книги из ГПНТБ / Повышение несущей способности механического привода
..pdfТ р е х п о т о ч н ы е |
п е р е д а ч и |
|
[вариант (2—2) ]: |
|
||||||||
Лп = |
- |
л , „ |
= „ , ^ ! i - 7 ^ |
|
( 1 - ^ - М , „ ) |
= |
||||||
|
|
|
|
(/?,— |
1)7? |
|
п |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(7.16) |
* » = - |
г |
- |
- |
- |
« . * ! . " 7 |
j |
u |
( 1 |
- |
£ . * » * « О |
- |
|
где |
|
|
W |
o i - ^ |
S w |
f . |
( / ? |
|
|
|
mm). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
<oi — / UH> |
1 И |
г ! |
'к) |
|
||
|
|
|
|
|
а = / 0 я ' i f f ; |
|
|
|
Ы 1 ) |
|
||
|
|
|
|
|
|
c1 = |
f{iH*\ |
|
|
|
|
|
Здесь |
П;m i n |
— к. п. д. передачи |
при |
t = |
/ m I n . |
|
||||||
Аналогично могут быть записаны выражения для я|)02 и я|з2, |
||||||||||||
которые так же, |
как и t|)0 1 и г|зх, зависят от потерь в зацеплениях |
|||||||||||
иподшипниках. Их можно найти методами, изложенными в [68]
и[62], если известна кинематическая схема передачи. В данной работе подробно не анализируется к. п. д. бесступенчатых передач, так как этот вопрос требует рассмотрения специфики работы регу лирующих машин, однако некоторые общие положения ниже при водятся.
Вобщем виде к. п. д. передачи может быть записан следующим образом:
1 = l~W- |
(tlffo"+ |
£мкь+Яи |
+ № т \ , |
(7.17) |
|
|
\k=l |
А=1 |
|
/ |
|
где N" — мощность в k-u |
зацеплении в |
движении |
относительно |
||
водила; я[зя —коэффициент |
потерь k-vo |
зацепления |
[68]; |
N2T; |
|
Nlr — мощность, теряемая |
в регулирующих машинах; Nkn |
— |
|||
мощность, теряемая |
в подшипниках. |
|
|
|
|
Мощность потерь в регулирующей машине является сложной функцией многих факторов и существенно изменяется при изме нении передаточного отношения. В современных электро- и гидро машинах потери мощности значительно превышают потери в базо вом механизме. В связи с этим необходимо стремиться к умень шению потерь прежде всего в бесступенчатой ветви. Мощности потерь в регулирующих машинах, отнесенные к установочным мощностям, назовем коэффициентами потерь т|зр1 и о|)р2. Найден ные при максимальных скоростях и моментах коэффициенты по терь характеризуют к. п. д. регулирующей машины в номиналь ном режиме, что обычно бывает известно:
TI, = 1 — i|>pl; % = 1 — % 2 -
190
В этом случае |
^ |
(7.18) |
Nu = Nyl%u |
N2r = Ny2%2, |
т. е. мощности потерь, отнесенные к мощности двигателя, зависят от установочных мощностей регулирующих машин.
Формулы (7.16) характеризуют установочные мощности на ва лах базового механизма, соединенных с регулирующими маши нами. Для нахождения соответствующих гидравлических или электрических значений необходимо знать режим работы регу лирующей машины при максимальном моменте. Гидравлическая мощность — произведение перепада давления на расход рабочей жидкости, электрическая мощность — произведение напряжения на силу тока. В дальнейшем величины yVy будут называться инди каторными установочными мощностями [96]
|
|
|
|
|
Ny |
= |
Ny ±7K |
= |
Ny(\ |
|
± г р Р ) , |
|
|
|
|
(7.19) |
||||
где о|)р •— коэффициент потерь регулирующей |
машины при макси |
|||||||||||||||||||
мальном моменте на ее валу. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Знак |
минус берется в том случае, если регулирующая машина |
|||||||||||||||||||
при Т — Ттах |
работает |
в генераторном (насосном) режиме, знак |
||||||||||||||||||
плюс — при работе в моторном режиме. В рассматриваемом случае |
||||||||||||||||||||
машина 1 работает в генераторном режиме (Nt |
< |
0), а машина 2 — |
||||||||||||||||||
в двигательном |
(JV2 |
> |
0) (см. рис. 7.2), |
тогда |
выражение |
(7.19) |
||||||||||||||
запишется |
в виде: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
^ у 1 |
= |
^ у 1 % ш . п ; |
^ |
2 = |
- ^ |
— . |
|
|
|
(7-20) |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
421 min |
|
|
|
|
|
||
где Лиши» |
fhHmin — к - п - Д- регулирующих машин |
при |
i = |
|
i m l n . |
|||||||||||||||
Используя (7:20), можно найти зависимость |
Rx |
= |
f |
(R3), |
обес |
|||||||||||||||
печивающую |
равенство |
индикаторных |
установочных |
мощностей: |
||||||||||||||||
. |
|
R ( ^ 3 % / |
|
тШ^гг min ~Ь 4i |
min — Цц |
тт'Мг; |
min — R) |
|
|
(7 |
21) |
|||||||||
•^3 ( ^ l l f m l n l 2 ( гШпЦ[ mm + |
min) — |
^ |
0 + Лit |
т т Л й ! |
min 1 ]i min) |
|
||||||||||||||
При наличии потерь, мощности |
на валах машин 1 и 2 при |
одном |
||||||||||||||||||
и том же передаточном отношении будут отличаться, поэтому усло |
||||||||||||||||||||
вие равенства |
передаваемых мощностей |
при |
i |
— t m l |
n |
и i = |
imax |
|||||||||||||
запишется |
следующим |
образом: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
\MU |
m l n |
|
I + |
I Лга/m i n |
| = |
\Nlimax |
I + 1 Nit |
m a x |
|. |
|
(7.22) |
|||||||
Записывая |
| Nt |
|
| и | N2 | по |
аналогии с (7.16), можно найти за |
||||||||||||||||
висимость |
Ri |
= |
f |
(Rs), |
обеспечивающую |
(7.22): |
|
|
|
|
|
|||||||||
ft |
— |
^ |
3 |
№ l t |
max 4~ i ) — R[l |
~f- % |
max + 4 i max (1 + |
Чг max)] |
pj |
|
||||||||||
|
|
•^8 (1 + |
T |
l j |
min + 2T); max) — 2R4i |
min — Ц: max (' + |
f\i max) |
|
||||||||||||
Решая |
совместно |
(7.21) и (7.23), |
можно |
найти |
требуемые |
Rx |
||||||||||||||
и R3, а следовательно, |
'и рассчитать |
кинематическую |
схему. |
|
||||||||||||||||
191
Д в у х п о т о ч н ы е п е р е д а ч и с д и ф ф е р е н ц и а л о м н а в х о д е
R,
|
|
|
^ г Ф о 1 ! ! . ! max |
|
|
(7.24) |
||
|
. |
R'4j m l n ^ o — |
Rv |
|
|
|||
|
|
|
|
|||||
|
N У 2 |
|
|
min |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Если требуется осуществить |
равенство N*yi |
= |
N*y2, то |
|
||||
_ |
R]~\i m l n 4 l t |
m l n W o 4 |
"ФгЧгг min |
(7.25) |
||||
|
^2421 |
min 4 4 i j |
max'4'i |
|
||||
|
|
|
||||||
Д в у х п о т о ч н ы е п е р е д а ч и с д и ф ф е р е н ц и а |
||||||||
л о м н а в ы х о д е |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
R^0r\i |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
t ' i M i t |
min |
|
|
|
(7.26) |
Ny2 |
= 4t |
min42i min |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
||||
|
|
i>2 |
|
|
|
|
|
|
Равенство W y i = Ny2 |
обеспечивается |
при |
|
|
|
|||
ц . . |
T l t min42< |
m i n ^ l i |
m l n ^ i / ? |
4 |
^2 |
(7.27) |
||
|
4J min + |
4» mln42t |
m i n 4 l i |
m l n ^ i |
||||
|
|
|||||||
Рассмотрим на примере гидромеханической передачи прибли женный метод расчета к. п. д. Для учета потерь в гидрообъемной ветви может быть использована экспериментально построенная топографическая характеристика (рис. 7.6) либо ее математическая модель [96; 158 ] :
|
|
|
Q = |
uww |
4 - Cs - ~ |
s i g n со; |
(7.28) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т = |
upw 4 - Cfpw s i g n со |
4 - Cv&\xw 4 - Chpa>2u3w5/3 s i g n |
со, |
|||
где |
Q—расход |
в напорной |
магистрали; Т—крутящий |
момент |
|||
на |
валу |
гидромашины; |
и—параметр |
регулирования; |
ц — дина |
||
мическая |
вязкость; Cs, Q , Cv, Ch — безразмерные коэффициенты |
||
утечек сухого, вязкого и гидродинамического трения; р— |
перепад |
||
давления |
в трубопроводах; |
w — характерный объем |
гидрома |
шины [96]; р — плотность |
рабочей жидкости. |
|
|
Экспериментально установлено [96, 158], что в широкой зоне изменения эксплуатационных условий значения указанных демп фирующих коэффициентов остаются постоянными для данного типа гидромашины. В то же время обработка топографических характеристик некоторых образцов гидромашин [96] показала, что в зоне «ползучих» скоростей наблюдается резкое увеличение коэффициента сухого трения, кроме того изменяется значение коэффициента утечек Cs при значительном изменении рабочего давления.
4 1 9 2
Указанные обстоятельства могут быть учтены, если известны характеристики реальной гидромашины. Обычно используется ли нейная модель гидромашины, т. е. считается, что гидродинамиче ские потери учитываются соответствующим изменением коэффи циента вязкого трения.
Ц. л/мин |
п..о5/мин |
,„„ 30 50 70 90 I/O 150 190 230 290 350 |
Рис. 7.6. Топографическая характеристика гидро объемной машины
Если первое из уравнений (7.28) умножить на р, а второе на со, то можно записать следующие выражения для потерь мощности:
мощность утечек:
или |
|
|
|
мощность |
потерь |
сухого |
трения |
|
|
Nf = Cfpwa |
|
или |
|
|
|
мощность |
потерь |
вязкого |
трения: |
|
|
Nv |
= CVCU2LW |
13 В. Н. Кудрявцев и |
др. |
193 |
|
или
мощность гидродинамических потерь
Nh = Q pcoVl/co 5
или
|
|
«3 лС, |
где |
Ртах . |
CF, т = С „ |
6 = С, |
||
|
ЫтахИ |
|
|
|
„2/3 |
|
Л = |
С,, |
|
|
2 р п |
— мощности потерь утечек, сухого, вязкого и гидродинамического трения соответственно, отнесенные к индикаторной установочной мощности гидромашины и найденные при максимальных р, со и
Л/*
1 [Ny |
= |
P m a x ^ m a x ^ |
ИЛИ vVy |
= |
Л', |
|
Р |
= |
Ртах |
|
|
|
|
|
|
|
" д /. |
|
|
||
Тогда без учета потерь в базовом механизме можно записать |
||||||||||
выражение для |
общего к. п. д. передачи |
|
|
|
||||||
|
|
Т] = 1 |
|
Nyk |
Cfk |
т |
|
|
|
|
|
|
|
4>k max |
|
|
|||||
|
|
|
k=2 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
+ |
hk |
|
|
.,3 i |
с |
~2 |
(7.29) |
|
|
Щ max |
|
|
|
|
|
|||
|
|
I |
& k |
m a x |
|
|
|
|
||
где я — число гидромашин |
в приводе; k — |
номер гйдромашины. |
||||||||
Формула |
(7.29) может быть использована для любой структур |
|||||||||
ной схемы ГМП и однопоточных гидрообъемных передач. Для этого необходимо подставить соответствующие зависимости со = / (i) из (7.3), (7.4), (7.5). Величины С/, т, б, h могут быть определены экспериментально, например, методами, изложенными в [158], либо с помощью топографических характеристик [96]. При вы числении к. п. д. с использованием (7.29) необходимо знать также, как изменяется перепад давления в функции от передаточного
отношения, что |
определяется как режимом работы [NR = / (i) ], |
|
так и способом |
регулирования [uK = |
f(i)]. |
29.Пример расчета
Вкачестве примера рассмотрим порядок расчета трехпоточной передачи с объемным гидроприводом в бесступенчатой ветви. Требуется рассчитать кинематическую схему базового механиз-
19 t
ма и определить к. п. д. всей передачи при обеспечении мини мальных и равных установочных мощностей гидромашин. Дан ные для расчета: Na = 300 л. с. = const; ^ = 3; г ' т а х = 1 ; п д = = щ — щ = 2000 об/мин; потери в гидромашинах заданы топо графической характеристикой (рис. 7.6).
1. Без учета потерь установочные мощности гидромашин определятся из (7.8):
Nyl=Ny2 |
= ^ - = \ , т. е. Nyl = NT2 = 300 л. с. |
Параметры гидромашин в насосном режиме заданы топогра фической характеристикой (рис. 7.6)
Предварительные расчеты показали, что для всех структур ных схем (см. рис. 7.4) потери мощности в механических ветвях практически не влияют на кинематические параметры схемы при г|н = 0,98, поэтому в дальнейшем учитываются потери только
вгидрообъемной ветви.
2.Равенство установочных мощностей (без учета потерь) имеется при
|
|
|
|
\R1\ = R, = VR |
= |
|
1J3. |
|
|
|
|
|
|||||
3. |
Максимальные |
передаваемые |
мощности |
(7.10): |
|
|
|||||||||||
|
1N, m a x 1 = |
1 |
АЛm l n |
(1 + |
К з ) ( 3 - К з ) |
^ |
300 ~ |
174 |
л. |
с. |
|||||||
|
] = |
|
V . |
. |
^ |
" |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
з + |
Уз |
Уз |
|
|
|
|
|
|
|
|
4- |
iо 1 |
г 0 2 |
— V'min'max |
~ 0,578. |
|
|
|
|
|
|
|||||||
5. |
Частота вращения |
при |
крайних |
значениях |
i |
(7.3): |
|
||||||||||
|
I пи т а х | = ± f ^ f |
пя |
= |
|
|
|
2000 = |
2000 |
|
об/мин; |
|
||||||
I "и min I =Г1^Т |
|
"д = |
°Т-~0&Т |
|
2 0 0 |
0 |
= 1 1 6 |
0 |
об/мин; |
|
|||||||
I п и т 1 п | = |
% £ = - ^ п я = |
° ^ + ° 7 5 |
8 7 8 2 0 0 0 |
= |
1160 |
об/мин; |
|
||||||||||
|
|
|
|
n2l |
max = |
2000 |
Об/МИН. |
|
|
|
|
|
|
||||
6. |
Зная передаваемые мощности и скорости по топографической |
||||||||||||||||
характеристике, |
найдем: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
%! min ^ |
|
|
min ^ |
0,91; |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
41/ |
max ^ |
Лг/ max ^ |
0,89. |
|
|
|
|
|
|
||||
7. |
Коэффициент |
|
полезного |
действия |
передачи |
при |
i — |
i m i n |
|||||||||
И ' = |
'max- |
|
|
|
|
|
|
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Л/ mm = 1 — (1 — % m l n ) N± — (1 — т)2, ш ш ) iV2 |
|
= |
|
|
||||||||||||
|
|
= |
|
1 — 2 ( 1 —0,91) 0,578 |
|
0,9; |
|
|
|
|
|||||||
|
Л» шах = |
1 — (1 |
— 41, |
max) ^ |
— (1 — % |
max) # 2 ' = |
|
|
|||||||||
|
|
= |
1 — 2 ( 1 — 0,89) 0,578 |
0,873. |
|
|
|
|
|||||||||
13* |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
195 |
8. Подставляя значения величин, входящих в формулы (7.21), (7.23), запишем:
|
|
|
|
|
D |
2,48Да — |
8.78 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
3,135^3 — 5,235 |
' |
|
|
||||
|
|
|
|
|
6 , 9 8 ^ з — |
10,05 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
3,56/?3 — 6 , 9 1 8 |
" |
|
|
||||
Решая |
совместно |
последние |
уравнения, |
получим: |
||||||||
|
|
R3 |
|
|
1,81; |
Rt |
—9,53. |
|
||||
9. |
Координаты |
скоростных |
нулевых |
режимов: |
||||||||
|
|
|
,• |
_ |
'max |
_ |
1 |
_ |
л |
с с о . |
|
|
|
|
'еа = |
RiLin |
= — 9-53 • 0,333 = |
— 3,17. |
|||||||
10. |
По |
данным |
значениям |
г 0 1 |
и |
i 0 |
2 |
можно |
рассчитать, поль |
|||
зуясь зависимостями табл. 7.1, параметры |
.t^Js, и i%B2 и опреде |
|||||||||||
лить, |
пользуясь табл. |
1.1, |
схему |
соединения |
дифференциала |
|||||||
с тремя внешними |
валами и его |
парамер — |
передаточное число |
|||||||||
при остановленном водиле. Окончательный выбор кинематической схемы должен осуществляться с учетом компановочных требова ний и диаметральных габаритов. Заметим лишь, что в случае по лучения неудовлетворительных кинематических схем, они могут быть «исправлены» за счет изменения параметра Rx (г 0 2 ), измене ние которого в широких пределах незначительно отражается на свойствах передачи с точки зрения установочных и передаваемых мощностей.
11. |
Для построения |
графика к. п. д. найдем его значение при |
||||||||||||
i = i01. |
В этом |
случае |
параметр |
регулирования |
гидромашины 2 |
|||||||||
примерно равен |
нулю, |
|
а |
гидромашины |
1 — единице. |
|
||||||||
Для |
того, чтобы |
определить |
потери |
при |
Nr ^ 0, необходимо |
|||||||||
знать скорость гидромашин и |
рабочее |
давление, |
которое |
изме |
||||||||||
няется |
пропорционально |
моменту на валу нерегулируемой |
гидро |
|||||||||||
машины 1. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
12. |
При. отсутствии |
|
потерь |
(7.3)г |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
~гр |
|
|
>р |
|
«min |
«02 |
|
|
|
|
||
|
|
* Imax — |
1 |
lmln — r |
i; |
/ |
W |
, ' |
|
|
|
|||
где |
|
|
|
|
|
|
|
ci \loi |
— '02/ 'mm |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
„ |
|
ю 1 |
max |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
[ — In |
|
|
|
|
|
|
следовательно, |
|
— (0,333 + 0,578) (1 — 0,578) |
_ . |
|
|
|||||||||
|
Г |
|
|
|
||||||||||
|
|
imax |
— |
|
j |
(o,578 + |
0,578) 0,333 |
~~ |
' |
|
|
|||
|
|
7? |
. . |
'max |
«oi |
|
1 — |
0,578 |
,-. |
~r, |
|
|
||
|
|
1 ( 0 1 |
~ |
|
|
h i ~ |
~ |
0,578 |
~ |
U , / |
c > - |
|
|
|
196
13. |
Рабочее |
давление |
|
при |
i = |
j * 0 1 |
|
|
|
|||
|
Рт |
= Рп |
. |
|
"1 . |
270 |
|
|
2 |
. |
||
|
т . |
. |
|
1 |
196 кгс/см |
|||||||
14. |
Частота |
|
|
' |
l mm |
|
|
|
= i01: |
|||
вращения |
гидромашины 2 при I |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
0,578 + 0,578 |
2000 ««1470 |
об/мин. |
|||
|
|
|
|
|
|
|
1 + |
0,578 |
|
|
|
|
15. |
Мощность |
потерь |
в |
гидромашине 2 |
(7.33) |
(рис. 7.6) при |
||||||
р = 196 кгс/см2 |
и |
п2 |
= |
1470 |
об/мин: |
|
|
|
4 |
|||
|
|
N2rm |
= |
150(1 —0,91) = |
13,5 |
л. с. |
|
|
||||
16. |
Мощность утечек в гидромашине |
1 можно найти, если счи |
||||||||||
тать, что количество утечек при пх |
= |
500 об/мин то же самое, что |
||||||
и при п1 = |
0, |
тогда: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
QyxP |
12-190 |
5 |
л, с. |
|
|
|
|
|
|
|
450 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
17. К- |
п. |
д. |
при i — i 0 1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
J _ |
(13,5 + |
5 ) ^ 0 , 9 4 . |
|
|
|
|
|
|
'300 |
|
|
На рис. 7.7 построены графики к. п. д. трехпоточных передач, |
||||||||
а также |
двухпоточных передач, |
|
рассчитанных |
аналогично. |
||||
Рис. 7.7. Коэффициент по |
|
|
|
|
|
|||
лезного |
действия передач: |
|
|
|
|
|
||
/ — трехпоточной; |
2 — двух- |
|
|
|
|
|
||
поточной с дифференциалом на входе; 3 — двухпоточной с диф ференциалом на .выходе
Из рис. 7.7 видно, что трехпоточные передачи имеют по сравне нию с двухпоточными более стабильный к. п. д. на всем диапазоне регулирования. Повысить стабильность к. п. д. двухпоточных пере дач можно за счет уменьшения диапазона с циркуляцией мощности,
например, до R2 |
= - ^ т т • При этом ЫуЪ |
остается |
без |
изменения, |
но изменяются |
установочные мощности |
машин (Nyl |
=f |
Ny2). |
Г Л А В А 8
В Л И Я Н И Е НЕКОТОРЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ
И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ФАКТОРОВ
j НА НЕСУЩУЮ СПОСОБНОСТЬ ШЛИЦЕВЫХ
СОЕДИНЕНИЙ
30. Влияние формы ступицы на продольную неравномерность распределения нагрузки в шлицевых и шпоночных соединениях
При оценке несущей способности шлицевых (зубчатых) соеди нений по величине максимального напряжения смятия на рабочих гранях шлицевых пар используются понятия о коэффициентах неравномерности распределения нагрузки по окружности и длине соединения и по глубине захода [27; 77] .
Как показано в работе [29], конфигурация ступицы может оказывать влияние на распределение нагрузки по длине соедине
ния лишь |
в |
случаях, |
когда выполняется условие: |
|
|
|
О^р1(г)^0,\О^р2(г), |
(8.1) |
|
где Gj и G2 |
— |
модули сдвига материалов вала и ступицы; J p |
l (z) |
|
и Jp4 (z) — полярные |
моменты инерции любых поперечнык |
се |
||
чений вала и ступицы, определяемых продольной координатой z, направляемой в сторону роста деформации скручивания вала.
Неравенство (8.1) будет выполнено, когда при равных упру гих характеристиках материалов наружный диаметр ступицы D C T
и средний диаметр шлицевого соединения dcp |
находятся в соотно |
шении: |
|
D C T < l , 8 d c p . |
(8.2) |
Большинство конструктивных исполнений зубчатых колес, шкивов, полумуфт и т. п. укладывается в пределы неравенства (9.2). Например, по нормам ЭНИМСа для зубчатых колес коро
бок передач станков ,°ст = 1,5-*- 1,7, нормы D i n рекомендуют
"вала
это отношение брать 1,6 для стальной и 1,8 для чугунной ступиц,
198
В. Н. Кудрявцев в «Справочнике металлиста» приводит величину отношения равной 1,5. В конструкциях ступиц деталей транспорт ных машин (шестерни коробок передач, карданные вилки, фланцы, соединяющие полуоси с диском и т. д.) это отношение не превос ходит 1,3, опускаясь в отдельных случаях до 1,12—1,15.
На рис. 8.1 приводится ряд деталей, где форма ступицы и место снятия с нее крутящего момента оказывает влияние на распреде ление нагрузки вдоль соединения вал—ступицы.
Рис. 8.1. Конструктивные формы ступиц шлицевых соединений
Для ступицы любой конфигурации погонное давление (кгс/см) по длине рабочей грани соединения находится по дифференциаль ному соотношению [27].
|
V |
где 7\ (г) |
— крутящий момент, действующий в сечении z вала; |
п — число |
шлицев. |
Функция Тх (г) находится из решения дифференциального уравнения совместности деформаций вала и ступицы. Форма этого уравнения зависит от направления передачи силового потока (крутящего момента) от вала к ободу (или наоборот). Так, слу чай, когда съем крутящего момента со ступицы происходит со стороны противоположной его подводу к соединению (через вал) соответствует неоднородной форме уравнения, имеющего вид [29]:
Tl (г) - 4f \-тГ7* + 7 ^ 1 Тг (г) + дтАт ^ = 0. (8.4)
199