Компенсаторы

Торсион

В агрегатированных системах с механическим приводом большое значение имеет конструкция соединений, передающих момент. Соединение должно компенсировать осевое и радиальное смещения, угловые перекосы α соединяемых агрегатов (рис. 295, 1— 3).

В качестве компенсаторов чаще всего применяют шлицевые муфты с эвольвентным зубом (4—6), которые обладают следующими преимуществами:

  • благодаря утолщающейся к основанию форме (особенно при положительной коррекции) зуб обладает повышенной прочностью, концентрация напряжений у основания зуба невелика;
  • эвольвентные зубья, наружные и внутренние (при достаточно большом диаметре зубчатого венца), можно обработать с большой точностью на стандартном зуборезном оборудовании.

Наружным эвольвентным зубьям можно придать высокую поверхностную твердость термической или химико-термической обработкой.

Компенсаторы

Условия работы зубьев в компенсирующих соединениях гораздо тяжелее, чем в центрированных шлицевых соединениях. Для повышения компенсирующей способности соединения выполняют с увеличенным окружным зазором s = (0,05—0,07)m, где m — модуль зуба. Силы при перекосах сосредоточиваются на крайних кромках зубьев, находящихся в плоскости, перпендикулярной к направлению перекоса. Линейный контакт по длине зуба становится точечным, отчего резко возрастают местные напряжения смятия. Так как за 1 оборот каждый зуб дважды пересекает нагруженную область, то нагрузка на зубья является циклической, независимо от характера передаваемого момента.

Работоспособность соединения можно значительно повысить путем увеличения поверхностной твердости зубьев. Для предотвращения наклепа и отвода тепла, выделяющегося при ударах и смятии зубьев, в соединение подводят обильную смазку. Наиболее эффективный способ повышения работоспособности соединения — это увеличение диаметра зубчатого венца, что даст возможность обрабатывать внутренний зуб зубострогальными долбяками вместо дорогостоящих протяжек.

Величина перекоса, допускаемого соединением, лимитируется, в первую очередь, соприкосновением кромок зубьев, расположенных в плоскости, перпендикулярной к направлению перекоса (рис. 296, а). Зубья, находящиеся в плоскости перекоса, имеют гораздо большую свободу перемещения, так как зазор в радиальном направлении при стандартном угле зацепления 20° примерно в 3 раза больше окружного зазора.

Увеличение компенсирующей способности

Максимальный возможный угол перекоса α можно определить из соотношения tg α ≈ t/l, где t — окружной зазор в зубьях; l — длина зуба. Максимальное смещение крайних точек компенсатора

Максимальное смещение крайних точек компенсатора

где L — длина компенсатора.

Для увеличения компенсирующей способности выгодно уменьшать длину зуба, что без его ослабления проще всего достичь увеличением диаметра зубчатого венца.

Окружная сила, действующая на шлицевой венец, Р = 2Мкр/D, где Мкр — передаваемый момент; D — средний диаметр шлицевого венца.

При небольших перекосах прочность зуба определяется напряжением смятия на боковой поверхности шлицев:

Kopmensatory 4

где l — длина шлицев; z — число шлицев; h = am — рабочая высота шлица, пропорциональная модулю m шлицевого зуба (a — постоянная величина).

Так как z = D/m, то

Kopmensatory 5

откуда

Kopmensatory 6

где [σсм] — допускаемые напряжения смятия.

Зависимость длины шлицев l и максимального возможного смещения s крайних точек компенсаторов от диаметра D соединения показана на рис. 296, б   (величины l и s при D = D0 приняты равными единице).

С целью уменьшения нагрузок на кромки зубьев и для увеличения угла перекоса выгодно придавать зубьям бочкообразную форму. Обязательно скругление кромок торцов зубьев по всему контуру зуба. При больших перекосах целесообразно выполнять выступы и впадины зубьев по сфере (рис. 296, в).

На рис. 296, г показана муфта повышенной компенсирующей способности, по общей схеме близкая к карданному валу. Промежуточная втулка 1 имеет неполные внутренние зубчатые венцы; шлицевые участки обоих венцов расположены под углом 90° один к другому. Диски 2 и 3 с наружным зубом имеют в этой конструкции полные зубчатые венцы, что обеспечивает безошибочную сборку при любом угловом положении фланца относительно промежуточной детали.

Соединения соосных валов

Примеры соединений соосных валов приведены на рис. 297. Соединение шлицами, нарезанными непосредственно на приводном валу (рис 297, а), нецелесообразно. Компенсирующая способность его невелика и определяется только смещением шлицев в пределах зазора между ними. Удлинение хвостовика приводного вала (рис. 297, б) только ухудшает положение, так как шлицевый конец хвостовика из-за неизбежных неточностей изготовления и монтажа приобретает биение, пропорциональное степени его удаления от опор приводного вала. При установке между валами шлицевой переходной втулки, свободно посаженной на шлицы в обоих валах (рис. 297, в), компенсирующая способность, определяемая величиной суммарного зазора в шлицах, увеличивается в 2 раза по сравнению с конструкцией на рис. 297, а. В конструкции с удлиненной шлицевой втулкой (рис. 297, г) компенсирующая способность возрастает благодаря возможности собственных перекосов втулки. Наиболее целесообразна конструкция, в которой компенсатором служит длинный шлицевый валик — торсион (рис. 297, д).

Торсионы (торсиорессоры) не только компенсируют несоосность и перекосы, но и амортизируют колебания крутящего момента, делая работу привода более мягкой и плавной. Особое значение это свойство имеет в машинах с пульсирующим крутящим моментом (в поршневых машинах). Благодаря малым радиальным размерам торсионы вписываются в габариты внутренних полостей валов, что делает конструкцию компактной.

В высоконапряженных конструкциях во избежание поломки торсионов при перегрузке вводят ограничитель закручивания — шлицевую втулку m, устанавливаемую концентрично с торсионом (рис. 297, е). Боковой зазор в шлицах ограничителя делают больше зазора в шлицах торсиона с таким расчетом, чтобы по достижении определенного угла закручивания ограничитель вступал в действие и принимал нагрузку на себя.

Торсионы обычного назначения изготовляют из пружинных кремнистых сталей, для которых при оптимальной термообработке (закалка и средний отпуск) предел выносливости при пульсирующем кручении τ0 = 650—700 МПа, а при знакопеременном симметричном кручении τ–1 = 300—350 МПа.

Для напряженных конструкций и конструкций, работающих при повышенных температурах, применяют стали типа 60С2Н2А, 65С2ВА, 60С2ХФА, 45ХНМФА, для которых τ0 = 900—1400 МПа, τ–1 = 500—700 МПа. Оптимальная термообработка — закалка на верхний бейнит (температура изотермической выдержки 300—350°С).

С целью увеличения упругого закручивания торсионов повышают расчетные напряжения. При пульсирующих циклах обычно принимают τ = 300—500 МПа, что соответствует запасу прочности (по пределу выносливости) порядка 1,5—2. В конструкциях, рассчитанных на ограниченную долговечность, напряжения доводят до 800—1000 МПа.

Циклическую прочность торсионов можно значительно повысить путем упрочняющей обработки пластической деформацией. Торсионы, работающие при циклической знакопеременной нагрузке, упрочняют дробеструйным наклепом. Торсионы, работающие при пульсирующей нагрузке, упрочняют заневоливанием (приложением статического момента того же направления, что и рабочий момент, при уровне напряжений, на 20—40% превышающем предел текучести материала). Дробеструйный наклеп и заневоливание повышают долговечность торсионов примерно в 2 раза. Наилучшие результаты дает напряженный наклеп (наклеп в состоянии заневоливания), который дополнительно повышает долговечность на 20—30%.

Прямобочные шлицы упрочняют накатыванием в осевом направлении профильными роликами, эвольвентные — обкатыванием закаленными калибрующими зубчатыми колесами.

Напряжение кручения в торсионе

Напряжение кручения в торсионе

где Мкр — передаваемый крутящий момент; Wкр = 0,2d3(1—a4) — момент сопротивления кручению сечения торсиона; a = d0/d — отношение внутреннего диаметра сечения к наружному (для сплошных торсионов a = 0).

Угол закручивания торсиона

Угол закручивания торсиона

где G — модуль упругости сдвига (для сталей G ≈ 8·104 МПа); L — рабочая длина торсиона, мм (за вычетом галтелей на участках перехода стержня в шлицевые пояса); Jкр = 0,1d4(1—a4) — полярный момент инерции сечения торсиона.

Выраженный в функции τ угол закручивания

Kopmensatory 10

Пусть массивный торсион передает мощность N = 73,5 кВт при n = 2000 об/мин. Рабочая длина торсиона L = 200 мм.

Крутящий момент

Kopmensatory 11

Примем допустимое напряжение [τ] = 400 МПа.

Диаметр торсиона

Диаметр торсиона

Угол закручивания

Kopmensatory 13

Допустим, что торсион приводит зубчатое колесо с диаметром делительной окружности D0 = 200 мм. Упругое смещение венца колеса под нагрузкой на радиусе делительной окружности R0 = 100 мм равно f = R0ϕ[рад] = 100·0,118 ≈ 12 мм. Такое значение очень трудно получить посредством других амортизирующих устройств (например, спиральных пружин между приводным валом и вендом колеса).

Конструктивные разновидности торсионов показаны на рис. 298.

Конструктивные разновидности торсионов

Для передачи небольших моментов применяют упрощенные конструкции с квадратными 1 или трефными 2 хвостовиками. Значительно прочнее торсионы с эвольвентными шлицами 3—8. Конструкция 3 нецелесообразна вследствие неравнопрочности шлицев и стержня, обусловливающей малую податливость торсиона. Равнопрочными являются конструкции 4—6. Увеличение диаметра шлицев (конструкции 7, 8) снижает нагрузку на шлицы и позволяет уменьшить их длину с выигрышем в компенсирующей способности торсиона. При заданной компенсирующей способности увеличение диаметра позволяет уменьшить зазор в шлицах, что улучшает условия их работы и повышает долговечность соединения.

Стержень торсиона должен быть соединен со шлицованными участками плавными галтелями (R = 2—3d при небольшом перепаде диаметров и R > d при большом).

Трубчатые торсионы (конструкция 9) отличаются повышенной крутильной жесткостью и применяются только как компенсаторы; амортизирующая их способность незначительна. Резко увеличивают упругость трубчатых торсионов продольные пазы (конструкции 10, 11).

Введение одного паза снижает жесткость 0,75/d2 раз, где а — отношение толщины стенки δ к диаметру D трубы. Прочность при этом уменьшается в 1,5/a раз. При обычных значениях a = 0,1—0,15 жесткость снижается в 35—75 раз, а прочность — в 10—15 раз.

Увеличение податливости при большем числе пазов обусловлено тем, что целые участки трубы работают преимущественно на изгиб с присущими этому виду нагружения повышенными деформациями.

В специальных случаях применяют торсионы 12 крестообразного сечения, обладающие высокой упругостью.

В продольном направлении торсионы фиксируют заплечиками (конструкция 13) или, чаще, стопорными кольцами (конструкции 14—16), предусматривая в соединении осевой зазор s для компенсации тепловых расширений и неточностей изготовления и монтажа.

Связанные материалы