Компактность конструкций

Компактность конструкций

Одним из признаков рациональной конструкции является компактность. Целесообразное использование объема уменьшает размеры, массу и металлоемкость. Уменьшения осевых размеров можно иногда достичь разноской конструкции в радиальном направлении. В узле торцового уплотнения (рис. 305, 1), втулка m которого прижимается пружиной к уплотняющему диску n, расположение пружины снаружи втулки (конструкция 2) делает узел более компактным без нарушения параметров, определяющих его работоспособность.

В шлицевых, конусных и других соединениях, несущая способность которых пропорциональна квадрату диаметра, при одинаковой нагружаемости длина соединения подчиняется соотношению l1\l2 = (D2/D1)2; значительного сокращения осевых размеров можно достичь сравнительно малым увеличением диаметра (конструкции 3, 4 и 5, 6).

Уменьшение габаритных размеров

Для размещения конструктивных элементов следует использовать свободные полости. В компенсирующей шлицевой муфте 7 с заданной длиной L промежуточной втулки можно сократить габариты путем частичного (конструкция 8) или полного (конструкция 9) ввода ступиц приводных дисков в полость втулки. При размерах, показанных на рисунке, длина соединений сокращается в отношении L1:L2:L3 = 1:0,8:0,6.

В узле установки зубчатого колеса 10 сокращение длины достигнуто расположением ступицы подшипника под венцом колеса (конструкция 11). Конструкцию шарикового подпятника 12 можно сделать компактной, спрятав узел подпятника в полости вала (конструкция 13).

Размеры шарнирного соединения трубопроводов 14 сокращены путем замены одной из наружных сферических поверхностей внутренней сферической поверхностью (конструкция 15).

В узле 16 концевой установки вала, нагруженного радиальной и осевой силой переменного направления, осевую нагрузку воспринимают два однорядных упорных подшипника. Конструкция громоздкая. Фиксация вала в продольном направлении неточная: упорные подшипники, расположенные на значительном расстоянии один от другого, должны быть установлены с осевым зазором, компенсирующим тепловые деформации системы; в установке неизбежен осевой зазор.

В конструкции 17 осевую нагрузку воспринимает двухрядный упорный подшипник, расположенный между радиальными опорами. При том же расстоянии l между опорами размеры узла сокращены примерно в 1,5 раза. Осевой зазор становится минимальным. При сохранении тех же размеров, что и в конструкции 16, можно увеличить разноску радиальных опор в 1,5 раза с выгодой для устойчивости вала.

В исходной конструкции 18 гайка законтрена подпружиненным стопором q с двумя шестигранниками, из которых больший скользит в шестигранном отверстии вала, а меньший входит в шестигранное отверстие гайки. Осевые размеры узла неоправданно велики. Для отвертывания гайки необходимо предварительно утопить стопор до вывода малого шестигранника из зацепления с гайкой; неопытный сборщик может попытаться отвертывать гайку без предварительного освобождения стопора. При отвертывании стопор, ничем не зафиксированный в осевом направлении, выпадает из отверстия вала.

В конструкции 19 осевые размеры уменьшены путем размещения пружины в шестиграннике стопора. Длина внутреннего шестигранника гайки сокращена, что исключает возможность отворачивания гайки без предварительного освобождения стопора.

В наиболее рациональной конструкции 20 стопор выполнен из шестигранного прутка. Шестигранные отверстия в валу и гайке обрабатываются одной протяжкой (в предыдущих конструкциях требуются две протяжки). Благодаря установке пружины снаружи стопора осевые размеры узла сокращены в 1,5 раза по сравнению с исходной конструкцией. Стопор зафиксирован в осевом направлении пружинным кольцом и не выпадает из отверстия после отвертывания гайки. Отвернуть гайку можно лишь после освобождения стопора.

На рис 306, а показан узел конической передачи с обычной консольной установкой зубчатого колеса. В конструкции (б) применена двухопорная установка. Один конец вала ведущего колеса установлен в стенке корпуса, другой — в отъемной крышке 1 с окном на участке зацепления зубьев. Габариты передачи существенно сокращены, устойчивость колес улучшена.

Уменьшение габаритных размеров конической передачи

При переносе зубчатого колеса на другую сторону ведомого вала (конструкция в) осевые размеры передачи сокращаются почти в 2 раза по сравнению с исходной конструкцией.

Редуктор с конической передачей обычной схемы (г) отличается большими размерами. Объем корпуса рационально использован в конструкции д, где подшипники большого конического колеса и один из подшипников малого колеса установлены в приливе внутри.

На рис. 307 приведены примеры сокращения осевых размеров зубчатой передачи. В исходной конструкции (а) конечное колесо 1 установлено консольно в диафрагме 2. Приводное колесо 3 оперто на двух подшипниках, один из которых установлен в крышке 4, а другой — в выточке тела конечного колеса, консольно по отношению к основным подшипникам. Вал промежуточных зубчатых колес оперт с одной стороны на диафрагму 2, с другой — на крышку 4.

Уменьшение габаритных размеров зубчатой передачи

Осевые габаритные размеры конструкции неоправданно велики. Опоры ведущего и промежуточных валов расположены в разных деталях. Опорные поверхности вала ведущего колеса невозможно обработать совместно, что обусловливает повышенные требования к соосности посадочных поверхностей вала конечного колеса. Сборка передачи крайне затруднительна. При соединении диафрагмы с крышкой концы валов ведущего и промежуточного колес, зафиксированные предварительно каждый в одной опоре, повисают; концы валов приходится «вслепую» вводить во вторые опоры.

В улучшенной конструкции (б) опоры валов расположены в фигурной диафрагме 5, установленной на крышке 7 и зафиксированной контрольными штифтами 6. Все посадочные поверхности можно обработать с одной установки при диафрагме, привернутой к крышке. Редуктор можно собрать и проверить, как отдельный узел. При сборке открыт доступ ко всем деталям. Осевые размеры сокращены в 1,6 раза по сравнению с исходной конструкцией. Это достигнуто (помимо введения отъемной диафрагмы) следующими мерами:

  • венец приводных шлицев конечного колеса (выполненный в предыдущей конструкции на отдельной насадной детали) изготовлен как одно целое с конечным колесом в виде продолжения зубьев;
  • конечное колесо смонтировано на игольчатом подшипнике, установленном на цилиндрическом выступе диафрагмы;
  • наружные шлицы входного вала заменены внутренними.

В конструкции (в) вся передача смонтирована на одной детали — диафрагме 8. Крышка 9 является не несущей и сопряжена с механизмом редуктора только уплотнением, охватывающим выходной конец приводного вала. Изготовление и сборка передачи здесь упрощаются еще больше.

Совмещение конструктивных функций. Размеры и массу конструкции в некоторых случаях можно уменьшить совмещением нескольких функций в одной детали.

При парной установке радиально-упорных подшипников, предназначенных для несения осевой нагрузки в двух направлениях (рис. 308, а), нагрузку в каждый момент воспринимает какой-либо один из них, а второй в это время бездействует. В однорядном подшипнике двустороннего действия (рис. 308, б) шарики заключены в обоймы с глубокими канавками; наружная обойма для удобства сборки сделана разъемной. Под нагрузкой шарики прижимаются к одной стороне канавки и отходят от противоположной стороны. При перемене направления нагрузки происходит обратное явление. Такие подшипники при одинаковой нагружаемости имеют вдвое меньшие осевые размеры, чем спаренные подшипники.

Совмещение конструктивных функций

Заключением наружных колец в общую обойму (рис. 308, в) можно сделать конструкцию агрегатной.

Аналогичен пример шариковой винтовой пары (конструкция, часто применяемая в силовых передачах). В конструкции (г) шарики установлены по спиралям в два ряда; осевую нагрузку воспринимает только половина общего числа шариков. При установке в каждой спирали по одному ряду шариков (рис. 308, д) осевую нагрузку при любом ее направлении несут все шарики, в результате чего нагружаемость передачи увеличивается вдвое.

В узле соединения шатунной шейки разъем-ного коленчатого вала соединение стянуто болтом (рис. 308, е). В более рациональной конструкции ж. для стяжки использован хво-стовик левой половины шейки.

В блоке зубчатых колес (рис, 308, з) на-садные зубчатые колеса J, 2 установлены на шлицах вала-шестерни. В конструкции и коле-са установлены на продолжении зуба вала-ше-стерни, вследствие чего повышается прочность вала, увеличивается диаметр правой шейки и упрощается обработка.

В узле привода клапанного механизма (рис. 308, к) коромысла 3, 4 установлены на отдельных осях, каждое в своем корпусе. Конструкция упрощается, если коромысла монтировать в одном корпусе на трехопорной или консольной оси (рис. 308, л и м).

В узле упругой установки обода зубчатого колеса на ступице (рис. 308, н) переменный крутящий момент передается зубчатому венцу через ряд пружин, установленных (во избежание перекоса) на цилиндрических шарнирных сухарях 5, опертых в гнездах выступов обода 6 и ступицы 7. Половина пружин используется для передачи крутящего момента, а вторая половина пружин — для амортизации нагрузки при циклических спадах крутящего момента.

В улучшенной конструкции (о) выступы обода и ступицы совмещены; выступы 8 ступицы введены в прорези выступов 9 обода. Благодаря этому все пружины амортизируют колебания крутящего момента. Узел может передавать вдвое больший крутящий момент или обеспечивать вдвое большую податливость при амортизации.

На рис. 308, п покатана установка зубчатых колес с промежуточной пружинной муфтой 10. В конструкции (р) амортизирующие пружины размещены в большом колесе привода. В результате уменьшены масса и осевые габариты, увеличена жесткость узла.

В узле планетарного привода кулачковой шайбы 11 (рис. 308, с) сателлиты установлены на отдельной, по существу лишней детали 12. В целесообразной конструкции m сателлиты смонтированы непосредственно на шайбе. Узел становится легче и компактнее; трудоемкость изготовления резко сокращается.

Равнопрочность. На рис. 309 приведены примеры придания деталям равнопрочности.

Придание деталям равнопрочности

При нагрузке двухопорного вала поперечной изгибающей силой (рис. 309, а) тело равного сопротивления изгибу с одинаковыми максимальными напряжениями во всех сечениях имеет профиль кубической параболы (тонкая линия). Конструкция неравнопрочна: парабола равного сопротивления дважды (на коническом участке вала и у основания цилиндрического шипа) выходит за пределы контура детали. Эти участки ослаблены по сравнению с остальными участками детали.

В целесообразной конструкции (б) парабола вписана в контур детали. В валу проделано отверстие, практически не влияющее на прочность, но значительно снижающее массу детали.

При сложном нагружении вал испытывает изгиб силой привода на зубьях, а на участке между зубьями и шлицевым венцом, передающим нагрузку привода, подвергается действию крутящего момента Мкр (рис. 309, в—г).

В конструкции (в) сечение вала выбрано по максимальному напряжению изгиба и кручения, имеющему место в плоскости А—А, без учета уменьшения изгибающего момента по направлению к опорам. Не учтено и то обстоятельство, что правый конец вала, испытывающий только напряжения изгиба, нагружен меньше, чем левый, подвергающийся изгибу и кручению.

В равнопрочной конструкции (г) валу придала коническая форма, соответствующая изменению изгибающего момента вдоль оси. Равнопрочность левой (сильно нагруженной) и правой (слабо нагруженной) сторон вала достигнута приданием внутренней полости ступенчатой формы.

Равнопрочности можно достичь также увеличением наружных размеров конического участка вала или уменьшением диаметра правого шарикового подшипника (рис. 309, д и е). Здесь внутренней полости вала придана ступенчатость, обратная ступенчатости в предыдущих конструкциях с соответственным увеличением диаметра левого опорного подшипника.

Конструкции (г—е) равноценны. Выбор схемы определяется технологическими и эксплуатационными соображениями.

В блоке зубчатых колес зубья неравнопрочны по изгибу и смятию. Окружная сила на зубчатом венце малого колеса при всех условиях, является ли передача мультиплицирующей или редуцирующей, меньше окружной силы на венце большого колеса в отношении их диаметров.

Для получения равнопрочности надо увеличить модуль зуба малого колеса или (способ технологически более целесообразный) придать зубьям ширину, примерно обратно пропорциональную диаметрам колес (рис. 309, ж). Практически, учитывая повышенную окружную скорость на зубьях большого колеса, последние делают несколько шире, чем следует из силовых соотношений. На рис. 309, з показан пример придания равнопрочности штампованной и литой стойкам.

В кронштейне, нагруженном растягивающей силой, средний стержень, несущий основную часть нагрузки, перегружен по сравнению с боковыми, слабо нагруженными стержнями (рис. 309, и). Увеличение сечения среднего стержня делает систему равнопрочной.

Равнопрочность узлов заключается в том, что все их детали должны иметь одинаковые напряжения (при одинаковых материалах) или равные запасы прочности (при различных по прочности материалах).

Соединение лопасти воздушного гребного винта (алюминиевый сплав) со стальной втулкой (рис. 310, а), работающее преимущественно на растяжение центробежной силой лопасти, неравнопрочно. Вследствие одинаковости профилей витков лопасти и втулки напряжения в них одинаковы, тогда как допускаемые напряжения у алюминиевого сплава примерно в 2 раза меньше, чем у стали. Лопасть затянута с упором в торец втулки, вследствие чего в опасном верхнем сечении лопасти при монтаже возникают напряжения растяжения, складывающиеся с рабочими напряжениями растяжения.

Придание узлам равнопрочности

Изгибающий момент поперечных аэродинамических сил, воспринимаемый в нижней части цилиндрической направляющей f, в верхней части передается на витки, что ухудшает условия их работы.

В конструкции (б) высота витков лопасти (в осевом направлении) увеличена вдвое, благодаря чему напряжения сдвига в витках лопасти снижаются в 2 раза, а напряжения изгиба в 4 раза. Сечения втулки увеличиваются книзу по мере нарастания сил, передаваемых втулке витками, что способствует равномерному распределению нагрузки по виткам. С этой же целью в лопасти сделана разгружающая коническая выборка. Лопасть затягивается до упора конического хвостовика в днище втулки, что освобождает опасное сечение лопасти от монтажных напряжений растяжения. Витки разгружены от действия поперечных сил, которые воспринимаются конической поверхностью хвостовика и цилиндрическим поясом в верхней части лопасти. В конструкции (в) лопасть завернута на конической резьбе. Поперечные силы воспринимаются коническими поверхностями витков, что обеспечивает высокую поперечную устойчивость и позволяет увеличить в тех же габаритах число витков.

На рис. 310, (г—з) показаны варианты зубчато-пазового крепления наборных лопаток в турбинном роторе. В конструкции (г) центробежная сила лопатки воспринимается одним уступом на хвостовике лопатки, вследствие чего несущие поверхности испытывают высокие напряжения смятия. В конструкции (д) с зубьями прямоугольного профиля напряжения смятия уменьшены пропорционально числу несущих поверхностей (в 5 раз). Однако напряжения изгиба у основания зуба, пропорциональные квадрату высоты 0,5s основания, резко возрастают (в 5 раз по сравнению с конструкцией г), несмотря на уменьшение силы, приходящейся на каждый зуб. Напряжения среза повышенные, так как сумма высот зубьев равна половине общей длины l хвостовика. Конструкция неравнопрочна на растяжение: сечение m хвостовика, воспринимающее полную центробежную силу лопатки, перегружено по сравнению с нижерасположенными сечениями, на которые действуют силы, прогрессивно убывающие к концу хвостовика. В щеках ротора картина обратная: сечения щек, ближайшие к концу хвостовика, перегружены по сравнению с вышележащими сечениями.

Придание зубьям треугольного профиля с углом при вершине α = 60° (рис. 310, е, I), позволяет использовать для восприятия нагрузки практически всю высоту хвостовика. Напряжения сдвига снижаются в 2 раза, а изгиба в 4 раза по сравнению с напряжениями в конструкции д.

Зубья с профильным углом α > 80—90° (рис. 310, е, II) практически полностью разгружены от изгиба, так как силы, действующие на несущие площадки, передаются непосредственно в тело хвостовика, создавая в нем поперечные напряжения сжатия. Однако увеличение профильного угла вызывает увеличение шага зубьев (s = 2h tg α/2) с соответствующим уменьшением числа несущих площадок и увеличением напряжений смятия на них. При α = 90° напряжения смятия возрастают по сравнению со случаем α = 60° в отношении tg 45°/tg 30° = 1,75 раза, и в том же отношении возрастают силы, стремящиеся раскрыть щеки обода ротора.

Трапецеидальные зубья с несущими площадками, перпендикулярными к направлению центробежной силы (рис. 310, ж, III) и углом α ≈ 50° (условие равенства шагов), равноценны по напряжениям изгиба, среза и смятия треугольным зубьям с α = 60°. Безызгибные зубья с α = 90° (рис. 310, ж, IV) и β = 30—40° (условие приблизительного равенства шагов) равноценны треугольным зубьям с α = 90°. Уменьшение β ниже 30° резко увеличивает шаг [s = h(tg β + 1/tg β)], что сопровождается повышением напряжений смятия; увеличение β выше 45° резко увеличивает силы, стремящиеся раскрыть щеки обода.

Придавая хвостовику клиновидную форму (рис. 310, з), соответствующую прогрессивному уменьшению сил, действующих на хвостовик, можно обеспечить приблизительно одинаковое использование материала хвостовика и щек обода по высоте и увеличить опасные сечения хвостовика и щек примерно в 1,4 раза с соответствующим уменьшением напряжений растяжения.

Ниже приведены напряжения растяжения в хвостовике, изгиба, сдвига и смятия в зубьях в различных вариантах крепления при одинаковых h и l (напряжения по варианту д приняты равными 1).

Напряжения растяжения в хвостовике, изгиба, сдвига и смятия в зубьях

Равнонагруженность опор. При проектировании узлов с подшипниками качения целесообразно обеспечивать равную долговечность подшипников.

В зубчатой передаче (рис. 311, а) нагрузка P1 на малое колесо от сил привода больше нагрузки Р2 на большее колесо в отношении D2/D1 ≈ 3. При указанном на рис. 311 расположении опор левый подшипник нагружен силой N1, в 2 раза превышающей силу N2, действующую на правый подшипник. Опоры можно сделать равнодолговечными, установив на правом конце вала малый подшипник (рис. 311, б) с нагружаемостью, в 2 раза меньшей, чем у левого подшипника. Если в интересах унификации желательно сохранить одинаковые подшипники, то следует изменить расположение опор относительно действующих сил (рис 311, в) так, чтобы уравнять нагрузку на оба подшипника.

Придание опорам равной долговечности

В узле консольной установки крыльчатки центробежного компрессора на вал действует радиальная сила Р1 от неуравновешенности крыльчатки и осевая сила Р2 давления рабочей жидкости на крыльчатку (рис. 310, г). Передний, ближайший к крыльчатке подшипник нагружен большой радиальной силой N1 и осевой силой Р2, задний подшипник — незначительной радиальной силой N2. В конструкции д осевую силу воспринимает задний подшипник, вследствие чего нагрузка на подшипники становится более равномерной. В конструкции (е) вал установлен на разных подшипниках с нагружаемостью, соответствующей действующим на них силам.