Конструирование и силовые схемы

Основные эксплуатационные показатели станков и, в первую очередь, производительность существенно зависят от силовых параметров, к которым относятся мощность, допустимые силы резания, максимальный момент и др. Сравнение этих параметров одновременно с анализом конструктивных особенностей позволяет объективно оценивать станки одинакового технологического назначения, но разной конструкции. Обеспечение рациональной силовой схемы машины и механизма, способы передачи сил являются наиболее часто повторяющимися проблемами в машиностроении.

Силы, действующие в конструкциях. Все силы, действующие в конструкции, можно классифицировать следующим образом.

  1. Природные силы, не связанные с самой конструкцией:

      2. Силы упругости (рис. 2.48):

      3. Силы трения:

Новая страница

Новая страница

При взаимодействии элементов конструкции может иметь место геометрическое и упругое скольжение. Геометрическое скольжение возникает при относительном перемещении тел (трение скольжения). Упругое скольжение имеет место в результате взаимодействия тел, имеющих различную упругую деформацию в месте соприкосновения в направлении передачи движения (сил трения), что характерно для подшипников качения, зубчатых и ременных передач. Упругое скольжение во многом определяет нагрузочную способность и КПД.

      4. Силы, сочетающие различные эффекты:

      5. Силы, обусловленные особенностью конструкции (силы взаимодействия между звеньями механизма):

На рис. 2.50 показано возникновение дополнительной силы Fдоп = δ1С на центральную осевую опору 1 стола тяжелого карусельного станка, вызванной тепловыми деформациями δ1 планшайбы 2 при ее вращении на гидростатических направляющих 3. Назначение осевой опоры 1 состоит в том, что она воспринимает большую часть нагрузки от веса заготовки, установленной близко к центру планшайбы. При вращении планшайбы возникают ее нагревание от трения в направляющих и тепловая деформация

Новая страница

 

Новая страница

Величина силы Fдоп зависит от жесткости Соп. При больших деформациях возможен случай, при котором величина масляного слоя h в направляющих становится недопустимо большой и направляющая теряет работоспособность (вся нагрузка от веса в этом случае воспринимается осевой опорой 1) . Для исключения этого явления осевую опору 1 часто опирают на подвижный гидроцилиндр, с помощью которого устанавливается доля общей нагрузки, воспринимаемой опорой 1 (таким образом снимается статическая неопределимость опор).

В винтовом приводе подачи винт установлен с погрешностью А (рис. 2.51), при этом ось винта 1 не параллельна направляющим 2. Вследствие этого возникает дополнительная радиальная сила Fдоп, действующая на винт и направляющие, максимальное значение которой (в крайнем правом положении стола 3) зависит от приведенной жесткости опоры 4 и жесткости винта Соп: Fдоп max ≈ ДΔ Соп.

Рассмотренные силы могут быть внешними и внутренними. К внешним силам относятся движущие силы привода, силы и моменты полезного сопротивления (сила резания и другие силы рабочих процессов), вес. Внутренние силы -  это силы упругости деформируемых звеньев (позиционные силы), силы взаимодействия между звеньями станка, которые не совершают работы, а превращаются в теплоту.

        6. Силы, связанные с циркуляцией энергетического потока в механизмах. В замкнутой кинематической цепи может иметь место явление, при котором силы, вызывающие деформации отдельных звеньев, превышают силы, вызывающие движение звеньев. При этом произведение силы, вызывающей деформацию на перемещение этого звена за цикл установившегося движения, может превышать значение энергетического потока, подводимого к механизму. На рис. 2.52 пары колес 1 и 2, 4 и 5 собраны так, что валы 3 и 6 предварительно закручены; рабочий момент М1 уменьшает деформацию вала 6 и увеличивает деформацию вала 3 (при М > 0). При этом момент, закручивающий вал 6 между колесами 1 и 5, может во много раз превышать вращающий момент М1, причем М6ω6 Произведения М6ω6 и М3ω3 называют замкнутой мощностью. В планетарных передачах с большим передаточным отношением элементы закручиваются при вращении, причем это явление может возникать и без создания искусственной замкнутой кинематической цепи.

Новая страница

Новая страница

Основные факторы, влияющие на выбор рациональной силовой схемы. Умножители силы используют для получения сил нужного значения. В них выходная энергия равна входной за вычетом потерь на трение. Наиболее распространенными умножителями являются клин, рычаг, блок скольжения и блок качения. В двухступенчатом умножителе силы используются рычаг и клин (рис. 2.53), а отношение сил

Новая страница

 

Новая страница

Новая страница

Часто в зажимных механизмах для увеличения силы используют свойство упругих тел: при деформировании в одном направлении деформироваться также в другом. Так, в направлении действия силы F1 балка имеет жесткость С1 (рис. 2.54, а), а в направлении действия силы F2 - жесткость С2. При некоторых допущениях зависимость между входной Ft и выходной F2 силами прямо пропорциональная и определяется коэффициентом умножения η = F2/F1. Примером умножителя силы, работающего на этом принципе, является пружинная зажимная втулка (деформации S1 и S2), широко используемая в конструкциях (рис. 2.54, б). Коэффициент увеличения силы

Новая страница

Новая страница

Главным направлением использования такого умножителя силы является создание распорных сил (рис. 2.55). Распорное действие сил в механизме используют для преобразования малой по значению внешней силы F1 в большие силы давления F2 и F3. Условием для этого является выбор больших углов давления 90° - α ≤ ρ (где ρ - угол трения). При действии на ползун 1 силы F1 два других ползуна прижимаются к стойке 2 и остаются неподвижными (начальное прижатие ползунов осуществляется пружиной).

Новая страница

Силовые параметры и размеры машин необходимо рассматривать применительно к конкретной машине. При переходе от станка одного размера к станку другого размера силовые характеристики (напряжение в деталях, передаваемые мощность и момент, жесткость, моменты инерции сечений деталей и др.) изменяются по-разному. В качестве базы для сравнения удобно принимать основной размер станка l (например, максимальный диаметр обработки у токарных станков, ширину стола у фрезерных), пропорционально которому изменяются линейные размеры деталей (безусловно, здесь можно рассматривать только соответствие основного размера станка и габариты деталей в среднем).

Напряжения в деталях. Для ряда подобных деталей, рассчитываемых на прочность при одинаковом напряжении, допускаемая нагрузка Fσ пропорциональна квадрату размеров поперечных сечений (или линейного размера), т.е. Fσ≈ l2.

Например, при увеличении сечения детали (стержня, балки) допустимая нагрузка на растяжение пропорциональна его площади. При работе на изгиб деталей станка следующего размера момент инерции J деталей изменяется пропорционально l4, и действующий момент М и координата zmax наиболее нагруженных волокон деталей увеличиваются пропорционально основному размеру, т.е. напряжение σ ~ Mzmax / J ~ Fσ /12.

Жесткость деталей. При переходе от одного размера станка к другому допустимая погрешность обработки изменяется примерно пропорционально основному размеру в степени 0,5, поэтому допустимые деформации изменяются аналогично, т.е. δ ~ √l.

Жесткость станков в меньшей степени зависит от основного размера:

Новая страница

Таким образом, максимальная сила резания, определяемая из условий допустимых деформаций, растет, как правило, медленнее или пропорционально основному размеру станка. Максимальный вес устанавливаемой заготовки зависит от основного размера в квадрате: FG ~ 12.

Сравнение Fδ, и Fσ показывает, что с увеличением размеров станков их прочностные характеристики улучшаются, поскольку нагрузки, лимитируемые допустимыми деформациями, изменяются примерно пропорционально основному размеру, а нагрузки, ограниченные прочностью деталей, - пропорционально квадрату основного размера.

Момент и мощность выражаются следующим образом:

Новая страница

Новая страница

т.е. передаваемая мощность изменяется примерно линейно основному размеру (при v = const), а момент - пропорционально основному размеру в квадрате. Если учесть, что при увеличении размеров станка скорость резания v несколько снижается, получим, что мощность растет медленнее, чем основной размер станка. Масса станка на 80...85 % определяется базовыми тонкостенными деталями, поэтому она увеличивается примерно пропорционально квадрату линейных размеров.

Хотя приведенные соотношения лишь укрупненно характеризуют физическую картину изменения силовых параметров станков, при переходе от меньшего размера станка к большему выявленные закономерности в целом правильно отражают тенденции этих изменений.

Уменьшение влияния внешних сил и веса деталей. Работа станка во многом зависит от способа восприятия главных действующих в конструкции нагрузок. Рациональные силовые схемы характеризуются работой элементов главным образом на растяжение или сжатие, замыканием сил на коротком участке, а также меньшим влиянием сил на деформации благодаря удачному расположению поверхностей, правильному выбору их конфигурации в направлении различных осей и др. Элементы конструкций станков воспринимают силы резания, инерции, трения узлов и деталей. Силы резания определяются принятой схемой формообразования, и здесь возможности разработчика в создании рациональных конструкций достаточно велики.

На рис. 2.56, а показаны схемы обработки шатунной шейки коленчатого вала фрезами с внутренними (схема I) и наружными (схема II) зубьями. В первом случае обеспечивается большая стабильность силы резания, так как в работе участвует одновременно большее число зубьев. Еще более широкие возможности появляются при использовании новых методов формообразования, например, обработки цилиндрических заготовок абразивно-водной струей (рис. 2.56, б). Вода под большим давлением (около 400 МПа) поступает в сопло 1 (схема I), смешивается с абразивом и выходит из насадка в виде абразивно-водной струи 2, обладающей режущими свойствами. Обработка цилиндрической заготовки (схема II) с диаметра d1 = 25 мм до d2 = 6 мм может осуществляться за один проход при следующих условиях: требуемая мощность насоса 12 кВт; расход абразива 0,27 кг/мин; производительность насоса около 7 л/мин, частота вращения шпинделя 3000 мин-1; продольная подача S = 10 мм/мин. При этом в зоне обработки развиваются значительно меньшие силы, чем, например, при точении.

Новая страница

Влияние веса перемещаемых узлов на деформацию деталей особенно сильно в тяжелых и точных станках, поскольку изменение относительного положения деталей в большей степени приводит к их деформированию и возникновению погрешностей обработки. Вес большинства пустотелых базовых деталей (станин, стоек) изменяется примерно пропорционально квадрату линейных размеров (при переходе, например, от станка одного размера к другому), т.е. G1 ~ l 2. Вес деталей типа суппортов, шпиндельных бабок, в которых сосредоточено большое количество механизмов, изменяется примерно пропорционально третьей степени размеров, т.е. G2 ~ l3. Учитывая, что деформация при изгибе под действием собственного веса G в виде сосредоточенной нагрузки δ ~ Gl3/(EJ), и подставляя значения веса G2 в последнюю формулу, можно сделать вывод о том, чти во многих случаях невозможно уменьшить деформации, обусловленные собственным весом путем простого увеличения сечения деталей. Действительно, в формуле числитель изменяется быстрее знаменателя, так как произведение Gl3 зависит от основного размера станка в шестой степени, а момент инерции J - лишь от основного размера в четвертой степени.

Ослабить отрицательное влияние веса тяжелых подвижных узлов можно способом их уравновешивания или «обезвешивания». При уравновешивании шпиндельной бабки 2 станка с помощью гидроцилиндра 3 значение уравновешивающей силы устанавливают клапаном 1 (рис. 2.57, а). Аналогичным способом уравновешивают ползуны и другие узлы тяжелых станков. Уравновешивание шпиндельной бабки 5 грузом 4 одновременно с компенсацией деформации ползуна 1 осуществляется в зависимости от его вылета (рис. 2.57, б). При этом изменяется натяжение в тросах 2 и 3 в результате их взаимодействия с копиром б, перемещаемым вместе с ползуном. Схема устройства, которое облегчает выставку тяжелых заготовок и снижает при этом деформации деталей станка, показана на рис. 2.57, в. Заготовку 1 устанавливают на гидростатические башмаки 2, которые вместе с тисками 4 закреплены на столе 5 станка. При подаче насосом 3 масла в карманы башмаков 2 заготовка поднимается на величину h, и ее легко перемещают в пределах хода (±50 мм), осуществляя выставку.

Новая страница

Эффективным способом снижения давлений в направляющих скольжения тяжелых станков, а также нагрузки на приводы подачи является гидравлическая разгрузка направляющих стоек, поперечин, столов и т.п. Уменьшить более чем на порядок силу трения можно, если использовать опоры качения и бесконтактные механизмы.

Уменьшение влияния внешних сил и замена внешних сил на внутренние (рис. 2.58). В схеме I при передаче момента фрикционной муфтой 1 нагружаются силой F осевые опоры 2 и 3. В схеме II этот недостаток исключен.

Исключение (уменьшение) консолей. Консоли оказывают особенно сильное влияние на точность станка (технологическую надежность), причем это нужно учитывать на всех стадиях его создания: от выбора схемы формообразования до конструирования отдельных деталей.

Новая страница

Cxeмы формообразования. Если заготовка 1 круглого сечения имеет низкую жесткость, обрабатывается на круглошлифовальном станке, то она сильно деформируется, и для получения требуемой точности необходимо длительное выхаживание (рис. 2.59, а, I). В подобных условиях целесообразно использовать бесцентрово-шлифовальный станок (схема II). При этом деформация исключается, так как заготовка 1 расположена между шлифовальным 3 и ведущим 4 кругами и дополнительно поддерживается опорным ножом 2. Кроме того, не нужно закреплять заготовку и не требуется привод осевой подачи (поскольку заготовке сообщается перемещение вследствие наклона оси ведущего круга на некоторый угол), что также способствует уменьшению деформации обрабатываемой детали.

На рис. 2.59, б показаны схемы обработки на многоцелевом (или горизонтально-расточном) станке отверстий в корпусной детали 1. В схеме I отверстие d2 обрабатывают после отверстия d1 при установке оправки большей длины (или при соответствующем вылете шпинделя), что отрицательно влияет на жесткость технологической системы станка. При увеличении консоли возрастает отклонение от круглости и соосности обоих отверстий. Этот недостаток устранен в схеме II; здесь оба отверстия обрабатываются при примерно одинаковом вылете, но для этого требуется точный поворот детали на 180° (станок должен быть оснащен поворотным столом).

Компоновка станков. На рис. 2.59, в показаны консольная (схема I) и портальная (схема II) компоновки токарно-карусельных станков, предназначенных для обработки деталей, имеющих одинаковый максимальный диаметр. При максимальном диаметре заготовки суппорт 2 может приблизиться к оси врашемия планшайбы 3, только если длина l консоли 1 (схема I) примерно в 2 раза меньше длины 2l поперечины 1 (схема II). В этом случае деформация консоли δК ~ l3/3 в 2 раза больше деформации поперечины: δп ~ (2l)3 / 48. При учете контактных деформаций направляющих консоли деформации отличаются еще больше. Кроме того, при портальной компоновке (схема II) стойки работают на изгиб, а силы замыкаются на жестком портале в отличие от консольной компоновки (схема I), где стойка работает на изгиб и кручение. Если по этим схемам выполнить фрезерные станки (штриховые линии), то для обработки деталей без их переустановки длина l консоли одностоечного станка должна быть равна длине поперечины двухстоечного, и деформации в этом случае будут различаться уже в 16 раз.

На рис. 2.59, г показаны схемы вертикально-фрезерного станка (схема 1) с подвижным столом 1 и горизонтально-фрезерного станка (схема II) с дополнительной универсально-фрезерной головкой 2, установленной на консоли 1. Такие станки отличаются широкой универсальностью и удобством обслуживания, однако из-за больших консолей конструкция станков нежесткая и режимы резания ограничены. Существенно увеличить жесткость можно, перейдя от консольных компоновок к портальным.

Новая страница

Отдельные узлы и механизмы. В двухступенчатой коробке скоростей, показанной на рис. 2.60, а, при использовании «обратной» консоли шкива 1 уменьшен момент, действующий на вал 2 по сравнению с моментом, воспринимаемым валом 3 при консольном шкиве 4. Полное исключение консоли достигается установкой шкива в подшипниках на неподвижном фланце, благодаря чему на вал передается только крутящий момент.

На рис. 2.60, б приведены зависимости изменения жесткости шпинделя Сш от изменения конструктивных параметров: вылета а шпинделя (кривая 7), его диаметра d (кривая 2) и межопорного расстояния b (кривая 3); здесь а0 и do - базовые значения; bопт - оптимальное значение. Очевидно, что наибольшее влияние на жесткость оказывают диаметр шпинделя (в четвертой степени) и его вылет (в третьей степени). Вследствие того что межопорное расстояние влияет на деформации шпинделя и подшипников противоположно (при увеличении b деформация шпинделя возрастает, а деформация подшипников уменьшается), зависимость жесткости от межопорного расстояния имеет пологий характер и значение b часто можно выбирать из конструктивных соображений.

Новая страница

Кроме параметров шпинделя большое влияние на общую жесткость шпиндельного узла оказывает жесткость передней опоры. В схеме I на рис. 2.60, в нагрузка действует консольно на бурт 1 через упорный подшипник; устранение консоли (схема II) улучшает работу подшипника. Уменьшение длины консоли (L2 < L1), на которой смонтировано коническое зубчатое колесо (рис. 2.60, г), способствует снижению нагрузок, действующих на вал и опоры соответственно.

Для деталей станка, работающих на изгиб (консоли, хоботы, балки), не безразлично распределение сечения составных деталей (рис. 2.60, д). Если по конструктивным (или чаще) по технологическим соображениям деталь состоит из двух частей, то большей жесткостью (более чем в 1,7 раза) обладает схема II, так как момент инерции раcтет пропорционально высоте сечения Н в третьей степени.

Совершенствование конструктивной схемы путем использования многопоточных передач. У двухступенчатой планетарной коробки переключение скоростей производится при перемещении вилки 1 (рис. 2.61, а). В показанной позиции (понижающая ступень) вращение от двигателя 2 через колесо 3 передается на три сателлита 4, которые, обкатываясь относительно неподвижного колеса 7 с внутренним зубом, вращают водило 6 и далее шкив 5. Для включения второй ступени (с передаточным отношением 1:1) вилка 1 перемещается влево и соединяет зубчатое колесо 8 с валом двигателя и далее с водилом 6. В этом случае коробка скоростей работает как муфта. Рациональность конструкции с позиции передачи нагрузки заключается в следующем:

  1. на первой (понижающей) ступени благодаря трем сателлитам общий силовой поток разделяется на три части, что способствует более равномерному распределению нагрузки на валы, опоры и передачи;
  2. при работе на второй ступени отсутствует обкатывание, а следовательно, изнашивание передач.

В круглофрезерном станке привод вращения коленчатого вала 1 (рис. 2.61, О) осуществляется с двух сторон, что компенсирует относительно низкую жесткость самого изделия. При обработке зубчатых колес с внутренним зубом по методу непрерывного деления одновитковой фрезой 1 (рис. 2.61, в) в целях сокращения габарита головки, увеличения передаваемой мощности для вращения фрезы используются две параллельно работающие кинематические цепи. Равномерное распределение нагрузки по ним осуществляется благодаря самоустановке в осевом направлении вала 4 с зубчатыми колесами 3 и 5, имеющими разное направление наклона зуба. При нарушении равномерного распределения нагрузки вал 4 перемещается в игольчатых подшипниках 2 и 6 под влиянием разности сил, действующих в зацеплении колес 3 и 5. Конструктивное исполнение такой фрезерной головки с подвижным валом 4 приведено на рис. 2.62.

Новая страница

Рациональное нагружение деталей. Общим принципом рациональной силовой схемы является метод передачи сил:

  1. прямым способом;
  2. на коротком участке;
  3. при равномерном распределении напряжений по сечению.

Передача сил прямым способом. Примером такой передачи является обточка на токарном станке цилиндрической заготовки с подвижным люнетом, установленным с противоположной стороны от резца. Радиальная составляющая сил резания в этом случае замыкается на люнете. При консольной обработке этой же заготовки и обработке в центрах деформируется заготовка и сила передается на переднюю и заднюю бабки.

Новая страница

Методы обеспечения прямой передачи сил приведены ниже.

  1. Уменьшение изгибающею момента. Это достигается, например, заменой напряжений изгиба напряжениями растяжения-сжатия. Следует избегать конструкций, работающих на изгиб и кручение, гак как в сечении в этом случае нагружены преимущественно периферийные волокна, а по мере приближения к нейтральной оси напряжения уменьшаются вплоть до нуля. Наиболее выгодна работа на растяжение-сжатие, когда все сечение нагружено одинаково. Поэтому в конструкциях типа ферм, стержневых систем следует замен ять изгиб растяжением-сжатием.

На рис. 2.63 показаны примеры неудачных (схема I) и улучшенных (схемы  II, III) конструкций. На рис. 2.63, а, I кронштейн подвергается изгибу под действием силы F; в схеме II положение несколько улучшено, горизонтальная полка 1 мало способствует увеличению жесткости. Оптимальная ферменная конструкция (схема III) обеспечивает работу стенок 1 и 2 на растяжение-сжатие при α = 90...120°.

Новая страница

Тонкостенная цилиндрическая конструкция на рис. 2.63, б, I при действии поперечной нагрузки F подвергается изгибу и работает в основном боковыми стенками (зачерчено), так как их жесткость в этом направлении существенно выше жесткости стенок, расположенных примерно перпендикулярно нагрузке. При конической форме (схема II) конструкция приближается к ферменной, в которой наряду с работой боковых стенок на изгиб верхние стенки работают на растяжение, а нижние - на сжатие, так как в этом случае нагрузку воспринимает вся поверхность, благодаря чему прочность и жесткость возрастают.

При закреплении корпусных деталей, например на фундаменте (рис. 2.63, в), полка 1 работает на изгиб. Этого можно избежать, расположив крепежные элементы в карманах 2 в плоскости несущей стенки 3 (схема II). Жесткость косозубого колеса (рис. 2.63, г), а также конических колес повышается при соответствующей конструкции несущего обода. Изгиб полки 1 на рис. 2.63, д, II исключается в результате введения дополнительной опоры 2.

Изгиб может возникать в конструкциях, работающих на растяжение—сжатие в результате асимметрии сечений, внецентренного приложения нагрузки и т.п.

Брус прямоугольного сечения (рис. 2.64, а), работающий на разрыв в зависимости от расположения выемки 1 размером а, может подвергаться также действию изгибающего момента (схема I). Предусмотрев симметричную выборку 2 с противоположной стороны (схема II), можно увеличить прочность бруса благодаря устранению изгиба, несмотря на уменьшение сечения.

Новая страница

В деталях, подвергающихся чистому изгибу, целесообразно вводить некоторую асимметрию сечений с целью уменьшить напряжения растяжения σр за счет увеличения напряжений сжатия σc (рис. 2.64, б-г). Нейтральное сечение, определяемое координатой у (рис. 2.64, б и г), при этом смещается к периферии области напряжений растяжения.

      2. Устранение изгибающего момента посредством объединения с другими силами, т.е. замена одной подсистемы другой, в которой устранен момент. На рис. 2,65 показано такое преобразование из схемы консольного крана I в схему II, при этом Gl = G1l1.

      3. Обеспечение конструктивной схемой работы сил на прижим к базовому элементу. Это особенно важно для подвижных направляющих при силе резания, существенно превышающей вес узла, и для нежестких конструкций. В портальных станках (рис. 2.66, а) сила резания Fp при преобладающих видах обработки должна быть направлена таким образом, чтобы она воспринималась основной направляющей 1, а не замыкающей планкой 2 (реакция R1 > R2). На рис. 2.66, б показана схема расположения базовых поверхностей 1 и 2 подвижной опоры 3 суппорта зубофрезерных станков. Здесь сила Fp резания направлена на прижим к базе как при вс тречном, так и при попутном (штриховая стрелка) фрезеровании. Аналогичные условия должны выполняться и для других станков.

Новая страница

Новая страница

Передача сип на коротком участке. Основные признаки этого принципа определяются количеством деталей (или стыков), через которые передается сила, геометрией деталей (размерами деталей, воспринимающих силу). Примерами реализации могут служить схема 17,6 (см. табл. 2.18), где радиальная сила от подшипника передается на корпус через стакан (схема I) или непосредственно (схема II), что является более предпочтительным. В схеме 3, б при обработке заготовки на токарно-карусельном станке силы резания замыкаются на коротком участке (при обработке суппортом 7, установленном непосредственно на портале) или на длинном участке, когда сила от суппорта 2 передается на портал через поперечину.

Равномерная передача сил характеризуется следующим:

Рациональное распределение напряжений по сечению. В схеме II нагружения трубы (см. рис. 2.63, б) обеспечивается (как было описано выше) более равномерное распределение напряжения по сечению, в отличие от схемы I. При работе на изгиб чем тоньше стенка сечения, тем равномернее распределение напряжения по толщине стенки (ограничена потерей устойчивости). Круглая труба с толщиной стенки δ = 0,2d (d - диаметр трубы) по сравнению со сплошной трубой dСПЛ в 2 раза легче при одинаковых напряжениях. Работа на кручение разомкнутого профиля в сотни раз хуже, чем замкнутого. На кручение лучше всего работают осесимметричные замкнутые профили.

На рис. 2.67 показаны схемы соединения вала и ступицы, в которых величины относительных деформаций в посадке различны: в схеме б из-за снижения крутильной жесткости ступицы относительная деформация φr в соединении (разность между деформацией вала 2 и ступицы 7) может быть существенно уменьшена (схема б).

Для более равномерного нагружения часто используются противоположные методы:

  1. повышение жесткости (уменьшение нежелательных деформаций, вызывающих концентрацию нагрузки);
  2. повышение упругости, компенсирующей неравномерность нагрузок. Постоянство сечения гайки передачи (рис. 2.68, слева от оси) обусловливает большую неравномерность напряжений σ по высоте гайки. Это связано с различным направлением деформаций винта и гайки (винт растягивается, гайка сжимается). Неравномерное сечение гайки дает лучшие результаты (справа от оси);
  3. замена напряжений растяжения напряжениями сжатия. При соединении тяги, работающей при знакопеременных нагрузках (растяжение-сжатие), клин 1 создает при сборке напряжение растяжения σр (рис. 2.69, а) или сжатия σсж (рис. 2.69, б). Таким образом, с позиции прочности предпочтительнее оказывается последняя схема;

Новая страницаНовая страница

         4. обеспечение напряжений определенного направления. Это особенно важно при использовании материалов с анизотропными свойствами и при возможности потери устойчивости (например, длинных стержней). Детали из чугуна, бетона желательно проектировать так, чтобы они работали на сжатие, а детали, армированные волокнами, - на растяжение;

Новая страница

      5. снижение концентрации напряжений введением дополнительных деталей. Так, максимальное напряжение а на рис. 2.70, а по меньшей мере в 2 раза больше, чем на рис. 2.70, б;

      6. упругое упрочнение конструкции, которое предусматривает повышение прочности за счет предварительного задания деформаций противоположного направления основной нагрузке. Его часто используют в материалах, имеющих малое временное сопротивление на растяжение σв.

Армирование бетонной балки снизу стальными прутками повышает значение σВ (рис. 2.71, а). Стяжка стержнями 2 чугунной балки 1 обеспечивает ей деформацию противоположного основной нагрузке F направления (рис. 2.71, б).

Новая страница Новая страница Новая страница

Такой же прием применяют при весьма больших нагрузках в конструкциях. На рис. 2.72 корпус пресса армирован тонкой лентой 1 (или проволокой), которая значительно прочнее материалов основного корпуса 2, При этом создаются напряжения сжатия (по определенному закону от слоя к слою), которые вычитаются из напряжений растяжения корпуса от рабочей нагрузки F. Таким же образом изготовляются сосуды высокого давления. Аналогичный эффект достигается при использовании предварительно напряженных труб (рис. 2.72, б).

Пластическое упрочнение предусматривает повышение прочности пластическим деформированием участков материала, наиболее нагруженных в рабочем состоянии (обжатие, неравномерный нагрев и др.). При заневоливании пружин (выдерживании в сжатом состоянии 36...48 ч) витки закручиваются и рабочая нагрузка вычитается из предварительно полученного напряжения.

Уменьшение концентрации напряжений. Сложность формы и переменность сечений машиностроительных конструкций приводят к тому, что в зонах перехода от одного участка сечения к другому возникает концентрация напряжений. Так, на рис. 2.73, а, I при больших деформациях вала 1 напряжения с распределяются по длине роликов 2 неравномерно. В подобных условиях предпочтительнее использовать опоры по схеме II, в которых кромочные нагрузки устранены, и нагрузка распределяется каждым подшипником отдельно (реакции R1 и R2).

В направляющих качения 1 (рис. 2.73, б) распределение контактных напряжений σ ролика зависит от соотношения ширины В ролика 1 и каленой планки 2 направляющей. При их равенстве распределение напряжений более равномерное. В прессовом соединении на рис. 2.73, в обеспечено более равномерное распределение давления по длине посадки (нижняя часть рисунка) за счет рационального расположения утолщения 1.

Уменьшение возможностей возникновения внутренних напряжений. Это весьма актуально, например, при термообработке деталей, для которых желательно симметричное расположение отверстий, равномерное распределение масс и т.п. При необходимости изготовления в тонких деталях поверхностей, вызывающих неизбежную концентрацию напряжений, необходимо симметричное расположение этих поверхностей. Например, предусмотрение в тонкой оправке второго (нерабочего) шпоночного паза, диаметрально противоположного рабочему.

Новая страница

Снижение влияния погрешностей изготовления. Часто погрешность изготовления существенно сказывается на характере распределения нагрузки. При посадке зубчатых колес, рассчитанных на одинаковый момент (рис. 2.74, а), при погрешностях относительного положения шпоночных пазов (схема  I) в начальный период работает одна шпонка, что приводит к перегрузкам и к образованию зазора в сопряжении. На рис. 2.74, 6 приведены схемы упоров, в которых погрешность установки упора 1 (штриховая линия схемы I) может значительно повлиять на давление в зоне контакта с винтом 2. В схеме II отклонение от перпендикулярности торца оси 1 упора мало влияет на давление, поскольку одна из поверхностей выполнена сферической.

Новая страница

Уменьшение силового воздействия на элементы станка. Это относится:

Смотрите также