Совершенство конструктивной схемы

Наибольшие возможности уменьшения мас­сы заложены в применении рациональ­ных конструктивных схем с наи­меньшим числом деталей и наиболее вы­годным течением силового потока.

Сокращение звеньев механизма и устране­ние излишних звеньев способствуют значительному снижению массы агрегата.

Эффективным также может оказаться стремление сделать конструкцию более компактной. Примером рационального размещения дета­лей с целью уменьшения объема и габаритных размеров может служить двухступенчатый ре­дуктор. Исходную конструкцию (рис. 5, а), вы­полненную по обычной трехвальной схеме, можно сделать более компактной и легкой, если, конечное зубчатое колесо 4 перебора установить соосно с начальным колесом 1 (рис. 5,б, «двухвальная схема»).

Дальнейшее снижение размеров и массы можно осуществить уменьшением диаметра зубчатых колес (рис. 5, в). Повышение окруж­ных сил можно компенсировать увеличением длины зуба, переходом на косой или шев­ронный зуб, изготовлением колес из более прочных и твердых материалов и примене­нием рациональной смазки.

Следует всемерно использовать габариты для размещения наибольшего возможного числа рабочих элементов. Этот принцип, ко­торый можно назвать принципом плотной упаковки, позволяет добиться значительно­го выигрыша в габаритных размерах и массе или в тех же размерах увеличить несущую способность конструкции.

Рис.5. Уменьшение габаритных размеров и массы двухступенчатого редуктора

Масса конструкции во многом зависит от силовой схемы, т. е. от способа восприятия и замыкания главных действующих в конст­рукции нагрузок. Силовая схема рациональна, если силы замыкаются на коротком участке элементами, работающими предпочтительно на растяжение или сжатие. Целесообразно использовать имеющиеся элементы конструк­ции, так как введение специальных элементов увеличивает массу.

Привод роторной машины 1 через редук­тор 2 и коническую шестеренную передачу 3 (рис. 6, а) нерационален. Возникающие на ше­стернях радиальные и осевые силы нагружают валы и корпуса машины и редуктора. Уста­новка отличается большими размерами. Целе­сообразен привод от фланцевого электродви­гателя через соосный редуктор 4, смонтиро­ванный непосредственно на корпусе машины (рис. 6,б). В этом случае реактивные силы привода уравновешиваются наикратчайшим путем в корпусе редуктора, не вызывая до­полнительных нагрузок на элементы системы. Габариты установки резко сокращаются. По­мимо этого, все приводные механизмы полу­чаются закрытыми, что позволяет организо­вать правильную их смазку.

Рис. 6. Улучшение силовых схем

Значительный выигрыш по массе можно получить применением многопоточных схем, т. е. разделением силового потока на несколько параллельных ветвей.

Передача крутящего момента через несколь­ко параллельно работающих зубчатых колес (каскадные передачи, многосателлитные пла­нетарные передачи) уменьшает нагрузки на зубья пропорционально числу потоков и раз­гружает опоры центрального колеса от ра­диальных сил привода.

Для некоторых категорий машин, работаю­щих на жидкостях или газах (гидравлические прессы, воздушные и паровоздушные молоты, пневматические и гидравлические приводы), значительного уменьшения размеров и массы можно добиться увеличением давления рабо­чей жидкости (газа). До известного предела можно повысить рабочее давление газов в двигателях внутреннего сгорания (примене­нием наддува и повышением степени сжатия), что позволяет уменьшить рабочий объем ци­линдров или при заданном рабочем объеме повысить мощность.

В некоторых случаях, например в машинах-генераторах энергии, можно достичь умень­шения массы за счет повышения быстроход­ности.

В крупногабаритных агрегатах существен­ного уменьшения массы и упрощения привода можно достичь децентрализацией при­вода путем замены механических передач ин­дивидуальными электро- и гидроприводами, связанными цепями управления. Механические коробки скоростей во многих случаях выгодно заменять системами регулируемых электро­приводов.

Наибольшее уменьшение массы может дать пере­ход на принципиально новые схемы машин и про­цессы. Так, паровые машины вытеснены паровыми турбинами, допускающими гораздо большую кон­центрацию мощности в одном агрегате при относи­тельно меньшей его массе. Поршневые двигатели внутреннего сгорания в области больших мощностей уступают место газовым турбинам. Паровые тур­бины, по-видимому, со временем уступят место га­зовым турбинам, не требующим громоздкого вспо­могательного оборудования (котлы, конденсаторы). В области электроэнергоустановок коренной переворот произведут магнитогазодинамические генера­торы, непосредственно преобразующие тепловую энергию в электрическую.

Жесткость конструкций машин

Жесткость определяет работоспособность конструкции в такой же (а иногда и в боль­шей) мере, как и прочность. Повышенные деформации могут нарушить нормальную ра­боту конструкции задолго до возникновения опасных для прочности напряжений. Нарушая равномерное распределение нагрузки, они вы­зывают сосредоточенные силы на отдельных участках деталей, в результате чего появляют­ся местные высокие напряжения, иногда значи­тельно превосходящие номинальные напряже­ния.

Нежесткость корпусов расстраивает взаимо­действие расположенных в них механизмов, вызывая повышенное трение и износ подвиж­ных соединений; нежесткость валов и опор зубчатых передач нарушает правильное зацеп­ление колес и приводит к быстрому износу зубьев; нежесткость цапф и подшипников скольжения вызывает повышенные кромочные давления, появление очагов полужидкостного и полусухого трения, перегрев, заедание или снижение срока службы подшипников; нежест­кость неподвижных соединений, подверженных действию динамических нагрузок, вызывает фрикционную коррозию, наклеп и сваривание поверхностей.

У технологических машин жесткость рабочих органов определяет точность размеров обрабатывае­мых изделий. В металлорежущих станках точ­ность обработки зависит от жесткости станин и рабочих органов, в прокатных станах точ­ность проката – от жесткости клетей и валков.

Жесткость имеет большое значение для ма­шин облегченного класса (транспортные ма­шины, авиационная, ракетная техника). Стре­мясь облегчить конструкцию и максимально использовать прочностные ресурсы материа­лов, конструктор в данном случае повышает уровень напряжения, что сопровождается уве­личением деформаций. Широкое применение равнопрочных, наиболее выгодных по массе конструкций, в свою очередь, вызывает увели­чение деформаций, так как равнопрочные кон­струкции наименее жесткие.

Особую остроту приобретают вопросы жесткости в связи с появлением высокопрочных и сверхпрочных материалов, приме­нив которых обусловливает резкое увеличение деформативности конструкций.

Нередки случаи недооценки сил, действую­щих на конструкцию. Очень часто при расчете получают ничтожные рабочие силы, а факти­чески же неожиданно возникают нагрузки, приводящие к поломкам и выходу из строя деталей. Эти нагрузки могут быть вызваны неточностями монтажа, деформаций недоста­точно жестких элементов конструкции, оста­точными деформациями, перетяжкой крепеж­ных деталей, повышенным трением и пере­косами трущихся частей узла, силами, возни­кающими при транспортировке и установке машины, и другими факторами, не учиты­ваемыми расчетом.

Деформации можно рассчитать лишь в про­стейших случаях методами сопротивления ма­териалов и теории упругости. В большинстве случаев приходится иметь дело с нерасчетны­ми деталями, сечения которых определяются условиями изготовления (например, техноло­гией литья) или имеющими сложную конфигу­рацию, затрудняющую определение напряже­ний и перемещений.

Здесь приходится прибегать к моделирова­нию, эксперименту, опыту имеющихся анало­гичных конструкций, а нередко полагаться только на интуицию, вырабатывающуюся с течением времени у конструктора. Опытный конструктор, зная действующие силы, опреде­ляет более или менее правильно деформации, выявляет слабые места и, пользуясь различ­ными приемами, увеличивает жесткость, ком­понуя рациональную конструкцию. Напротив, конструкции, спроектированные начинающими конструкторами, обычно страдают недостат­ком жесткости.

Критерии жесткости

Жесткость – это способность системы сопротивляться действию внешних нагрузок с наименьшими деформациями. Для машино­строения можно сформулировать следующее определение: жесткость – это способность системы сопротивляться действию внешних на­грузок с деформациями, допустимыми без нарушения работоспособности системы. По­нятием, обратным жесткости, является подат­ливость, т. е. свойство системы приобретать относительно большие деформации под дей­ствием внешних нагрузок. Для машинострои­тельных конструкций наибольшее значение имеет жесткость. Однако в ряде случаев важным свойством оказывается и податли­вость (пружины, рессоры и другие податливые детали).

Жесткость оценивают коэффициентом жесткости, представляющим собой отноше­ние силы Р, приложенной к системе, к мак­симальной деформации f, вызываемой этой силой.

Для случая растяжения-сжатия бруса по­стоянного сечения в пределах упругой дефор­мации коэффициент жесткости согласно зако­ну Гука

(3)
где F – сечение бруса, мм²; l – длина бруса в направлении действия силы, мм. Обратную величину

, (4)
характеризующую упругую податливость бру­са, называют коэффициентом податливости. Определенный по относительной де­формации (е=f/l) коэффициент жесткости

(5)
представляет собой условную нагрузку (Н), вызывающую относительную деформацию е= 1. Соответствующий коэффициент подат­ливости

(6)
представляет собой относительную деформа­цию при приложении нагрузки 1 Н.

Для случая кручения бруса постоянного се­чения коэффициент жесткости равен отноше­нию приложенного к брусу крутящего момен­та М_кр к вызываемому этим моментом углу f (рад) поворота сечений бруса на длине l (мм):

, (7)
где I_p – полярный момент инерции сечения бруса.

Для случая изгиба бруса постоянного сече­ния коэффициент жесткости

, (8)
где I – момент инерции сечения бруса, мм⁴; l – длина бруса, мм; а – коэффициент, завися­щий от условий нагружения.

В табл. 4 приведены значения коэффициен­та жесткости при изгибе для нескольких слу­чаев нагружения. За единицу принято значение l_изг, соответствующее изгибу двухопорного бруса, нагруженного сосредоточенной силой Р в середине пролета.

Таблица 4

 

Схема нагружения	lизг	a	Схема нагружения	lизг	а	Схема нагружения	lизг	a
							0,063
	1,5						0,166

При заданной нагрузке и заданных линей­ных размерах системы жесткость вполне опре­деляется максимальной деформацией f. Эту величину часто применяют для практической оценки деформативности геометрически оди­наковых систем.