надо заметить, что сверление во втулках отверстий стремятся заменить прессованием (формованием).
Однородность материала и отсутствие вртливках или поковках внутренних напряжений требуются для устранения последствий от нагревания во время работы, которые могут вызвать возникновение тепловых напряжений, коробление, искривление и, как следствие, неспокойный ход и даже задевание обода диска или барабана за неподвижные части.
Допускаемое напряжение лучше всего брать в зависимости от величины предела текучести. По Стодола при расчете дисков на нормальную рабочую скорость для k, принимают 0,25 -0,4 величины предела текучести. Если в дисках предусмотрены вентиляционные отверстия, то обычно наибольшие напряжения по формулам (792) и (793) бывают па окружностях отверстий. Практически выполненные конструкции имеют в этих местах, согласно тому же источнику, напряжения, составляющие 0,35—0,6 предела текучести.
Довольно высокие напряжения по сравнению с обычно применяемыми в машиностроении здесь допустимы, так как напряжения, вычисленные для простых барабанов и дисков, близки к действительным и так как нагрузка во время работы сохраняет более или менее постоянную величину, если только не возникает никаких вибрации; при применении таких высоких напряжений предполагается также отсутствие пороков в материале. При расчете по наибольшим касательным напряжениям достаточно знать касательное напряжение в центре диска или на окружности отверстий. Так как напряжение, параллельное оси вращения, а3 = 0, то согласно изложенному в гл. 1, разд. IX
Tir,ax = = = ' 2 V
Конечно, большое значение имеют точность обработки й тщательность сборки отдельных деталей. Барабаны и диски быстроходных турбин должны быть выбалансированы. При отклонении центра тяжести якоря весом в 1000 кг от оси вращения на 0,1 мм и 3000 об/мин возникает центробежная сила 981 • 3142 • 0,01 = 1010 кг. Балансирование в большинстве случаев производится статическим путем, для чего барабаны устанавливают цапфами на два строго горизонтальных и параллельных ножа и проверяют, сохраняется ли равновесие во всех положениях и не замечается ли перевеса одной стороны вследствие несимметричного расположения центра тяжести. На основании такой статической проверки, однако, нельзя узнать о существовании центробежных моментов, возникающих в случае, если центры тяжести отдельных концентричных частей расположены вне оси, а общий центр тяжести на оси вращения. Такие недостатки обнаруживаются путем динамического балансирования, при котором ротор заставляют вращаться в опорах, установленных на пружинах, и наблюдают, остается ли вся система опор все
78?
время в состоянии покоя. Если это не имеет места, то по перемещениям опор определяют положение центра тяжести и дефекты устраняют путем применение выравнивающих грузов.
' Для проверки прочности собранных роторов служит испытание на повышенное число оборотов. При этом испытании число оборотов доводят до 1,15—1,2-кратного, а у якорей динамомашин и колес центробежных насосов — до 1,5 кратного нормального числа оборотов; благодаря соответствующему увеличению центробежных сил напряжения также увеличиваются в 1,32—2,25 раза. Если при этом напряжения в отдельных местах перейдут за предел текучести, например, если диаметр втулки увеличится и между нею и валом получится некоторый зазор, то такие явления считают допустимыми, так как материал при таком испытании становится прочнее и наверное будет выдерживать повторные нагрузки такой же величины, если только не возникнут вибрации, так как в последнем случае можно ожидать наступления явления усталости и, наконец, образования трещин и поломки. Процес пластической деформации материала, однако, не должен заходить слишком далеко.
От расшатывания на валу втулку предохраняют тем, что расточку до окончательного диаметра производят лишь после испытания на повышенное число оборотов, а насаживание на вал производят в нагретом состоянии или же производят затяжку при помощи конических втулок или, наконец, опирают на пружинящие кольца, для того чтобы последние, несмотря на расширение при вращении и на нагревание при отпуске, всегда сидели плотно и были центрированы.
Б. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ БЫСТРОВРАЩАЮЩИХСЯ БАРАБАНОВ И ДИСКОВ ’
Напряжения в быстро вращающихся барабанах и дисках, главным образом, зависят от собственных центробежных сил и от центробежных сил, развивающихся в сидящих га окружности лопатках, ковшах, полюсах и т. д.; действием же окружной силы, создаваемой рабочим веществом, приводящим турбину во вращение, в большинстве случаев можно пренебречь. При этом обычно центробежные силы, развивающиеся в лопатках, полюсах и т. д., принимаются равномерно распределенными вдоль окружности или поверхности. По сравнению с определенными таким образом напряжениями действительные напряжения все же получаются тем выше, чем из меньшего числа сил состоит нагрузка, т. е. чем меньше у якоря динамомашины число полюсов. Точное исследование такого случая проделал Г. Шмальц [XXIX, 9], который всю нагрузку разложил на равномерно распределенную основную нагрузку н на несколвко накладывающихся на нее гармонических воли, определил соответствующие напряжения и затем сложил их.
1. Напряжения в барабанах
Фаг. 2273. Обозначения ра мерок барабана.
(757)
У барабанов, снабженных пазами для закрепления лопаток (фиг. 2273), сперва определяют среднюю толщину стенки st и соответствующий наружный радиус Если отношение внутреннего радиуса к наружному близко к единице, следовательно, если толщина стенки барабана не слишком значительна, то напряжения на растяжение, действующие в стенке вдоль окружности, принимаются равномерно распределенными. Если у обозначает вес единицы объема материала в кг/см3, vt—скорость вращения на среднем радиусе стенки в см/сек Hg-=981 см/сек- — ускорение силы тяжести, то собственная центробежная сила создает среднее напряжение на растяжение
7 • ТУ Л аг1=——кг/С’А 5
783
как это -было выведено подробно при рассмотрении ременной передачи (стр. 630), причем здесь нами произведен пересчет на другие единицы мер. Из рассмотрения следующей таблицы напряжений для различных скоростей вращения при 1 = 7,85/1 000 кг/см3 видно, что барабаны пригодны лишь для умеренных рабочих скоростей, приблизительно до 100 м'сек
гг='2О 40 60 80 100 120 м/сек
s_i = 32 128 283 512 800 1150 кг/см4'
Центробежные силы, развивающиеся в лопатках,- также создают в стенках напряжения на растяжение, идущие в касательном к окружности направлении. Для определения их исходят из величины центробежной силы Zx сч, развиваемой 1 см окружности барабана радиуса Rv и представляют себе, что она распределена равномерно на длине шага /z, представляющего расстояние между средними плоскостями двух рядов лопаток (фиг. 2273). Тогда р„ = - представляет сред-
нюю нагрузку, приходящуюся иа 1 см* поверхности барабана й создающую напряжения
* Zi c.«-Rx (758)
St ' ’
как это можно легко показать при рассмотрении кольца шириной в 1 см, вырезанного из барабана (фиг. 2274), по условию равновесия сил, действующих в вертикальном направлении
ТС
2 ] • s( = j' р„ • 1 • Ri • th • sin 7 = 2 /»„ • RL.
0
Следовательно, полное напряжение в стенке состадляет
= + (759)
S Sf-lt
Фиг. 2274. К определению напряжений, возникающих вследствие центробежных сил в ло-
Кроме этих напряжений, в сечении III, которое отделяет поясок между пазами от тела барабана (фиг. 2267) и на которое должны передаваться центробежные силы., развивающиеся в лопатках и самих поясках, возникают еще радиальные напряжения. Но они получаются больше напряжений, действующих в касательном направлении, лишь при ненормально узких поясках и только в этом случае по ним производится определение размеров стенки барабана.
Радиальное расширение р барабана, получающееся во время вращения, опре? деляется на основании тех же соображений, как и в случае расширения обода ременного шкива, т. е. по формуле (683) имеем
Р = а • • Rt. (760)
Его следует учитывать, между прочим, в том случае, когда цапфы или концы вала вставляют в барабан с некоторым натягом; радиальный натяг должен быть больше указанного расширения, чтобы избежать ослабления соединения во время работы; это необходимо не только для передачи крутящего момента, но также и для достижения спокойного хода без биений.
Толстостенные барабаны, в форме которых, между прочим, изготовляются якоря динамомашин, должны рассчитываться как диски постоянной толщины с центральным отверстием (нужно представить себе, что из барабана вырезан диск толщиной 1 см) (см. пример 8).
Пример 4. Определить напряжения в стенке барабана (фиг. 2275) при 3000 об/мин. На окружности барабана сидят z = 152 лопатки, составляющие одно целое с промежуточными вставками и имеющие рабочую длину 150 мм. Каждая из лова
784
ток во время вращения колеса развивает центробежную силу 560 кг. Материал барабана — мартеновская сталь (St. 50.11 DIN 1611) с пределом текучести 2750 кг./см2. Средняя толщина стенки определится по площади поперечного сечения стопки F между двумя рядами лопаток с растоянием между ними /, = 60 мм
F 7,0 • 6,0 —2,2 • 1,0—1,6 • 1,0^0,5 • 0,4 38 Р '
s,= -=------------------6---------.------= 6 = 6,33 ЛИ.
56 о _.L б 33
Средний радиус стенки /?,=—1—— = 31,16 см, теоретический наружный радиус
/?, = 34,33 см, средняя скорость стенки = ш /?, = 314 • 31,16 = 9790 см/сек. Среднее нормальное напряжение в касательном направлении во время движения имеет
величину
7,85 • 97902 ,
01 g 1000-981 7)7Агс1£'
Слияние лопаток. Шаг по окружности радиуса /?(
, 2а -/?, 2т:-34,33 . ,0
t =-----1 =-----— =1,42 см.
z 1о2
Центробежная сила на 1 см длины:
у 560 _ о0,
t — 1,42 ~ 394 СМ"
Нормальное напряжение в направлении касательном* к окружности сечения Zi 394-34,33 0_с ,
’>=—~т-=-адзТб-=356 K'r!' •
Сумма папояжений
аг = 3j -у- -з., — 767 - 356 = 1123 кг/см2.
Предел текучести используется, следовательно, на • Ю0 = 40,8%.
2/5U
Среднее радиальное напряжение в сечении, по которому стенка (поясок) между пазами примыкает к барабану и которое имеет ширину е = 38 мм, незначительно. Центробежная сила, развивающаяся в пояске с площадью поперечного сечения 7,8 си2 и приходящаяся на 1 см длины, составляет
(гЛ ттагйг • 314» • 34 -209
,, ---+(Z-^ = “i?0? = 1 59 л-г/с.Л
Радиальное расширение барабана во время работы составляет
х 1123-31,16 ПЛ1Л7
р _ а • „ 2 1()0 000 - 0,0167 см.
•2. Расчет быстровращающидся дисков
В двигателях и машинах-орудиях с одним вращательным движением окружные скорости более 100—120 м/сек могут быть осуществлены только при помощи дисков. Диски позволяют использовать скорости порядка 300 м'[Сек и более, так как средние части диска, мало нагруженные собственной центробежной силой, могут быть использованы для сопротивления центробежным силам наружных частей диска. В большинстве случаев конструкция лопаток и способ ид установки на диске тре-
50 Ретшер. Детали машин, т. И. 7ё5
буют усиления наружного края и выполнения его в форме обода; для закрепления же на валу иногда требуется выполнение центральной части диска в форме втулки;
таким образом в дисковых колесах нужно различать три части, которые при расчете рассматриваются самостоятельно, — об од, собственно диск и втулку.
В соответствии с этим выбраны также и обозначения на фиг. 2276; величины, относящиеся к собственно Диску, снабжены цифровыми значками: /?1, х, и Р2, х2; относящиеся к ободу, снабжены значком k : Rk, bk, sk, относящиеся к втулке — значком п : sH. Наружный радиус
обозначен через Ra, радиус отверстия во втулке через Ро- Каждому радиусу г соответствует толщина диска х.
-b'c-
th,
Фиг. 2276. Обозначения у дисков.
Фиг. 2278. К расчету напряжений в дисках.
Нижеследующие расчеты основаны на предположениях: 1) диски имеют форму, симметричную по отношению к средней плоскости, и 2) их толщина изменяется настолько постепенно, что наклоном радиальных напряжений можно пренебречь. Тогда при вращении возникают лишь напряжения на растяжение в j а-диальном направлении и в направлении, касательном к окружности сечения, которые с удовлетворительной точностью можно считать равномерно распределенными по толщине диска. Центробежная сила Z, развивающаяся в элементе диска А (фиг. 2277), будет уравновешиваться приращением напряжений at и <зт. Нам нужно определить величину этих напряжений на произвольном расстоянии от оси вращения, т. е. исследовать ход изменения напряжений вдоль радиуса.
Для этой цели представим себе, что из элементарного кольца радиуса г с толщиной dr вырезан элемент с центральным углом <7? (фиг. 2278). Если диск имеет толщину х, то объем элемента выразится через dV— г • do • х • dr, его масса — через dM = g * г • df х • dr, а развивающаяся в нем при угловой скорости центробежная сила — через
dZ — dM • ш2 • г = — • ш2 • г- • df • х • dr.
К
Если на поверхностях, ограничивающих элемент, действуют напряжения: аг — на внутренней поверхности 1, направлено по радиусу внутрь, °T-\-d<3T на поверхности 2, направлено по радиусу наружу, равные по величине и действующие в капитальном
направлении напряжения ае на поверхностях 3 и 4, то силы Plt Р2 и Т, действующие на элемент и указанные на фиг. 2279, получатся умножением напряжений на площади, на которые они действуют. Для равновесия сил, действующих по направлению радиуса, требуется, чтобы было выполнено равенство
Pj г ciy g
Фиг. 2279.
— Pi + P., — 2T sin ~ -{- dZ^ — P, -- P— T • df dZ = — -r df x
+(3r 4-rfar)(x -{-dx) (г-J- dr) df -?t - X dr df . r-• df • x dr= 0.
7S6
Если бесконечно-малыми вейичинамЪ второго порядка пренебречь, это уравнение примет следующий вид
4-°г • dx • г4-аг • х • dr-\-doT • х • г—• х- dr-*- - • w* • г- • х • dr = Q (761)
S
и приведет к первомуглавномууравнению
_0 _|_ I , ш2. гЭ,х = 0 (762)
dr 1 ' g ’
Второе главное уравнение получим, рассматривая деформации, которым подвергаются отдельные элементы и Элементарные кольца диска. При коэфициенте удлинения а материала диска радиальное напряжение а, вызвало бы только удлинение (относительное) а • аг в радиальном направлении. Напряжение уменьшает последнее на — • а • где т — величина,Обратная коэфициенту Пуассона. Следова-
<5 ОТ
тельно, полное радиальное удлинение (относительное) составляет-
е. = а • | а--- • а. ] . (763)
’ \ г т 1 /
Соответственно полное тангенциальное удлинение будет
Если уравнения (763) и (764) решить относительно аг и то получим о
т(т-_ Ш(гг-\-т-е,)
а(лг2 —1) ’ * а(/га2—1) ‘
Диаметр элементарного кольца с радиусом г и с длиной окружности U=2^r во время вращения увеличивается. Если радиальное расширение составляет р см, то длина внутренней окружности становится равной 2к (г-|-р); следовательно, она увеличивается на Х = 2«р см. Таким образом тангенцальное удлинение можно также
выразить через
__ X _ 2^ р_ р
Bl “ и — 27? “ 7 *
(765)
В радиальном .направлении расширение на протяжении dr увеличивается на dp; следовательно, радиальное относительное удлинение составляет
dp 4
е,= т£ - (766)
Эти формулы позволяют выразить напряжения только через расширение р в радиаль-
ном направлении
а (т? — 1)
„ (dp j pi
\dr 1 r )
a (m? — 1)
(767)
вг
Вводя эти выражения в первое главное уравнение, будем иметь
d |^/rt dp . dr' 0 \ 1 •- 1 • X r — г у J (dp , p\ , J 4~ от • ~ 1 X 4- a • I dr 1 r] m2— 1 j от g 0>2 • r* X = 0,
, (dp m • d -y- • • k dr x • r | —d ( p * X J dP v „ P v — -j— • x— tn • — • X • dr r . tri2— 1 4- a 1 m . I . ®з . , x = 0. g
1 d? р । _ от2 —1 tn - г dr Г2 1 /Н2
I--. си2. r = 0 g
После деления на т- х г
50=
787
и после диференцирования получаем уравнение
rf3p. dlnXfrfp 1 , 1 , rfp , 1 р <71nx_L_ .!?•?_ р I j”1' ~1 7 ы2 r — 0
dr2 ’ dr ’ dr ' dr' r' m rdr'rn r dr m-r dr r- * m? g
/п3 — 1т .
которое при -j- • —— • — • = А приводит ко
а-г> , । / 1
dr- 1 dr I dr* 'r / i-1'' \m r
второму главно му уравнению
d\nx ~dr~
-(768)
а) Диск равного сопротивления без отверстия 1
Данная. Лавалем и впервые примененная форма диска позволяет исполВзбвать все элементы диска так, что напряжения" в них будут равны допускаемому. Такая форма делает вес диска незначительным и позволяет достичь при соответствующем напряжении наибольшей возможной скорости. При в( = ог = аи <7^=0 первое главнее уравнение (762) приводит к следующему:
Для разделения переменных умножаем ура£ие« dr ние на —-—причем получаем '
и интегрирование приводит к формуле
Произвольную постоянную С находят из условия, что по фиг. 2280 диск в месте перехода к ободу на расстоянии от оси вращения должен иметь определенную толщину хр как об этом будет сказано подробнее дальше, так что будем иметь х = х1 приг — Ri. Следовательно, находим
*/ с*= + 2<г' 7 ’ 'п xi
InX^-lnX.+^-yC/?!2-^,
х = х}»с 1 — xl-e2g' , = ,;(7G9)
. > . . ' ‘ '1. .
В последней формуле мы положили k — и ы 7?1=г'1 (окружная скорость диска).
При этом оказывается, что толщина диска х при одном и том же значении /г, т. е. при пропорциональном расстоянии от оси вращения, одинакова (фиг. 2281).
788
Удлинения, как и напряжения, во всех местах диска имеют одинаковую величину , 1 ч т—1
е = е, = а (з----- з) - - а--- а,
так что произвольный радиус г увеличивается в радиальном направлении на
Р =-
т---1
а--------з • г.
т
(771)
Фиг. 2282 -2285 дают профили дисков равного сопротивления, вычерченные на основании предыдущих выводов. При этом принято з = 2000 кг]см?, толщина диска на внешнем контуре на расстоянии Ri = 1000 мм составляет хг = 20 мм и
2285
400 м'сек 3820
на фиг.
(770)
А®
Фиг. 2281. Диски равного сопротивления различных диаметров, но для равных окружных скоростей.
Например, для окружной скорости v = 300 м)сек показатель у е получается равным
2282 100
955
2283
200
1900
2284
300
2865
окружная скорость . число об/мин . . .
Чертежи ясно показывают, насколько приходится усиливать диски у втулки с увеличением окружной скорости. Если более высоких напряжений допускать нежелательно, то предельная скорость (фиг. 2285) и составляет около 400 м!'сек, так как предположение, сделанное на стр. 785, при выводе формулы, что при достаточном постепенном изменении толщины диска можно пренебречь наклоном радиальных напряжений, выполняется лишь приблизительно.
п
(1 2-1000-981 ’ 2000 - 1 »800 (! —
V1
3
&
иг
491-
1U
'j
я
при котором имеем следующие цифры:
* Расстояние г н см 100 80 60 40 3« и
k 1 0,8 0,6 0,4 0,2 0
1 - Л-’ 0 0,36 0,64 0,84 0,96 1
Тол шипа диска х в см 2,0 3,8 6,3 9,1 11,3 12,1
Чтобы в месте соединения обода с диском не возникали добавочные напряжения, обод во время вращения должен расширяться на такую же величину, как и края диска. Для составления btoiQ) условия рассмотрим обод (фиг. 2280)- как замкнутое кольцо или часть барабана а, которая нагружена: 1) собственной центробежной силой, 2) центробежными силами, развивающимися в лопатках и действующими по радиальному направлению наружу, 3) напряжением = действующим в диске на ширине xt по радиальному направлению внутрь. Напряжения, созда-в пп. 1 и 2, можно вычислить по формуле (759), если вместо vt среднюю скорость обода г»,., вместо st —
Ш J№- W м/сек
— Окружная скорость
Фис. 2282 — 2285. Диски равного сопротивления для различных окружных скоростей. М. 1:20.
ваемые силами, указанными соответственно подставить толщину обода sk и вместо ^ — ширину обода bk. Третью силу считают равномерно распределенной по ширине; обода 6Л, как и силу, относящуюся к лопаткам, вследствие чего получается радиальная нагрузка р3= кгсм\ Ей соответствует в ободе среднее напряжение па сжатие
, _ ,а1см-.
1 s,.
789
это можно доказать тем же путем, который был нами применен для определения на фиг. 2274. Таким образом полное напряжение в ободе составит
** = ’1 -!-’2-Нз = \ (772)
S sk-ok seb„
По формуле (760) обод во время вращения расширяется на pt = а • • 7?»- Приравнивая эту величину радиальному расширению диска по (771) при r = Ru будем иметь
откуда, пользуясь формулой (772), получаем v «94- Zi “ ’ т~1 а. 1
1 ’•Я1|г . т R* ]
(774)
Нижний предел для xt определяют, учитывая возможность обработки и стремление диска тсоробиться. Стодола дает для лу наименьшее значение 7—12 мм при диаметре диска 1 м и 25—40 мм при диаметре 3 м. Каррас [XXIX, 2] рекомен;
дует x^O.OlD, , (775)
т. е. рекомендует брать толщину пропорциональной диаметру диска.
Если мы будем исходить из определенного значения х„ то уравнение (774) даст То напряжение о, которое мы должны положить в основание расчета диска
= т - 7?+ у* • s, - Ь,. • 7?„)
£ • ЯДги • Т?А • Xi -j- (т — 1) • sk • b,}
(776)
Пример 5. Для конструкции, изображенной на фиг. 2270, рассчитать диск равного сопротивления без отверстия при 3000 об/мин. В первом ряду сидят: г, = 334, а во втором г2 = 382 лопатки, которые вместе с прбмежуточными вставками развивают центробежные силы Zt = 224 и Z2=186 кг каждая.
При наименьшей площади сечения обода, показанного пунктиром, Ft= 13,1 см-при радиусе окружности, проходящей через центр тяжести 7?А = 56,7 см, при радиусе окружности в месте, примыкания обода к-диску /?, =55,5 сл« и при наименьшей толщине диска по формуле (775) xt 0,01 D = 0,01 • 1200 = 12.юг, если подставить вместо D средний диаметр венца, то при этом получится средняя скорость обода:
vk — & 7?* = 314 • 56,7 = 17 810 см!сек,
а нагрузка на 1 см окружности при наружном радиусе 7?„ = 57,8 см будет составить
_ + 334-224 + 382-186 лп_ ,
= —- iSf—- =--------------2.-57,8------= 402 "г/“-
Если в формулу (776) подставить еще sk- bk = Fk, то напряжение в месте'соединения обода с диском, а следовательно, и в самом диске будет иметь величину
а = ™ • Т?4 (7 • vk? • Л+g • Z\CM • Ra) g • /?, [т • Rk xt -+- (т — 1) • FA]
3,3 *56,7 (+W ’178102 ‘ 13>1 + 981 ' 402 ‘ 5718 )
•= 981 • 55,5(3,3 • 56,7 - 1,2+2,3 • 13,1) “ 736' кг!см*'
Если обод усилить так, как показано толстой сплошной линией (фиг. 2270), tq при см?, 7?/= 56,5, /?/ = 54,8 см, ©/=17 750 см/сек и при одинаковой толщине обода в месте соединения с диском 12 мм напряжение в диске повышается до о' = = 818 кг! см?. Сравнение У с о показывает, в какой степени утяжеление обода уве-
790
личивает напряжения. (Обод, рассчитываемый как быстро вращающееся кольцо, был бы подвержен действию растягивающих центробежных напряжений
10ЙГЖ- 17750 ~2520 ю'“А
Вследствие соединения с диском это значение по формуле (773) уменьшается до величины среднего напряжения
пг — 1 г R\ 2,3 01Я 54,8 _к, „
. — ’ = вад “554
Если для увеличения жесткости диска взять х/. = 17 мм, что соответствует форме, обведенной более толстой линией (фиг. 2270 и 2286),то напряжение снова уменьшится до а" = 673 кг/слА. Толщину диска на различных расстояниях, вычисленную по формуле (769), дает следующая таблица: „ " г= 0 10 20
при xt = 12 мм и Fk = 13 с.и2.х = 62,7 59,4 50,6
„ х/ = Т5 „ . Г ' = 16,6Я.л'= 87,4 82,4 69,1
30 38,7
51,5
При выводе формулы (769) предполагается
40
26,6
34,2
, ЧТО
50 см
16,0 мм
20,2 „
Фиг. 2286. Диски равного сопротивления к ободу фиг. 2271. М. 1:8.
диск отверстия не имеет. Лаваль в своей конструкции удовлетворил этому условию тем, что для скрепления концов вала с диском по фиг. 2219 добавил два прилива для отверстий с резьбой под скрепляющие болты. Отверстия даже самого незначительного диаметра повышают местные напряжения самое меньшее до двойной величины, как это доказано для дисков постоянной толщины на стр. 796. У турбины Тиссен-Редера (фиг. 2225) в-местах, ослабленных отверстиями для болтов, скрепляющих барабан с концом вала,
диски усилены; эти усиления одновременно служат для взаимного центрирования частей, (Заточка под ободом, указанная на фиг. 2219, имеет целью сосредоточить в этом месте возникновение наибольших напряжений, для того чтобы при возможной перегрузке отлетал лишь обод, а не разлетался весь диск.)
6) Диск равного сопротивления со ступицей
У диска с отверстием ступицы должны быть такими, чтобы, как и обода, в месте перехода получилось требуемое радиальное напряжение при вом радиальном расширении диска и ступицы. Ступица, рассматриваемая как замкнутое кольцо, 1) находится под действием собственной центробежной силы; 2) нагружена радиальными напряжениями аг = а,
в случае одинако-
•Фпг. 2287. К расчету ступицы.
Фиг. 2283. Обозначения размеров ступицы диска.
изводить расчет,
действующими в диске на ширине х2 (фиг. 2289) и направленными по радиусу наружу; 3) может быть подвергнута радиальному давлению р0 на внутренней поверхности ступицы, которым пользуются при сборке диска с валом; цель создания этого давления— желание избежать расшатывания диска на валу во время вращения.
При обычно не очень значительном отношении радиуса отверстия к толщине стенки ступицы прокак в случае обода, по среднему нормальному напряжению, иду-
щему в направлении, касательном к окружности сечения, уже нельзя. Это привело бы к значительной недооценке наибольшего напряжения на внутренней поверхности ступицы и к переоценке напряжений в месте соединения с диском. Если в первом приближении принять распределение напряжений в стенке ступицы по гиперболическому закону (линия АВС на фиг. 2287), то напряжения на внутренней и наружной
поверхностях <j0 и а2 определятся по среднему напряжению а„
Ro И =
(777)
791
(см. сказанное по этрму поводу на стр. 750). Сле^рвательно, все дело сводится к выводу формулы для среднего/напряжения; он производится таким же путем^ как и в случае обода.
При обозначениях, принятых на фиг. 2288, как показывает фиг. 2289, действуют следующие напряжения:
1) среднее центробежное напряжение
а=-1.ш2./?2 < , g
'2) напряжение о -х, R., ~
получающееся вследствие действия радиального напряжения а в месте соединения ступицы с диском на ширине х2, если принять, что нагрузка а • х2 равномерно рас-
ступицы Ьп, т. е. на единицу длины она составляет
3) напряжение
3 =
d • V ’ 4
получающееся вследствие действия на внутренней- поверхности радиуса /?0 радиального давления рй.
Все три напряжения', являются растягивающими. Следовательно, результируюцуве среднее напряжение, действующее в направлении, касательном к окружности сечения, будет иметь величину
пределена на- ширине
Фиг. 2289. К расчету ступицы диска.
Y\'?’+gL7g"- <778>
Второе уравнение получается из условия, что радиальное расширение диска в месте соединения со ступицей по формуле (771)
р2 = а.^1.з.Яа . (779;
должно быть равно расширению ступицы. Последнее составляет
а • а2 R2 = а • =„ • • R., = а • а,. Rnl
так что должно быть
нли
™ ~~ 1 _ = Г) 2 I z ' Xl' R% I Рл ’ R* ~
,,i ’ g‘ bn.sa-^ X ’
Если даны радиус отверстия Ro и толщина ступицы sh, то ширина ступицы определяется по формуле
h______________________'«:_g-_xi • %i • 3__________________ ,78n
'• (m— l)-g -a—m — m- g- p0-Ra -R»' }
Напряжение на внутренней поверхности ступицы будет составлять
____ _т — 1 _ /?., % — "так— Яг”*'0’ Ro’
(782)
Распределение напряжений можно исследовать точнее; в частности, можно определить наибольшее напряжение в отверстии ступицы, если рабсматри^ать ее
792
как диск постоянной толщины Ьп и производить рачсст по формулам, выведенным на стр. 801, как это показано в примере 9.
Величина натяга для посадки диска под вал определяется суммой удлинения р0 радиуса отверстия под действием напряжения а0 и давления р0 и сжатия р„ вала под действием р0. Jlo формулам (765) и (764) имеем
= -Яо = ®-(’оЧ—) Яо = x \ / \ <7? /
так как давление р0 создает на поверхности вала сжимающее нормальное напряжение, действующее в направлении, касательном к окружности сечения. Следовательно, отношение натяга, необходимого для надевания диска на вал, к диаметру отверстия составляет
2(Ро + р,.) = 2а(зо (783)
Пример 6. Для формы диска равного сопротивления, вычерченной на фиг. 2286 толстой линией, вычислить приблизительную длину ступицы с диаметром отверстия 2/?о=15О мм и толщиной стенки s„ = 70 мм, если напряжение на поверхности соприкосновения ступицы с валом при 3000 об/мин** должно составлять не менее /?0 = 5О кг/см?.
При среднем радиусе ступицы /?„ = 7535 = 110 мм и наружном /?2 = 75-[--|-70= 145 мм будем иметь х2 = 78 мм и
Ьп =
3,3-981 •'7,8-14,5-11-673
--------------------------=gc--------------------------— “23,2 см.
2,3-981 -7,0-14,5-673-3,3.3142-7,0- 11»- 3,3 • 981 -50-7,5-11
ila внутренней поверхности ступицы имеется напряжение
т—1 /?., 2,3 14,5
«о =-----— • о • ~ = 5-5 • 673 • = 907 кг см1.
т Ro 3,3 7,5
Натяг составляет '
„ , ч _ 2(907-Н50) • 7,5 Лллв
2 'J- (3j гРо) 7?о 2100000 —0,068 см.
в) Диск постоянной толщины
При х = const к виду:
и rflnx = 0 второе главнее уравнение (768)
можно привести
«2_Р . J
'dr- ' dr t
-|-Д ./- = 0,
Р г
или
/
[так как
Г 1 d(p-r)1 _ *
dr\^ г dr J
1 rf(p •/•)__! jr-d[. , \ dp u p r dr r \ dr ' ' ) — ~dr ' ~r
d Г/Ур , p 1 1 Г*72р____dp • dr1 . d p___ dr~\ _d*p 1 dp о
dr dr Y r dr dr dr1 ' r ‘ r2 dr2 1 r dr r2 *
потому что второй член в скобках представляет бескопечно-малую величину высшего порядка].
Полученное уравнение допускает интегрирование, которое приводит к новому 'уравнению *
/ .'zVr:- ’-С л
Г dr- 2 ‘ 1
7)3
или
д rf(p • r) =-— • rs. dr-\- Cj -r-dr,
откуда
• p*r=-4-,4+Ci'4+^ или .*
* P = _d_2^_|_У ’У д-A.
P 8 2 r •
При
yp ____s_» 2 i A _ У °
~dr~ 8 “г 2 Л и
P _ Д । [ A
r 8 “r 2 ' r*
радиальное напряжение по формуле (767) будет иметь величину *
Л1("г'^;+4') г А * г г । ’>= -.(Лв 7 - н^й) [ —F (3 ”• +1) + -^ И +1) - $ (» -1) J. Р84) а нормальное напряжение, действующее в направлении, касательном к окружности сечения, будет выражаться формулой
Zrfp i Р \
т I ~-\-т • — 1 г А п г г т
».= [-ТГ-'^+З) +"2’ (-»+1) + >-1)]; (785)
произвольные постоянные Q и С2 определяются по заданным предельным условиям.
а) Диск постоянной толщины без отверстия
У цельных дисков из листового материала, какие, например, встречаются в гидравлических тормозах, на внешнем контуре, т. е. для г = /?], имеем о^ = 0, а в центре диска, т. е. для г = 0, имеем а4 = а7. Подставляя это И уравнения (784) и (785), приводим их к виду > ’
14- D- - О = у 4-1) + у (« -1)
или
Са = 0 и 2 1 4 1 т ~|-1
Следовательно, радиальное напряжение на расстоянии г от оси будет иметь величину
»“Г^=Т)[-Т(3и+1)+;¥р’,+ 1< •
вращения
’г = 4 тЙу±к(/?12-г2)=4г--Ь •ш9(3^ + 1) W-Я), (786)
О Ctprt. - AJ ОЛЬ §
а нормальное напряжение, действующее в направлении, касательном к окружности
сечения, имеет величину =4«(И^П) [<3”+1W-('"+з)г31= , =4<' 7i“’[(3'”+i)«>’-<«+з>г“].
(787)
794
Наибольшее напряжение получается в центре диска: З/пН-1 7 D9 ’ о,. = а, = —— • w2 . /?!а.
’max ‘max 8/TZ g
(788)
Пример 7. В диске диаметром 1200 мм с произвольной, но всюду одинаковой толщиной при « = 3000 об/мип возникают следующие напряжения: па внешней окружности при г = /?, = 60 смг.
’=т-7'"’-'г'!=1г|з--10^81 •3142'60’=495
в центре диска при г=0:
3/я 4-1 к о г, я ЮД 7,85
°г-- °t — ' g ' — 8 • 3,3 ’ 1000 • У81 ' 014 ' 60 — 1175 Кг‘СМ •
р) Диск постоянной толщины (fотверстием
Для диска постоянной толщины с отверстием радиуса /?а предельные условия выражаются следующим образом:-
ДЛЯ Г = /?!, О 1= 0,
» Г = /?а, / = 0.
Вводя эти значения в формулу (784), находим:
_.|Я12(3»>+ 1)-&(т + 1)—1т-1) = 0,
- A {Зп +1) + & (и 4 1) - -1) = О,
с-=4-^т№’+ад •' с»=4-^г-«.!-ял ' -.
= 4 a(J-i) [,3'n+’> ( W+- (M4-3) /
= gjj ~ »“[(3я+ n-(» +3) r«' .
(789)
(790)
Величина а, всегда больше, чем ar. На краю отверстия, т. е. при г=/?2, возникает наибольшее нормальное напряжение, действующее в направлении, касательном к окружности сечения,
%зх = 8^ • • *2((3«+1) (2-?? + ₽.?) -(т + 3)/?2*] =
= -4^’J ’ ш2КЗ/п+ l)/?? + (/n-I)/?,2]. (791)
В сравнении с нормальным напряжением, действующим в направлении, касательном к окружности сечения, в цельном диске и вычисленном по формуле (788)
• о>2(3/п-’г1) •/?/>,
‘ 8т g 4 1 ' 1 ’
795
оно приметно в два раза больше, если радиус отверстия мал. Отношение этих напряжений тем больше, чем больше /?2. Если в диске из примера 7 сделать отверстие диаметром 150 мм, то нормальное напряжение at на наружном контуре возрастает до 532, а на окружности отверстия—до 2355 кг)см2.
По Киршу [111,4] напряжение на окружности отверстия в неограниченной плоской пластинке увеличивается в два раза, если пластинка растягивается с одинаковой интенсивностью во всех направлениях, и даже в три раза, если пластинка растягивается только в одном определенном направлении, также с постоянной интенсивностью во всех точках. Это наибольшее значение подучается на концах перпендикулярного к направлению растяжения диаметра отверстия, в то время как в концах диаметра, параллельного направлению растяжения, возникает сжимающее нормальное напряжение, действующее в касательном направленни, равное растягивающему напряжению. Если этот результат применить по Стодола к небольшому отверстию, расположенному в произвольном месте вращающегося диска, находящегося под действием радиального нормального напряжения ог и нормального напряжения at, то можно ожидать, что в концах радиально направленного диаметра отверстия напряжения в первом приближении будет составлять
</ = 3at — of, (792)
а в концах диаметра, перпендикулярного к первому,
о" = 3э.г — <3t. (793)
Следовательно напряжение на окружности о т в е р с т и я, расположенного в любом месте диска, превышает напряжение в том же месте цельного диска по меньшей мере в два раза. Ефли одно из двух напряжений, т. е. идущее в радиальном или в касательном направлении, мало, то наибольшее напряжение на краю отверстия поднимается до величины в три раза большей другого.
7) Диск постоянной толщины с нагрузкой, приложенной на контуре; расчет быстро вращающихся якорей дпнамомашин.
Если у диска постоянной толщины на наружном и внутреннем контурах действует радиальная нагрузка, величина которой составляет соответственно ot и кг! см2, то в диске врзникают напряжения, которые определяются по основным формулам (784) и (785), если подставить в них ш = 0 и, следовательно, Л--0; на наружном контуре, т. е. при/ = /?!, мы должны положить = а па внутреннем, т. е. при г = /?2> мы должны положить ог = о2 и определить произвольные постоянные С, и’С2 из равенств:
tn' ГС., . ,.
т Гci. . ..
°2“ я(пг2—1) 2
_2«(/Н—1) 01 • /?|2 — о , •/?.,2
“ Ш /?!2-/?22 ’
7?1“а("г
_g(m-!-l) . (о-з.,) /?,2 - R? т ₽48
Следовательно радиальное напряжение о, на расстоянии г от оси будет:
1 Г Р 2 . р 2'
= 02 О 2~ °l-^2-02-/?32-(01-»2F1-rA , ГЛ)
Aj -№
а напряженное действующее в касательном направлении,
•, - [ •. • л.’—4 •«?+(•. - ч>!
(795)
Наибольшее напряжение будет на стенке отверстия
’ Ф Р96)
796
Д-В-С
Фиг. 2290. Якорь динамо.
4
в якоре (фиг. 2268) при нормальном числе оборотов (при разносе) 1,8/г = 600 об/мин.
По формулам, выведенным выше, можно вычислять напряжения в длинных, быстро вращающихся якорях динамомашин, часто состоящих по фиг. 2290 из большого числа пластинок, рассматривая диск толщиной 1 см, как это показано в следующем примере.
Пример 8. Определить напряжения оборотов п = 333 об/мин и при числе Шесть полюсов, составленных из листов и стянутых болтами, при помощи ласточкина хвоста закрепляются в теле якоря, образованном пятью стальными пластинками (пример относится к якорю генератора переменного тока завода „Spullerseekraftwerk“ по журналу „Elektrotechnik und Maschinenbau" 1927, стр. 985).
При нормальном числе оборотов угловая скорость <о = 34,87 1/сек. При разносе все напряжения, зависящие от центробежных сил, становятся в 1,82 = == 3,24 раза больше; эти напряжения указаны ниже в скобках.
Напряжения в полюсах. Если вес единицы объема стали (и обмотки) принять равным 7,85 кг'^м3, то вес диска толщиною 1 см, вырезанного из полюса
вместе с обмоткой, получается равным 38,6 кг. При расстоянии центра тяжести от оси вращения Rp = 108 см центробежная сила составляет
(£,), е.» = J • Ъ - W • 34’872 • 108 = 5170 Кг‘СМ> а напряжение в суженном сечении 1
(ZA^ 5170
о ,=---= =216 KZjCM? (700 K2.W).
аг 24 1 ' 1
Вес ножки полюса, приходящийся на 1 см ширины, составляет 4,36 кг{см, радиус окружности, проходящей через ее центр тяжести, составляет 69,2 см, и потому в ножке развивается центробежная сила
4 36 '
(Z2X™ - -gin-'34’872 ’ 69’2 = 375 Аг аЕ
Равнодействующая обеих сил (£Д ejt = 5545 кг-см разлагается на две силы, представляющих давление на стенки паза, имеющего сечение в форме ласточкина хвоста, величина которых равна;
(Z„). 5545
Д', = о = "о—“Тело—= 4500 кг:см.
1 сч 2 с os (>}> — р) 2 cos (60 — 8 )
Удельное давление па боковых стенках паза (749) составляет
К, • cos р 4500°•cos 8°
р —LS«-------L_ _----. -----330 кг’см? (1070 кг!см?).
• by 1 OjU
Напряжения взубцах се рд е чника. В сечениях II (см. добавочный чертеж а на фиг. 2268) от действия сил давления, равнодействующие которых приложены посередине боковых сторон паза, и от действия центробежной силы, развиваю
797
щейся в выступах зубцов, которая получилась равной К1ем = 248 кг]см, по формулам (750) и (751) при
I см И I см
возникают следующие напряжения:
^1ем'а , ^le.,s-Sin? 6-4500-10 (
°ь-Г3= Лз “Г h 29,62 ’ '"Г
-ь = 305 4- 27 = 332 кг’см\
2У,0
, , , _ ьг1с;-с z;c;.sinTf _ 6-248-7,0 (
°i> Г°е Л2 -Г h- . 29,6'2
248 sin 43°
+-----6оГк— = 12 4-6 = 18 кг I см2,
сумма которых составляет 350 кг!сл& (1134 кг/см). Силы давления па боковые стенки складываются в одну равнодействующую
QicJ = • cos(<b— р—=2 • 4500 • cos(60° — 8°—304 = 8350 кг/см.
От действия центробежной снлыЛ развивающейся в выступающих над дном паза частях якоря и имеющей при весе 8,46 нг)см и при радиусе 76,5 см величину Z» = Уг • 34,872.76,5 = 802 кг/см, bo 1
в суженном сечении возникает напряжение на оастяжение, имеющее среднюю величину
(Q4-Z3). 83504-802
ог3= —-----------------------= 305 кг/см2 (988 кг/см2).
Сердечник якоря. В первом приближении его можно считать за диск постоянной толщины с наружным радиусом — 620 и с радиусом отверстия R2 = 260 мм; действует центробежная сила и .равномерно распределенная по наружной окружности нагрузка
°1 = ’гз —~~п~ — 305——— = 141 кг1см\
£-62
О
°/1
1 8-3,3
Нормальное напряжение на окружности отверстия, создаваемое центробежной силой и действующее в касательном направлении, будет иметь вели^шу
* JL. ю2 [(3/п 4- j) (2^+r22) - (От 4- з) ед = о
• 34,87* [10,9 (2 - 622 _|_ да) — 6,3 • 264 = 32 кг 'см?, iUvv • УО1
а создаваемое нагрузкой, равномерно распределенной по,наружной окружности, будет иметь величину
2а.-^ 2 2-141-622 „<о , л
0,2~ Л\2 — /?2а ,622 — 262 — 342 Кг'СМ'
Если принять во внимание местное действие полюсов по Г. Ш м а л ь цу [XXIX, 9], то в плоскостях симметрии зубцов сердечника напряжения повышаются еще иа 27 кг) см?, так что наибольшее напряжение вдоль стенки отверстия будет составлять 324-342 4-27 = 401 (1300) кг'слА
798
Если насадить якорь на вал под прессом или в горячем состоянии таким образом, чтобы при нормальной окружной скорости на поверхности их соприкосновения действовало удельное давление а2 = — 50 кг'см2, то напряжение повышается
еще на величин!/
№2 + № _ 50 (623 + 26?) _
—622 —26- — 71 кг‘сл(‘
При разносе увеличение диаметра отверстия будет больше натяга, как это можно ожидать на основании того, что увеличение нормальных напряжений, действующих в касательном направлении, на 1300 — 472 = 828 кг/см3 значительно превосходит величину о/з = 71 кг!см2.
Согласно предыдущему расчету наибольшее напряжение возникает в якоре вдоль стенки отверстия; в действительности же вследствие концентрации напряжений наибольшее напряжение будет действовать у основания зубца.
о) Расчет, ступицы как диска постоянной толщины
В случае диска равного сопротивления более точный расчет ступицы как диска постоянной толщины (фиг. 2286) производится следующим образом. Если принять во внимание равномерное распределение на ступице радиальных напряжений (фиг. 2289) а)Я= а, то увеличение наружного радиуса втулки по формулам (765) и (764) будет составлять
•/?а.
о 1
Приравнивая его соответствующей величине для диска по формуле (779), приходим к условию
т — 1 „ / 1 \ „ /п — Г 1а -№
а- ------- • а • = а I -----* ”2;-------------а = а.--------.
т \ ta т ,п I 2 т т Ьп
Нормальное напряжение действующее на наружной поверхности ступицы в касательном направлении, складывается из напряжения, создаваемого по формуле (793) центробежной силой, и из напряжения от нагрузки по формуле (795), действующей в радиальном направлении. Зам^яя /?2 через /?0, а /?, и г через /?2, при °2 = ~Го
по фиг. 2289 будем иметь:
=i • 7 •0)2 [(3/л +~(1П+3) + -
“i g - »ч<^-1)/?г+(зд+чад+ [-^•
Следовательно, выведенное выше условие равенства деформаций в месте соединения ступицы с диском примет следующий вид:
• °=i * 7 •0,2 [(/и ~+(3/к++
+т^[т!«'’+'и+?Л^,]-;т- (797)
Решая относительно Ьп, получаем:
. _____________4^-х2[(т—1)/?22 + (т4-1)/?о2] -а_____,798)
“ 4^(m-l)(/?a2-/?02)-a-7-<u'2[(m-lW-h(3/n+lW] • -g--роч
7W
Применяя эту формулу к примеру 6, будем иметь:
4•981 • 7.8 (2,3 + 14,52 + 4,3-7 5‘2) • 673
Ьп -------------------------------yge------------------------------------------------------------=20,3с.и,
4 931 - 2,3(14,52- 7,52).673_ +22.3142(93 -14,52+10,9 • 7,52)(14,52—7,5=)—8• 3,3 • 981 • 7,52.50
т. е. на 2,9 см менее, чем вычислено на стр. 793.
Наибольшее нормальное напряжение на внутренней поверхности, действующее в касательном направлении, получается путем суммирования напряжений, вычисляемых по формулам (791) и (796):
• 1 022f(3/H-l)/?22+(«-l)^] -|- Г2 - /?? + + Яо")
Т "I g 'vj 'Vo L
673 • 7,8
20,3
14,52-1-50(14,53+7,52) = 214 [-793 = 1007 кг! см
Цилиндрические ступицы расширяются неравномерно (фиг. 2291); посередине
диаметр увеличивается больше, вследствие чего здесь возникают и более высокие
напряжения. Компенсировать эту неравномерность мы можем по фиг. 2292, или же путем усиления или удлинения ступицы. Не говоря уже о том, что длина ступицы может быть ограничена в месте по конструктивным сп-
Фи!'. 2293. Напряжение частей колес с одинаковой толщиной обода.
Фиг. 2291. Фиг. 2292. Деформация К определе длинной нию формы синицы. ступицы.
ображениям, последнее средство менее действительно еще и потому, что поперечное сечение ступицы будет работать тем меньше, чем дальше оно отстоит от средней плоскости. На определенном расстоянии, зависящем от размеров ступицы и от величины напряжений в месте соединения ступицы с диском, вообще никаких деформаций уже не получится, поэтому продолжение ступицы дальше этого сечения никакой роли играть не будет. Односторонние ступицы менее выгодны, так как напряжения в них в два раза выше, чем у ступицы, расположенной симметрично относительно средней плоскости диска, и потому применение таких ступиц допустимо лишь у дисков, умеренно нагруженных.
s) Диск постоянной толщины с ободом и ступицей
Основное условие заключается в том, что деформации трех частей (обода, диска и ступицы) в радиальном ‘направлении в обоих местах перехода должны быть одинаковыми. Если через <зг1 и <зл обозначить радиальные напряжения, то в указанных местах на все три части будут действовать нагрузки, показанные на фиг. 2293. Для вычисления среднего нормального напряжения аА, действующего в ободе в касательном направлении, можно применить формулу (772), выведенную
800
на стр. 790, если а заменить аГ1, а вместо
диска х:
xt подставить постоянную толщину
см ' R< sk-bk
• х • А?!
(799)
X g
Соответствующее радиальное перемещение рк = а аЛ . должно быть равно увеличению наружного диаметра диска
а (0(1—т,е- 0*,7^*= (’<> —7?) Яр у ffb ] \ иь /
Нормальное напряжение а/Ь действующее в касательном направлении, на внешнем контуре диска составляется из напряжений, создаваемых центробежной силой по формуле (790), и напряжений, создаваемых нагрузками ап и по (795), действующими соответственно на внешнем и внутреннем контурах, если в этих формулах положить г = 7?р Тогда получается
I • Rk +-- °fl = t^’g' ^m-W№m)+iRt ОД+
J _ 51 f800)
+ Rf-RJ т'^‘ k ’
Аналогичным образом имеем у ступицы, что увеличение радиуса диска
Я (<3t2 ——] • R? \ ‘ т ) должно быть равно увеличению р2 радиуса ступицы, которое мы вычислили на стр. 799, ( 1 \ D ( °г2 Х\ Г>
Лй-й’'г/'г“=*Ь>—й
или
аг9 аг2 X
0(2 т — а‘п т ’ Ьп ‘
Напряжение ah составляется из напряжения, создаваемого действием центробежной силы по формуле (791), и напряжения, создаваемого действием нагрузки, приложенной на внешнем и внутреннем контурах и вычисляемого по формуле (796) при »1 = оГ1и а2 = <зп, правая сторона последней формулы по своему виду и строению соответствует правой стороне формулы (797).
Нужно лишь произвести замену а через %. Таким образом второе основное уравнение принимает следующий вид:
11 4m ‘’0)2[(3т +**’ +{т~1W1 +
‘ j- • <»Ч(™-1)-Я22+(з™4-1)/?о2] +
Фиг. 2294.
К примеру 9.
(801)
Определение из формул (800) и (801) неизвестных, например а„ и ап, если даны размеры диска, приводит к слишком сложным формулам. Лучше сперва подставить в эти уравнения известные числовые значения и лишь затем решать их.
Пример 9. Определить напряжения в диске (фиг. 2294) с ободом и лопатками по фиг. 2270 при л = 2400 об/мин.
51 Ретше р. Детали машин, т. II.
801
Главные размеры: R, = 57,8; /?Л = 56,6; /?! = 54,8; /?а = 11,5; /?О = 7,5; х = 3,0 см; д». s4 = fJk=16 см2; £>„ = 14 см; ро = 50 кг/см'1; т=Ъ,3.
“_251,3/««; • j • «’- 473,835 1000398Т°0'03828-
(9480 \® 3qqq) =357 кг/см.
При этих значениях уравнение (I) будет:
7,85 . , л оо<1, се с г| 257 • 57,8 • 51,6 аГ1 • 3 • 54,8 • 56,6
1000 981' • 14 224 •56'6 +---16--------““Тб-------------
= 0,03828 (2,3 • 54,83 +10,9 • 54,8 • 11,52) + ,• , ал (54,8»+ 54,8 4 11,5’) —2 а„. 54,8- 11,52 ал ' сл о 54,8^—11,52 3,3 ,8;
126100 — 623,7 зп + 5,04 <зг = 0, а уравнение (П):
0,03828 (10,9 • 54,82 + 2,3 • 11,52) + —,8’ “ * А =
ut’jO4 — 11 О>О
в„. А (П,53+ 7,5’)+ 2-50.7,5’ а ,
= 0,03828 (2,3.11,52+10,9 • 7,52) +--“ П 52_7 5,-------------- -^4 .
1156 + 2,092 аГ1 —1,860 «„= 0.
Отсюда найдем аГ1 = 209, ог, = 857 кг/см*. Напряжение во внутренней поверхности ступицы складывается из напряжений, вычисляемых по формулам (791) и (796):
Ofc = 0,03828(10,9- 11,52 + 2,3-7,52) + -1+5а,"7>52[—8-н~-3- • 11,52+50(11,5+7,5»)] = = 60 + 762 = 822 кг/см2,
У длинной, тонкой ступицы действительные напряжения в середине были бы значительно выше.
В случае - часто применяемых на практике гиперболоидальных дисков, профили которых удовлетворяют уравнению х • rl = С, главные уравнения (762) и (768) можно также проинтегрировать и напряжения можно также вычислить [XXIX, 1, 2].
г) Расчет диска заданной формы
Ниже излагается способ, описанный впервые Г. Келлером [XXIX, 10], при котором диференциалы, при выводе главных уравнений на стр. 786 и 787, заменяются малыми конечными разностями. Подобный способ вычислений при помощи конечных разностей с успехом можно применить и для других случаев, например, для более точного расчета днищ, крышек, пластинок и дисковых поршней, когда можно составить диференциальные уравнения для напряжений, действующих в элементе тела [XXIII, 10, XXIX, 11]. Относительно других аналитических и графических способов исследования быстро вращающихся дисков см. [XXIX, 1].
Келлер рассматривает элемент тела (фиг. 2295), ограниченный двумя цилиндрическими поверхностями 1 и 2, описанными около оси вращения, и двумя радиальными плоскостями / и II. Если напряжения ог и о(, действующие в радиальном и касательном направлениях на поверхности I, т. е. на расстоянии г, от оси вращения, известны, и если удастся определить их приращения Дог и Д~( иа расстоянии Дг, то напряжения, действующие на цилиндрической поверхности 2, будут иметь величину о/ = ог + Д зг и о/ = о( + До(. (802)
Определив эти напряжения, переходим к следующему элементу, ограниченному снаружи цилиндром оадиуса rs. Переходя от одного элемента к другому, мы найдем 802
последовательно напряжения во всем диске. Величину А г отдельных ступеней в тех местах, где толщина х диска или напряжения подвержены более значительным изменения^ следует брать небольшой, например 0,5 см, в других же местах она может составлять от 1 до 3 см. На внутреннем и наружном контурах диска' должны быть выполнены пограничные условия, именно, радиальное напряжение на внутреннем должно быть равно давлению между диском и валом во время вращения, а на наружном должно равняться напряжению, создаваемому лопатками. Если диск не имеет отверстия, то для его центра ar = at.
Деля уравнение (761) на х • г, находим увеличение радиального напряжения
d ог = — (о — о) dr---°r dX---— • в»!2 • г • dr.
г r \ t г) х g '
Если диференциалы заменить по фиг. 2295 конечными разностями, то уравнение принимает вид
Аог = (0< - ог) - ог • —1 • • г • А П (803)
по этой формуле можно определить приращение Дог на участке А г, т. е. на протяжении между двумя цилиндрическими поверхностями / и 2, так как на правой стороне мы имеем лишь известные величины, относящиеся к поверхности 7, а также Аги Ах
Радиальное относительное удлинение е, согласно изложенному на стр. 787, можно выразить двумя формулами. По (763)
ег = а (ог — <^т),
а с другой стороны, по формулам (766), (765) и (764) имеем:
е __ Р _ rf (е< • г) _ « • (of — ajm) -Г _ Г_____°r . r(d<3t___L .
dr dr dr [ * m . \ dr m dr
Приравнивая друг другу оба выражения, получим соотношение:
о, о . d<3, г d<3r
о-----*- = <з.--- Ц- г • -------• —-
r m 1 m dr m dr
dr
и при умножении на —— получим равенство:
. . .dr 1 , . d
= (ог — О<) —---— (°, — °r) —
После замены диференциалов конечными разностями для приращения нормального напряжения, действующего в касательном направлении, получится формула:
. zn4-l . Аг 1
д«,=------<М4)
Это приращение также зависит лишь от размеров элемента, от or, ot и вычисленного по формуле (803) приращения радиального напряжения Дог, следовательно, его можно вычислить.
Вычисления лучше всего расположить в виде следующей таблицы. В столбцах 1...7 сначала.помещены величины, входящие в формулы (803) и (804) и определяемые размерами выбранного элемента; в столбцах 8...13 помещены напряжения и члены, служащие для вычисления приращения радиального напряжения, а в столбце 14—сами радиальные напряжения. Величины, найденные при первом расчете, отмечены одним штрихом, а полученные при втором расчете—двумя штрихами. Столбцы 15 и 16 содержат члены, необходимые для вычисления До/, а столбец 17 — значения До/.
51*
803
Наконец, в столбцах 18 и 19 помещены напряжения и °/4-ДоЛ действующие
на наружных поверхностях элементарного кольца. В то время как столбцы 1...7 можно заполнить цифрами перед тем, как приступить к расчету, столбцы 8... 19 приходится заполнять постепенно, строка за строкой, начиная с контуров диска. В строке 1 значение о/ взято наугад, величина же в/ взята, принимая во внимание условие, чтобы диск охватывал вал с давлением р0, которое ему сообщается при сборке. Результаты, полученные.в столбцах 18 и 19 первой строчки, служат для вычисления цифр, стоящих в строке 2 в столбцах 8 и 9, и т. д.
Если бы в/ в строке 1, столбца 8, было оценено правильно, то на наружном контуре диска, т. е. в столбце 19 последней строки, должно было бы получиться т- е- мы Д°лжны были бы получить на контурах напряжения, создаваемые лопатками. Но такой случай бывает редко. Расчет каждый раз с новой оценкой et следовало бы повторять до тех пор, пока не будет достигнуто достаточное
Расчет диска по фиг. 2296
Столбец 1 2 3 4 5 6 7 Первый расчет
8 9 10 и 12 13
г* Г Az АХ Аг Аж Ог’ а/-а/ а,'-£ Az
\ Г х (8)-(9) (Ю) • (5) (9) • (6) 0,790-(7)
строкаХ см (2)/(1) (4)/(3) (1)-<2> кг/см*
1 10,0 0,5 10 0 0,05 0 . 5,0 + 940 — 50 + 990 + 49,5 0 + 3,9
2 10,5 0.5 10 0 0,0476 0 5,25 + 889,5 — 4,4 + 893,9 --42,6 0 -- 4,2
3 11,0 0,5 10 0 0,0455 0 5,5 + 845,7 + 34,1 + 811,6 --36,9 0 -- 4,4
4 11,5 0,5 10 0 0,0435 0 5,75 + 807,6 + 66,6 + 74LQ --32,2 0 -- 4,5
5 12 1 10 0 0,0833 0 12 + 774,1 + 94,3 + 679,8 + 56,7 0 + 9,5
23 40 0,5 3,14 + 2,02 0,0125 + 0,643 20 + 429,7 +194,8 + 234,9 + 2,9 +125,2 +1^,8
24 40,5 0,5 5,16 + 2,04 0,0123 + 0,396 20,25 --384,0 -- 56,7 - - 327,3 + 4,0 + 22,5 -t 16,0
25 41 0,5 7,2 0 0,0122 0 20,5 --368,4 -- 22,3 --346,1 + 4,2 0 + 16,2
26 41,5 0,2 7,2 0 0,0048 0 8,3 --359,3 -- 10,3 - - 349,0 + 1.7 0 + 6,6
27 — — — — + 355,6 + 5,4
Первый расчет Поверочный расчет
14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25
m-kl/ t r\hr 1 • ,
А9Г ..т-А®г да^ ®/+Аа, хт хт^г гт хт^-гт °1л»
(11)-(12Н13) -1, 3 • (И) 0,303-(14) (15) + (16) (8)+(17) (9)+(14) ИЗ (3) (20)(2) ИЗ (1) (21) • (22) из (8) (24) • (21)
кг/см* СМ см' см СМ* кг/смг кг
+ 45,6 — 64,3 + 13,8 -50,5 + 889,5 — 4,4 10 5 10,3 51,3 915 4575
-- 38,4 -55,4 --11,6 — 43,8 + 845,7 - - 35,0 10 5 10,8 53,8 868 4340
-- 32,5 — 48,0 -- 9,9 — 38,1 + 807,6 - - 66,6 10 5 11,3 56,3 827 4135
-- 27,7 — 41,9 + 8,4 -33,5 + 774,1 -- 94,3 10 5 11,8 58,8 791 3955
+ 47,2 -73,7 + 14,3 — 59,4 + 714,7 +141,5 10 10 12,5 125 744 7440
- 138,1 — 3,8 — 41,9 -45,7 + 384,0 + 56,7 4,15 2,08 40,3 83,3 407 847
— 34,4 - 5? — 10,4 — 15,6 + 368,4 + 22,3 6,18 3,09 40,8 126 376 1162
— 12,0 — 5,5 — 3,6 - 9,1 - - 359,3 + m 7,2 3,6 41,3 148,5 364 1310
— 4,9 — 2,2 — 1,5 - 3,7 + 355,6 + 5,4 7,2 1,44 41,6 59,8 357 514
- 160,36 3438,7 97 000
804
Столбец Второй расчет
20 27 28 .... 29 30 31 32
Строк^^\ II at м tt и ~°r (26) —(27) (28) • (5) "Д1С G_ r X (27)-(6) — .<»•. Г Ar g 0,790 • (7) It да* (29)—(30)—(31)
KtlCM?
1 2 3 4 5 23 24 25 26 27 + 1070 4- Ю13 4- 963,5 -f- 920,4 4- 882,6 4- 533,8 4- 471,9 4- 452,0 4- 442,1 4- 438,1 — 50 — 2 4- 42,2 4- 79,7 4- И1,8 4-276,1 4- 85,7 + 40,6 + 29,4 4- 24,8 4- 1120 4- Ю15 + 921,3 + 840,7 4- 649,0 4- 257,7 4- 386,2 4- 411,4 4- 412,7 4-56 4-48,4 --41,9 --36,6 4-64,3 4- 3,2 4- 4,8 4- 5,0 4- 2,0 0 0 0 0 ' 0 4- 177,8 4- 33,9 0 0 3,9 4® 4,4 4,5 9,5 15,8 16,0 16,2 6,6 4- 52,1 4- 44,2 4- 37,5 4- 32,1 4- 54,8 — 190,4 — 45,1 — U,2 - 4,6
Втор ой рас чет Поверочный расчет
33 34 35 36 37 38 39
_±±L(C” ,")±L m ' t 'rt r — 1,3 • (29) 1* — да. /л r 0,303 *(32) If да* (33)+ (34) °/+ да/' (26)+ (35) II It ar+^r (27) + (32) из (26) atm‘ хт‘ * (38). (21)
KljCM* кг1см' кг
— 72,8 — 62,9 — 54,5 — 47,5 — 83,6 - 4,2 — 6,2 - 6,5 — 2,6 4-15,8 - -13,4 --11,4 -- 9,7 -1-16,6 -57,7 -13,7 — 57,0 — 49,5 — 43,1 — 37,8 — 67,0 — 61,9 — 19,9 — 9,9 — 4,0 4- 1013 _ 4- 963,5 4- 920,4 4- 882,6 4- 815,6 4- 471,9 4- 452,0 4- 442,1 4- 438,1 — 2 4- 42,2 4- 79,7 4-1И.8 4-166,6 4- 85,7 4- 40,6 4- 29,4 -- 24,8 1041,5 988 941,9 901,5 849,1 502,9 462 447,1 440,1 5207 4941 4710 4507 8491 1045 1428 1610 634 112783
совпадение результатов. Не говоря уже о большой громоздкости этого способа» определение радиальных напряжений вблизи наружного контура вследствие значительной недооценки их в месте перехода к ободу (фиг. 2296) часто бывает весьма неточным. Поэтому Келлер с полным правом рекомендует для проверки правильности расчета пользоваться нормальными напряжениями, действующими в касательном направлении. Если мы проведем диаметральное сечение, то центробежная сила, развивающаяся в одной половине диска, и нагрузка, действущая на контурах ее, должны уравновешиваться нормальными напряжениями, действующими в касательном направлении. В столбце 20 помещена средняя ширина хт, а в 21 — площадь поперечного сечения хтЛг отдельных элементарных колец. Сумма последних дает площадь радиального сечения F диска. Столбцы 22 и 23 служат для определения статических моментов относительно осн вращения, сумма которых 5 позволяет опре-
805
5
делить расстояние центра тяжести г( = -р-, а следовательно, также по правилу
_ О , „
Гюльдена вес и центробежную силу Z половины диска
— = и Z=2-. и3 • г, = * — F' 0)2'
Нагрузка, приходящаяся на половину диска от действия лопаток, при давлении на поверхности р, кг/см1* составляет 2рв • /?, • Ь„ а нагрузка, производимая давлением р9 на внутренней поверхности ступицы, составляет 2/>0 • /?0 • Ьп. В столбце 24 помещены еще вычисленные средние нормальные напряжения atm' в отдельных элементарных кольцах, а в столбце 25 стоят силы atm' • хп • &т, действующие в касательном направлении. Если бы значение для я/ в строке 1, столбца 8, было оценено верно, то мы должны были бы иметь
2 • хт • br=Z + 2 (р, • R, • • Ro • bn).
Если это равенство выполняется, то, как показано ниже, можно с достаточной надежностью произвести более точную оценку исходных значений, так как линии нормальных напряжений, действующих в касательном направлении, приблизительно геометрически подобны.
Пример 10. Вычислить напряжения в диске по фиг. 2296 с лопатками по фиг. 2270 при п — 3000 об/мин, если при сборке на поверхности соприкосновения ступицы с валом получается удельное давление р0 = — 50 кг/см2.
^Угловая скорость ш = = 314 1/сек, окружная скорость на среднем радиусе лопатки v = ш • /?=314 • 0,45= = 141,4 м/сек. Представим себе, что обод диска согласно дополнительному чертежу (а) изменен путем смещения всех его частей к
средней плоскости; тогда в точках А получатся уступы и разрывы непрерывности, наличие которых на расчете не отразится, если принять, что диск доходит лишь до АА, а заштрихованную наклонными линиями часть отнести к нагрузке, производимой лопатками. Это допустимо потому, что распределение напряжений в этой части обода очень сложно и сделанное предположение только увеличивает надежность расчета. По фиг. 2296 диск разделен на 26 элементарных колец толщиной (в радиальном направлении) от 0,2 до 2 см\ поверхности, ограничивающие эти элементарные кольца, соответствуют 27 строкам таблицы.
Нагрузка иа контурах определяется следующим образом. Вычисленная на стр. 779 и 780 нагрузка 223 и 185 кг/см, создаваемая действием двух рядов лопаток, в соот-806
ветствии с тем, что здесь средний радиус имеет другую, величину, уменьшается до ("бо") = 0,563-кратной, т. е. до 126 и 104 кг на 1 см окружности.
Действие наружной части обода. Вгс части обода, длина которой вдоль окружности равна 1 см, будет составлять
37,8 ,
=1иоо кг‘см‘
3,7-1,3- 1 -7,85
G =
1000
37,8 1000 • 981
• 314’-42,4= 161 кг} см.
Центробежная сила
— . ш’ • /? = g
Полная нагрузка на окружности обода составляет 126 + 104 + 161 = 391 kzJcm. Если
эту нагрузку считать равномерно распределенной на ширине обода 7,2 см, то на поверхности? будет действовать напряжение
р, = -^- = 54,2 кг [см2.
4 /
~ т 7 85
Цифры таблицы вычислены, исходя из величин — -ш’=—— * • 314’=
= 0,709 кг'см*, = 1,30 и -^-=0,303. При этом вычисление цифр, стоящих в столбцах 8... 19, должно производиться очень тщательно, так как ошибка, сделанная в каком-либо месте, скажется во всем последующем расчете. Целесообразно такие расчеты производить в две руки или же проверять их путем одновременного вычерчивания по главным значениям диаграмм, при котором обнаруживаются по крайней мере грубые ошибки.
При перцом расчете в первой строке в столбцах 8 и 9 было принято о/= 940 кг[см2, напряжение о/ было принято равным заданному удельному давлению р0 = — 50 кг[см2. Проверка при помощи столбцов 20—25 дает:
5 3438,7
F 160,4 21,42 СМ’
F = 160,4 cm2; 5 = 3438,7 cm9;
Z = к • . р. Ш2 . r,2= 1QQQ78958i- • 160,4 314’ • 21,4’ = 183 000 кг
и
2Ц-2 (p,-/?e.6ft+po./?o-^)=183000 4-2(54,2-41,7.7,2 + 50- 10 • 10) = 225500 кг.
Согласно же столбцу 25 величина 2So,m'. xm • Дг равна лишь 2.97000=194 000 кг, следовательно, нормальные напряжения, действующие в касательном направлении, получились слишком малыми. Если бы значение, принятое для отверстия ступицы, мы увеличили пропорционально нагрузке, производимой внешними силами, то можно было бы ожидать, что напряжение достигнет цифры 940 • -22|^ = Ю90 кг[см. Учитывая, что при этом увеличиваются также и радиальные напряжения, второй расчет был начат с цифр с/= 1070 и рй =— 50 кг/см2 (столбцы 26...37). Он дал 2Е atm" • • Дг= 225 566 кг, что весьма хорошо совпадает с суммой внешних сил.
Точный расчет колес водяных турбин, центробежных воздуходувок и насосов с несимметричной формой по отношению к плоскости врицения, представляет затруднения вследствие того, что лопатки, выступающие в сторону, под действием центробежной силы работают на изгиб. Аналитический расчет их весьма сложен; скорее можно рекомендовать для определения напряжений графический способ или способ конечных разностей, изложенный выше.
eol
ЛИТЕРАТУРА *
\
Глава четырнадцатая
Шатунный механизм
1. Wittenbauer F., DynamlscherKraftplan des Kurbelgetrlebes, „Z. V. 50, S. 951/52, 1906.
2. R a d 1 n g e r J. F., Ober Dampfmaschinen mit hoher Kolbengeschwlndigkeit, Wien 1892. E 3. Mo Hi er, Der Beschleunigungsdruck det Schubstange, „Z. V. d. I.*, B. 47, S. 1638/40» 1903.
4. T о 11 e M., Regelung der Kraftmaschlnen, Berlin, Julius Springer, 1921.
5. W i 11 e n b a u e r F., Die graphische Ermittlung des Schwungrades. Ein Beitrag zur graphischen Dynamik, „Z. V. d. 1.*, B.49, S. 471/77, 1905.
Глава пятнадцатая
Шины, шейхи, пяты /
1. Reye Th., Zur Theorle der Zapfenreibung, „Zivilingenieur*, B. 6, S. 235/54, 1860.
2. T о w e r B., Experiments on the oil pressure in a bearing „Engg“, vol. 58, p. 434, 1884, halfyea r.
3. Petr off N., Neue Theorle der Reibung, 1883, deutsche Obersetzung von Wurzel, 1887, Hamburg, Leo Voss 2.
4. Reynolds O., On the theory of lubrication and Its application to Mr. Beauchamp Towers experiments, „Phil. Transactions Roy. Society of London", vol. 177, p. 157/234, 1886.
5. S о m m e r f e 1 d A., Zur hydrodynamischen Theorle der Schmiermittelreibung, „Z. f. Math. u. Phys.“, B. 50, S. 97/155, 1904. — Zur Theorle der Schmiermittelreibung, „Z. f. techn. Physik", Jg. 2, S. 58/63, 89/93, 1921.
6. GUmbel, Der heutige Stand der Schmierungsfrage, „Mitt. Forsch.-Arb.“, H. 224, S. 1/27, 1920.
7. Giimbel-Eberling, Reibung und Schmierung Im Maschinenbau, Berlin, M. Krayn (с полным библиографическим указателем).
8. Stribeck R., Die wesentiichen Eigenschaften der Gielt- und Rollenlager, „Z. V. d. 1.’, B. 46, S. 1341/48, 1432/38, 1463/70, 1902. См. также „Mitt. Forsch.-Arb.“ H. 7, 1903.
9. La sc he O., Die Reibungsverhaltnisse in Lagern mit hoher Umfangsgeschwlndigkelt, „Z. V. d. L“, B. 46, S. 1881/90, 1932/38, 1961/71, 1902. См. также „Mitt. Forsch.-Arb.* H. 9, 1903.
10. Lasche.O., Der Dampfturbinenbau der Allgemeinen Elekttlzitfits-Gesellschaft, Berlin,„Z. V.d. I.“, B. 50, S. 1355, 1916. 4
11. Lasche O. und W. Kies er, Konstruktlon und Material im Bau von Dampfturblnen und Turbodynamos, Berlin, Julius Springer, 1925.
12. Heimann H., Versuche fiber Lagerreibung nach dem Verfahren von Dettmar, „Z. V. d. I.*, B. 49, S. 1161/68, 1224/28, 1905.
13 Ch ar p у A., Versuche Uber die zur Verminderung der Reibung dlenenden Metalleglerungen,. „Bulletin de la Soclite d’Encouragement pour 1’Industrie nationale, Juni 1898, S. 670. Перевод на немецком языке, „Z. V. d. I.“, В 42, S. 1300/03, 1898.
14. R у d b e r g G., Beltrag zur Bewertung der Kugeilager in eisenbahntechnlscher Hinslcht, Glaser B. 86, S. 9/14, 1920.
15. К a m m e r e r O., Entstehung der Lagerversuche. — Welter und Weber, DurchfUhrung der Lagerversuche, Versuchsergebnisse des Versuchsfeldes fUr Maschinenelemente der Technischen Hochschule zu Berlin, H. I. Mtinchen und Berlin, R. Oldenbourg, 1920.
1 Некоторые из указанных ниже книг в настоящее время вышли повторными нздапяачи. 1 Немецкий перевод русской работы.
809
16. Freud enreich, Untersuchungen an Lagern, .BBC-Mittellungen*, 1917, H. 1—4.
17. Kombinierte Druck- und Traglagerkonstruktionen neuer Art, „Z. f. d. ges. Turbinenwesen*. Jg. 13 S. 20/22, 1916.
18. A scher R., Die Schmiermittei, ihre Art, PrOfung und Verwendung, Berlin, Julius Springer, 1922.
19. Richtiinien fOr den Einkauf urd die PrOfung von Schmiermitteln, Dusseldorf, Stahieisen, 1925
20. F a 1 z E., GrundzOge der Schmiertechnik, Berlin, Julius Springer, 1925.
21. Pfarr A.,,Die Turbinen fflr Wasserkraftbetriebe, Berlin, Julius Springer, 1921. ✓
, Глава шестнадцатая
Ползуны
1. Frey H., Schubstangen und KreuzkOpfe. Einzelkonstruktionen aus dem Maschlnenbau, H. 6, Berlin, Julius Springer, 1913.
2. Volk C., Maschinenteife, Forischritte und Neuerungen, ,Z. V. d. I.- B. 52, S. 488/96, 1908.
3. D r a w e R., Konstruktive Einzelhelten an doppeit wirkenden Vlertaktgasmaschinen, BZ. V. d. I.*, B. 54, S. 302/04, 1910.
4. Hoeltje E., Ober die .Bearbeitung von Maschinenteilen, .Werkst.-Techn." Jg. 7, S. 206/09, 1913.
Глава семнадцатая
Шатуны
1. Watzinger A., DieSpannungsvertellung in geschlossenen SchubstangenkOpfen,.Z. V. d.I.*,B.53, S. 1033/36, 1909.
2. Matsumura T., DieFestlgkeitgeschlossenerSchubstangenkOpfe. „Z.V.d.I.“,B.55,S.460/65,1911.
3. Reimer A. und Sellge, Schwierigkeiten im Betriebe der Gasmaschinen und ihre Beseitigung .St u. E.“ Jg. 27, S. 627/30, 1907.
4. Strebel C., Schmiervorrlchtung fOr Schiffsmaschimen, ,Z. V. d. I.*, B. 50, S. 1701/09, 1906.
5. V о t к C., Maschinenteile, .Z. V. d. 1,' B. 52, S. 488/96, 1908.
6. Frey H., Schubstangen und KreuzkOpfe, Einzelkonstruktionen aus dem Maschlnenbau, H. 6, Berlin, Julius Springer, 1913.
7. Baumann A., Berechnung von gekriimniten Staben, ,Z. V. d. I.* B. 52, S. 337/45, 376/82, 1908.
8. Blumenfeld R., Berechnung von gekrOmmten Staben, ,Z. V. d. I.* B. 51, S. 1426/29, 1907.
\ 91 Веке J., Beltrag zur Berechnung der Spannungen in Augenstaben,»Eisenbau*,Jg. 12, S. 233/44, 1921.
’ 10. Kearton. W. J., The Strength of Forked Connecting Rods, »Engg.* voi. 116, p. 442/44, 1923.
11. Mat ha r J., Ober die Spannungsverteilung in StangenkOpfen. Dissert. Aachen 1926; см. также Forsch-Arb.* H. 306, Berlin, VDI-Verlag, 1928.
12. Hoeltje E„ Ober die Bearbeitung von Maschinenteilen, .Werkst.-Techn.*, Jg. 7, S. 206/09, 1913.
Глава восемнадцатая
Оси и валы
1. Fflppl О., GrundzOge der technischen Schwingungslehre, Berlin, Julius Springer, 1923.
2. G e 1 g e r J., Mechanlsche Schwingungen und ihre Messung, Berlin, Julius Springer, 1927.
3. Frahm, H., Neue Untersuchungen Ober die dynamlschen Vorgange in den Wellenieitungen von Schlffsmaschinen mit besonderer BerOckslchtigung der Resonanzschwingungen, »Z. V. d. l.“,B. 46, S. 797/803, 880/88, 1902.
4. Roth P„ Schwingungen von Kurbefwellen, „Z. V. d. I.“, B. 48, S. 564/67,1904.
&. G 0 m b e 1. Verdrehungsschwlngungen eines Stabes mit fester Drehachse und beiiebiger zur Drehachse symmetrischer Massenverteilung unter dem Einfluss beiiebiger harmonischer Krafte, ,Z. V. d. I.*, B. 56, S. 1025/31, 1085/89, 1912.
6. G fl mb el L., Verdrehungsschwlngungen und ihre Dampfung, „Z. V. d. I.*, B. 66, S. 252/56, 1922.
7. Drewes R., Neues graphisches Verfahren auf statischer Grundlage zur Untersuchung beiiebiger Wellenmassensysteme auf ireie Drehschwingungen, „Z. V. d. I.*, B. 62, S. 588/92, 610,14, 1918.
8. Hoizer H., Die Berechnung der Drehschwingungen und ihre Anwendung in Maschinenban Berlin, Julius Springer, 1921.
810
9. Wydler H., Drehschwlngungen in Kolbenmaschinenanlagen~und das Gesetz ihrea Ausglelchs, Berlin, Julius Springer, 1922,
10. Stodola A, Dampf- und Gasturbinen, Berlin, Julius Springer, 1924.
11. Bach C.t Versuche zur Beantwortung der Frage: Werden komprlmlerte Wellen durch das Elnar-beiten von Nuten krumm? „Z. V. d. B. 42, S. 1279, 1898,
12. Germanlscher L16уd, Vorschriften fUr die Klasslflkatlon’und file den Bau und die Ausfdhrung von eisernen und stahlernen Schiffen, 1904/18.
13. Wnkowitzer Bergbau- und Eisenhiittengeseilschaft: Dreitelllge Kurbelachse „Z. V. d. I.“, B. 54, S. 521/22, 1910.
14. Liebhaber A. v.,’Anfertigung und Bearbeitung von gekrdpften Kurbelwellen, „Werkst-Techn.* Jg. 6, S. 336/38, 1912.
15. Meyer E., Ober den Einfluss der KrOpfungsecken.auf die FormSndenmg von gekrOpften Kurbelwellen, „Z. V. d. I.*, B. 53, S. 295/98, 1909.
16. D11 i e r H., Naherungswelse Bestlmmung der Auflagerkrkfte an statisch unbestimtpten Wellen, Dissert. Aachen 1926.
17. Ens si In M., Mehrmals gelagerte Kurbelweller mlt einfacher und doppeiter KrOpfung, Stuttgart, Bergstrksser, 1902.
18. Gessner A., Mehrfach gelagerte, abgesetzte und gekrOpfte Kurbelwellen, Berlin, Julius Springer, 1926. .
19. Hoel t j e E., Ober die Bearbeitung von Maschlnentellen, .Werkst.-Techn.', Jg. 7, S. 239/43, 1913.
Глава двадцатая
Муфты
1. Ernst., AusrUckbare Kupplungen fUr Wellen und Rkderwerke, Berlin, Julius Springer, 1890; см. также ,Z. V. d. l.',B. 33, S. 481 u. f., 1889.
2. К1 e 1 n L., Reibungsziffern fut Holz und Eisen, .Mitt. Forsch.-Arb.' H. 10, 1903.
3. Оhnesorge O., Ober das Verhalten von Kraftmaschlnen'Im mechanischen Oder elektrischen Parallelbetrlebe, »Z. V. d. 1.', B. 54, S. 1276/79, 1910.
4. Оhnesorge O., Die neue Kraftmaschinenkupplung der Berlln-Anhaltlschen Maschlnenbau-A.-Q., ,Z. V. d. I.*, B. 52, S. 1030/35, 1808.
5. Volk C., Maschlnentelle, ,Z. V. d. I.*, B. 51, S. 1768/70, 1907.
6. Jellinek St., Transmissionen, Berlin, Julius Springer, 1912.
- 7. Hentschel KT, Dinbuch 6: Transmissionen, Berlin, Beuth-Verlag, 1926*.
Глава двадцать первая
Подшипники
1. Lasche О., Die ReibungsverhUltnisse In Lagern mlt hoher Omfangsgeschwlndlgkelt, ,Z. V. d. L' B. 46, S. 1181/90, 1932/38, 1961/71, 1902; см. также „Mitt. Forsch.-Arb.“, H. 9, 1903.
2. Bach C., Eine Stelle an manchen Maschlnentellen, deren Beanspruchung auf Grund der iiblichen Berechnung stark unterschatzt wird, ,Z. V. d. L', B. 45, S. 1567/71, 1901; B. 46, S. 141/42, 1902. <
3. Volk C., Die Bearbeitung der Ringschmlerlager, ,Z. V. d. I.‘, B. 51, S. 1245/49, 1907.
4. Walllchs A., Massenfabrikation der Transmissionslager Im Elsenwerk Wuifel, „Werkst.-Techn.*, Jg. 3, S. 254/68, 1909.
5. L'e n g K., Die Schmierung schnellaufender Maschinen, ,Z. V. d. l.“, B. 51, S. 855/62, 1907.
6. Kablltz R., Transmissionslager mit selbsttatiger Schmierung, „Z. V. d. I.',B. 46, S. 1841/47, 1902.
7. H U 11 e Fr. W,, Die Werkzeugmaschinen, ihre neuzeitllche Durchbildung fUr wlrtschaftliche Metall-bearbeitung, Berlin, Julius Springer, 1923. *)
8. S t r 1 b e c k R., Die wesentijehen Elgenschaften der Gleit- und Rollenlager, ,Z. V. d. I.', B. 46, S. 1341/48, 1432/38, 1463/70, 1902; см. также .Mitt, Forsch.-Arb.', H. 7, 1903.
9. Kammerer O., Versuchsergebnisse des Versuchsfeldes fUr Maschlnenelemente, H. 2, Lagerversuche.
10. Lasche O. u. Kies er W., Konstruktion und Material im Bau von Dampfturbinen und Turbodynamos, Berlin, Julius Springer, 1925.
11. Deutsche Vakuum-Oel A.-G. Lager und ihre Schmierungen. .
12. Hentschel K-; Dinbuch 6: Transmissionen, Berlin, Beuth-Verlag, 1926*.
* Имеется в переводе на русский язык.
811
13. Falz E„ Grundziige der Schmiertechnik, Berlin, Julius Springer, 1925.
14. Hfilsewig A., Holzlager bei Walzwerken, ,St. u. E.*, Jg. 47, S. 1483/85, 1927.
15. Turk K., Walzenlagerung, „St. u. E.“, Jg. 47, S. 1437/43, 1927.
20. Stribeck R., Kugellager fflr belleblge Belastung, ,Z. V. d. I.", B. 45, S. 73/79, 118/25, 1901.
21. S t r i b e с к R., Priifverfahren fiir gehfirteten Strahl unter Beriicksichtlgung der Kugelform, BZ. V. d. I.', B. 51, S. 1445/51, 1500/06, 1542/47, 1907.
22. Bril hl, P., Die Geschlchte des modernen Kugellagers, ,Z. V. d. I.*, B. 53, S. 1844/49, 1887/89, 2055, 1909.
23. Ahrens W., Die Kugellager und ihre Verwendung im Maschinenban, Berlin, Julius Springer.
24. Behr H. und Go hike M., Die Waizlager, Kugel- und Rollenlager. Einzelkonstruktionen aus dem Maschlnenbau, H. 4. (2. Aufl. von Nr. 23). Berlin, Julius Springer, 1925.
25. Rydberg A., Beitrag zur Bewertung des Kugellagers in eisenbahntechnlscher Hinslcht, Glaser, B. 86, S. 9/14, 1920.
Глава двадцать вторая
Направляющие, рамы и станины
Straube Р., Die Standfestlgkeit der stehenden Dampfmaschinen, „Z. V. d. 1.“, B. 43, S. 1285/90, 1551/52, 1899.
Глава двадцать третья
Цилиндры
1. К г tiger W., Untersuchungen fiber die Anstrengung dlckwandiger Hohlzylinder unter innerem Druck, Dissert., Berlin 1908, „Mitt. Forsch.-Arb.*, H. 87.
2. Riedl er A., Hydraulisches Hochdruck-Press- und Prageverfabren, ,Z. V. d. I.“, B. 45, S. 584/590, 621/26, 1901.
3. Bach C., Versuche fiber die Formanderung und die Wilderstandsfahigkeit von Zyllndern mit und ohne Rippen, .Z. V. d..I.“, B. 43, S. 1700/04, 1907.
4. Neu fang E., Die Giesserelanlagen den Gasmotoren-Fabrlk Deutz, ,St. u. E.“,Jg. 28, S. 513/18,1908.
5. Eichelberg G., Temperaturverlauf und Warmespannungen in Verbrennungsmotoren, „Mitt.'Forsch. Arb.' H. 263, S. 5/46.
6. Nagel, Die Dleselmaschinen der Gegenwart, »Z. V. d. I.*, B. 67, S.'677 u. f., 1923.
7. Drawe R., Konstruktive Elnzelheiten an doppeitwirkenden Viertaktgasmaschlnen, ,Z. V. d. I.‘, B. 54, S. 260/65, 1910.
8. Pfitzner-Urtel, Der Automobilmotor und seine Konstruktion, Berlin, M. Krayn, 1907.
9. Irresberger, Fonnerel von Auto-ZyllnderblCcken, .St. u. E.“,Jg. 41, S. 1217/22, 1529/33, 1921.
10. Keller H., Berechnung gewOlbter Flatten. .Mitt. Forsch.-Arb.*, H. 124.
11. Frey H., Die Zyllnder ortsfester Dampfmaschinen. Einzelkonstruktionen aus dem Maschlnenbau. H. I. Berlin, Julius Springer, 1927.
12. Riedler A., Schnellbetrieb, Berlin 1899.
13. Kaiser G., Konstruktion der gezogenen Geschfitzrohre, Wien, L. W. Seidel u. Sohn, 1900.
Глава двадцать четвертая Фрикционные колеса
1. Versuche mit Relbradergetrleben, ,Z. V. d. I.“, B. 41, S. 1362/64, 1897.
2. Klein H., Relbungsziffem fiir Holz und Eisen, .Mitt. Forsch.-Arb.“, H. 10, S. 49/68.
3. Ernst A., Hebezeuge, 4. Auil., S. 212 u. f. Berlin, Julius Springer, 1903.
Глава двадцать пятая
Зубчатые колеса
1. Sc hie be 1 A., Zahnrfider, I. Tell, Stlrn- und Kegelrader mit geraden Zahnen J. П. Tell. Rader mit schrfigen Zfihnen (Rader mit Schraubenzfihnen und Schneckengetriebe). Einzelkonstruktionen aus dem Maschi-nenbau.H. 3 und 5, Berlin, Julius Springer, 1922 u. 1923.
1 Имеется в переводе на русский язык со второго немецкого издания.
812
2. Schiebel A., Die Unregelmassigkeiten des Ganges fehlerhafter Zahntriebe, Sonderabdruck aus den Technischen Blattern, Prag 1910.
3. DIN 868, Zahnrader, Begriffe, Bezeichnungen, Kennzeichen. Deutscher Normenausschuss, Jan. 1928.1
4. Kutzbach K., Grundlagen und neuere Fortschritte der Zahnraderzeugung, Berlin, VDI-Verlag’ 1925.
5. Rlkl 1 H.. Bestimmung des Wirkungsgrades von Zahnradern, „Z. V. a. I.*,B. 55, S. 1435/38, 1911.
6. Las ch e O., Elektrische Antrieb mittels Zahnradilbertragung, „Z. V. d. I.*, B. 43, S. 1417/22, 1487/93, 1528/32, 1563/69, 1899.
7. Kammerer O., Technische Mittel fiir akademlsche Vorlesungen liber Maschinenbau, „Z.V. d. I.“ B. 47, S. 735/40, 854/59, insbes. S. 739/40, 854/57. 1903.
8. Maag M., Die Maag-Zahnrader und ihre Bedeutung fiir die Maschinen-Industrie, „Schweizerische Bauzeitung”, B. 70, Nr. 12, Anhang, 1917.
9. F 01 m e r M., Vorschlage und theoretische Grundlagen zu einem erweiterten Evolventenmodulsystem fiir Stirnradergetriebe, Betrieb, В. 1, S. 107/112, 265/74, 1919.
10. Kutzbach K-, Bezeichnungen und Vorschriften fiir die Verzahnung von Stirn- und Kegeiradem, „Maschinenbau/Gestaltung". Jg. 1, S. 144/54, 1922.
11. Gerlach P„ Fehler der Tri^bstockverzahnung, .Z. V. d, I.*, B. 52, S. 588, 1908.
12. Biichner K., Beitrag zur Kenntnis der Abnutzungs- und Reibungsverhaitnisse der Stirnzahnrader, ,Z. V. d. I.“, B. 46, S. 159/66, 278/84, 1902.
13. H a r t m a n n W., Genauigkeitsgrad und Geschwindigkeitsverhaltnisse bei Verzahnungen, „Z. V.Jd. I,’, B. 49, S. 163/67, 1905.
14. Barth C., Die Grundlagen der Zahnradbearbeitung unter Beriicksichtlgung der modernen Verfahren und Maschinen, Dissert., Aachen, Berlin, Julius Springer, 1911.
15. Hermann H., Untersuchungen eines Wechseigetriebfes mit n -j-1 Radern fiir n Obersetzungen, ,Z. V. d. I.-, B. 60, S. 1069/73, 1916.
16. Pre gel Th., Bilgrams KegelradhoMlmaschine, Chemnitz, 1905.
17. Crain R., Schraubenrader mit geradlinigen Eingriffiachen, Dissert., Berlin 1907.
18. Stribeck R., Versuche mit Schneckengetrieben, ,Z. V. d. I.«, B. 41, S. 936/41, 968/72, 1897; B. 42, S. 1156/62, 1898.
19. Ernst Ad., Eingriffverhaitnisse der Schneckengetriebe mit Evolventen- und Zykloidenverzahnung und ihr Einfiuss auf die Lebensdauer der Triebwerke, Berlin, Julius Springer, 1901. Auszug, „Z. V. d. I.’, B. 44, S. 1229/36, 1313/20, 1423/30, 1466/75, 1900^.
20. Wolff W., Ober die Erzieiung gunstiger Eingriffverhaitnisse an Schneckengetrieben, Dissert., Aachen 1923.
21. S tribeck R., Berechnung der Zahnrader, „Z. V. d. I.*, B. 38, S. 1182/87, 1894.
22. К u t z b a c h K-, Fortschritte und Probleme der mechanischen Energleumformung, ,Z. V. d. I.*, B. 65, S. 673/78, 1301/06, 1376/82rl92I.
23. Kutzbach K., Zur Entwicklung der Zahnradergetriebe, .Z. V. d. I.*, B. 60, S. 990/92,1030, 1916.
24. Stribeck R„ Die Abnutzung der Zahnrader und ihre Folgen, „Z. V. d. I.*,B. 38. S. 168/70, 1894.
25a . Gerlach P., Die Bearbeitung der Zahne von Stirnradern, „Z. V. d. I.“, B. 52, S. 1270/77, 1908.
25b . Schiebel A., Die Eingriffverhaitnisse der Zahnrader mit besonderer Beriicksichtigung der Schneckengetriebe. Отдельный оттиск из „Technische Blatter", Prag 1902.
26. Bach C. und Rosen E., Untersuchung eines dreigangigen Schneckengetriebes, „Mitt. Forsch. Arb.*, H. 11, S. 36/59, 1903; см также „Z. V. d. I.", Bd. 47, S. 221/31, 536, 1903.
27. West berg N., Schneckengetriebe mit hohem Wirkungsgrade, „Mitt. Forsch.-Arb.“, H. 6, S. 22/32, 1902; см. также „Z. V. d. I.*, B. 46, S. 915/20, 1902.
28. Lin dner G., Globoidschnecken, „Z. V. d. I.«, B. 46, S. 644/48, 1902.
29. G й m b e 1, Ober geschmlerte Zahnrader, „Zeitschrift fiir das gesamte Turbinenwesen*, Jg. 13, S. 205/09, 220/23, 225/28, 239/44, 245/48, 258/62, 268/72, 1916.
30. Noack W. G., Flugzeuggetriebe, „Z. V. d. I.*, B. 64, S. 317/22,346/50,377/81, 1920.
/
Глава двадцать шестая
Ременные, канатные передачи и передачи стальными канатами
1. Betriebsblatt 21. Treibriemen. Auswahi, Riemenverbindung und Behandlung, Herausgeg. vom Aus-schuss fiir wirtschaftliche Fertigung, Berlin, Beuth-Verlag.
1 При переработке гл. 25 был использован июльский вып. 1927.
813
la. Betriebsblatt, 32 Spannrolen, Berlin, Beuth-Verlag.
2. Bach C., Elastizitat von Treibriemen und Treibseilen, „Z. V. d. I.*, B. 31, S. 22/25, 241/45, 1887-
3. Bach C., Die Elastizitat der an verschiedenen Stellen einer Haut entnommenen Treibriemen, ,Z. V. d. J.« B. 46, S. 985/89, 1902.
4. Stephan P., Ledertreibriemen und Riementriebe, Dingier, B. 328, S. 289/95,307/10, 323/26, 343/45, 358/60, 387/90, 403/05, 470/72, 1913.
5. Stephan P., Der Rieraentrieb mit Druckrollen, „Werkst.-Techn.", Jg. 15, S. 222/24, 1921.
6. Kammerer O., Versuche mit Riemen- und Seiltrleben, „Mitt. Forcsh.-Arb.”, H. 56/57. Извлечение на „Z. V. d. I.«, B. 51. S. 1085/94. 1907.
7. Kammerer O., Versuche mit Riemen besonderer Art., „Mitt.Forsch.-Arb.“, H. 132.Извлечение из ,Z. V. d. I.*, B. 56, S. 206/12, 1912.
8. К u t z b a c h K-, Die Obertragungsverluste und die Beanspruchung der Sell- und Riementriebe .Z. V. d. l.“, B. 58, S. 1006/11, 1914.
9. Duffing Q., Vorspannung und Achsdruck bei Riemen- und Seiitrieben, „Z. V. d. 1.*, B. 57, S. 967/75, 1913.
10. Stiel W., Thedrie des Riementriebs. Dissert., Braunschweig 1917. (Имеется полный литературный указатель, Berlin, Julius Springer).
11. Schuize-Plliot G., Neue Riementheorie nebst Anleitung zura Berechnen von Riemen, Berlin, Julius Springer, 1926.
12. Brauer E. A., Das Oleiten des Treibriemens auf der Riemenseheibe, „Z. V. d. I.*, B. 52, S. 965/66, 1908.
13. F i e b e r A., Das Riemengetriebe uud bie Gehrkenssche Theorie, „Z. V. d. 1.*, B. 53, S. 1641/42, 1909.
14. Sku tsch R., Ober den Einfluss der eiastischen Nachwirkung auf die Leistungsfahigkeitder Riementriebe, Dissert., Braunschweig 1910.
15. Fr i e d e rt ch A., Versuche fiber die Grosse der wifksamen Kraft zwischen Treibriemen und Scheibe. Dissert., Stuttgart 1914, .Mitt Forsch.-Arb.*, H. 196/98. Извлечение из ,Z. V. d. l.«, B. 59, S. 537/43 580/85, 607/11,1915.
16. Skutsch S., Zwei Vortrage fiber die Mechanik der Riementriebe, Dortmund. 1916.
17. Reich el E„ Ober Riementriebe in Amerika, ,Z. V. d. I.-, B. 37, S. 970/79, 1893.
18. Lewis W, Versuche fiber die Kraftfibertragung durch’Riemen, Glaser, B. 75, S. 32/39, 54/60, 1914.
19. Skutsch R., Ober die Relbung von Leder auf Eisen,'Dingier, B. 329, S 273/78, 306/10, 341/46, 355/57, 1914.
20. Thomae Dr., Bericht fiber Treibriemen auf der Pariser Weltausstellung, „Z. V. d., J.*, B. 45, S. 353/56, 1901,
21. Gehrke ns O., Leistung von Rieraentrieben, „Z. V. d 1.*, B. 37, S. 15/19, 1893.
22. Niethammer F. und Czepek R., Bestiramung von Rlemenverlusten. .Z. V. d. I.*, B. 52, S. 668/71. 1908.
23. Schomburg W., OberschwereRiemenantriebe fur Walzwerkanlagen, „St. u. E.“,Jg. 32. S. 1655/59, 1912.
24. M a r k ra a n n A., Versuche' mit schnellaufenden Riemenschelben. Versuchsergebnlsse des Versuchs-feldes ffir Maschinenelemente, Berlin, H. 4, Mtinchen, Berlin, R. Oidenboung, 1923. •
25. Reinhardt K., Festigkeitsberechnung der Schwungrader, „Mitt. Forsch.-Arb.*, H. 226, 1920.
26. Lindner G„ Maschinenelemente, Stuttgart, Deutsche Verlagsanstait, 1910.
27. Spannroilengetriebe, .Z. V. d. I.*, B. 51, S. 636/37, 1907.
28. Jellinek St, Transmissionen, Berlin, Julius Springer, 1902.
29. Eloesser-Kraftband-Gesellschaft, Stahibandtriebe, ,Z. V. d. I.*, B. 49, S. 1957, 1907.
30. Silber berg L., Entwicklung und Aussichten des Stahlbandantriebes, „Z. V. d. 1.*, B. 55, S. 1768/73, 1911.
31. Bonte H., Versuche fiber den Wirkungsgrad von Seilen, .Z. V. d. I.* B. 57, S. 1711/15, 1913.
32. Bonte H., Die Aussichten der verschiedenen Kraftfibertragungsmittel,„Z. V. d. 1,*> B. 63, S. 849/52, 1919.
Глава двадцать восьмая
Маховые колеса
1. W i 11 e n b a u e r F.. Die graphische Ermittlung des Schwungradgewichts, eln Beltrag zur graphischen Dynamlk, .Z. V. d. 1.*, B. 49. S. 471/77, 1905.
814
2. Rosenberg E., Anforderungen an Antriebmotoren beim Parallelbetrleb von Wechselstrpmdynamos, .Z. V. d. I.*. B.48, S. 793/98, 856/61, 1904.
3. Tolle M., Regeiung der Kraftmaschinen, Berlin, Julius Springer, 1921.
4. G 111 d n e r H., Berechnung des Schwungradgewichts der Verbrennungsmotoren, ,Z. V. d. I.*, B. 45, S. 365/73, 409/15, 1901.
5. Langer P., Kraftmaschinen im Rheinland, ,Z. V. d. I.", B. 69, S. 1023/30, 1925.
6. Hoffmann H., Maschinenwirtschaft In Bergwerken, ,Z. V. d. I.“, B. 53, S. 50/57, 1909.
7. Zahn W., Zur Theorle der Bandagenschwungtfider, Dissert. Aachen 1909.
8. Scholtes. Luftwiderstand von Schwungrtdern, .Z. V. d. I.*, B. 45, S. 1788, 1901,
9. Heinrich E., Versuche fiber die Luftwiderstandsarbeit eines Schwungrades, ,Z. V. d. I*., B. 57 S. 1950/52, 1913.
10. Reinhardt K., Festlgkeitsberechnung der Schwungrfider, .Mitt. Forsch.-Arb/, H. 226, S. 1/109 192a
11. Crash of, F., Die Festigkeitslehre, S. 138/41, Berlin, R. Gaeriner, i8bb.
12. G о e b e 1 J., Ober Schwungradexplosionen, .Z, V. d. I/, B. 42, S. ^8/58, 1898; B. 43, S. 237/39 1899. .
13. Schenk J., Festigkeitsberechpung grosserer Drehstrommaschinen, Dissert., Mfinchen 1903.
14. Der Maschlnenschutz, Vereln Deutscher Maschinenbau-Anstalten, Charlottenburg 2, Harden-bergstrasse 3, 1926.
15. Schmalz H. Dr., Spannungsermlttiung in Roioren mit ausgeprfigten Polen. .Elektrotechnik und Maschlnenbau', Jg. 45, S. 313/17, Wien 1927.
Глава двадцать девятая
Лопаты, барабаны, диски и колеса лопатных двигателей
1. Stodola A., Dampf- und Gasturbinen, Berlin, Julius Springer, 1924.
2. К a trass G., Die Bauteile der Dampfturbinen. Einzelkonstruktionen aus dem Maschlnenbau, H. 10 Berlin, Julius Springer, 1927.
3. Camer er R„ Vorlesungen fiber Wasserkraftmaschlnen, Neu bearb. von B. Estar er, Leipzig W. Engelmann, 1924.
4. Os tertag P., Kolben- und Turbokompressoren, Berlin, Julius Springer, 1923.
\ 5. PfieIderer C., Die Kreiselpumpen, Berlin, Julius Springer, 1924.
6. L a s c h e O. und К i e s er W., Konstruktion und Material im Bau von Dampfturbinen und Turbodynamos, Berlin, Julius Springer, 1921
7. Lasche O., Erfahrungen an der Beschauflung von Dampfturbinen, ,,Z. V. d. !.“, B. 62, S. 583/88 605/10, 628/32, 641/45, 1918.
8. HaimannG.,BestImmungderReibungskrfiftebeiKeilflfichendutchausgefiihrte Versuche, .Maschine bau, Jg. 4, S. 570/72, 1925.
9. Schmalz H., Spannungsermittlung in Rotoren mit ausgeprSgten Polen. .Eleklrotechnik und Ma-achinenbau', Jg, 45, S. 313/17, 1927.
10. Keller H., Berechnung von Radschelben, „Schweizerlsche Bauzeitung', B. 54, S. 307/10, 1909.
11. Tellers H., Ober die Festigkeit einwandiger kegeliger Kolben, Dissert., .Mitt. Forach.-Arb.', H. 305, Aachen 1927.
Редактор M. Д. Сандомирсквй.
Сдам в набор 20/1 1933 г.
Формат 82 X Н1.
Индекс МС 20-5-4
Уполл. Главлите М В—68272.
Технический редактор И. М. Эвенсон Подписана к печати Г1Х11 1933 г. Тил. аж в 1 о. ж 35.600.
Тарам 80.001-103 л.
Им. № 566. Закал М 117.
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр.^ Строка Напечатано Должно быть
18 9 снизу £('-1/-Чт
13 сверху СЕ = 5) • МС — линия С£=5-Л4С). Линия
34 7 снизу . . с качающейся кулиссой движением с качающейся кулиссой
37 19 , 1 -6 4-6
49 1 сверху р = 2500 кг Р = 2500 кг
49 6 „ Р = [^
50 13 . бумаг Бамаг
53 фиг. 1102 кг/см кг/см2
55 11 снизу Зависимость коэфициента трения цапфы от скорости вращения цапфы Зависимость коэфициента трения^ о^ скорости вращения цапфы
75 фнг. 1117 2 кг тяжести 2 кл. точности
79 12 сверху ±1 1 1 1
85 15 снизу (“+') (“+')
86 16 „ 4 t V kb d
90 табл. стр. 3 L’/mo-so Д’7/ 5000-50
сверху У 0,029 -w
90, . 7 5Р1 5-Р/ </3
101 5 сверху Pi = p =
103 8 . кг/см кгсм
103 10 . кг/см кг)см^
114 116*-4164 пропущена фиг. 1161
153 3 сверху М* Af4
195 1 снизу bh* b-hj
196 2 сверху b-h2 b2-h2
202 23 „ ht и n nt a n t
202 15 снизу у машин-компауиД с тремя цилиндрами у машин тройного расширений
237 3 . 1 • Р 12 1-Р 12
- 237 1 „ 1 е
259 7 сверху кгм/см2 кгм/сек2
296 ’ фиг. 1522 конусом - корпусом
301 5 сверху р" р
331 12 . 1 + 2 cos'4 т + 2 cos'4 т 1 f- 2 cos'4 у + 2 cos'4 27
333 фиг. 1607 винтом 1 с впитом
Чертеж 1.
Водопроводная установка производительностью 10 ж® в минуту при 50 об>шн. Высота всасывания 4; высота давления 52 ж; диаметр цилиндра высокого давления 450 лгж, цилиндра нивкого давления 800влм<; диаметр поршня насоса 285 мм* ход поршня 800 мм.