Крутильной жесткости

Трубчатые торсиоиы (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).

В рассматриваемой крутильной системе с двумя степенями свободы двигатель и рабочая машина (РМ) представлены инерционными звеньями с постоянными моментами инерции соответственно Л и /г, валопровод характеризуется крутильной жесткостью с. Вращающий момент двигателя примем в виде

На рис. 2. 3, а показана принципиальная схема машины, где исполнительный орган и двигатель соединены системой передач, потери в которых характеризуются соответствующими коэффициентами полезного действия. Диаграмма масс такой машины показана на рис. 2. 3, б. Здесь имеется п сосредоточенных маховиков, а также участки, имеющие распределенные моменты инерции. Сосредоточенные маховики связаны один с другим упругими элементами с известной крутильной жесткостью, известны также к. п. д. участков трансмиссии, расположенных между выделенными сосредоточенными маховиками: т]23, TUs и подобные им представляют собой к. п. д. соответствующих зубчатых зацеплений, т]12, г34

Пуск двигателя под нагрузкой соответствует случаю, когда можно принять (Q! = 0, так как трансмиссии большинства машин обладают высокой крутильной жесткостью и за время деформиро-

Рассмотрим в качестве такого примера погружную бурильную машину, упрощенная схема которой показана на рис. 2. 10. Исполнительный орган машины, имеющий момент инерции Jр, получает движение от электродвигателя (момент инерции ротора Jg) через планетарный редуктор, корпус которого, имеющий вместе с корпусом жестко соединенного с ним статора двигателя момент инерции JK, укреплен на конце длинного упругого става буровых штанг с крутильной жесткостью с3.

Однако в некоторых машинах может иметь место неравенство с > В, что приведет к перегрузке второго привода динамическими усилиями. Примером такой конструкции может служить привод барабана ленточного конвейера КРУ-350, кинематическая схема которого показана на рис. 8. 5. Здесь роль тягового органа выполняет муфта М, обладающая значительной крутильной жесткостью.

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).

Замкнутые профили. Замкнутые (трубчатые) профили обладают несравненно большей (в десятки и сотни раз) крутильной жесткостью, чем открытые профили той же конфигурации, и эта разница тем резче, чем стенка тоньше. Напряжения стесненного кручения играют в них второстепенную роль и учитываются только при вытянутой форме профиля например в несущей конструкции

Замкнутые профили. Замкнутые (трубчатые) профили обладают несравненно большей (в десятки и сотни раз) крутильной жесткостью, чем открытые профили той же конфигурации, и эта разница тем резче, чем стенка тоньше. Напряжения стесненного кручения играют в них второстепенную роль и учитываются только при вытянутой форме профиля,например в несущей конструкции крыла самолета, рассматриваемого как оболочка, подкрепленная поперечными диафрагмами и продольным набором. В смысле общей

Из уравнения (3.109) следует, что нить, обладающая крутильной жесткостью, в равновесии принимает такую форму, при которой вектор ц находится в соприкасающейся плоскости. При нагру-жении нити произвольной распределенной нагрузкой q и произвольным распределенным моментом \i нить принимает пространственную форму, при которой оба вектора q и [г лежат в соприкасающейся плоскости.

Для легковых автомобилей и грузовых с грузом, у которых р* =» /х. 12< часто рассматривают две двухмассовые системы (рис. 4, б) вместо трехмассовой (рис. 4, а) [13]. У грузовых автомобилей с малой крутильной жесткостью рамы анализ поперечных угловых колебаний ведется с учетом относительных перемещений подрессоренных масс у передних и задней осей [23]. У колесных тракторов встречаются полужесткие

В последнее время изготовляют крестовые муфты, в которых скольжение в направляющих плавающего диска заменено упругим сдвигом многослойных резиновых прокладок. Для сохранения крутильной жесткости муфты прокладки выполняют в виде пакетов из топких слоев резины и металлических листов между ними. Такие прокладки обладают большой жесткостью на сжатие, так как резина не может деформироваться в поперечном направлении. Вместе с тем такие прокладки весьма податливы при сдвиге.

Диаметр вала, необходимый для обеспечения требуемой крутильной жесткости,

ются малыми. Примем, что изгибная жесткость стержня Лм относительно оси, перпендикулярной оси симметрии сечения, много больше изгибной жесткости стержня Л зз относительно оси симметрии и крутильной жесткости Лц. Поэтому их, ®2 и Ах2 можно положить равными нулю. Для прямолинейного стержня при малых перемещениях иХа =к«2 и, кроме того, можно считать, что uifnuXi=0.

Часть известных предложений относится к увеличению крутильной жесткости верхней зоны подкрановых балок за счет усложнения конструктивного решения (рис.6.4 типы 2-5, 9-12). При этом создание подкрановых балок с коробчатым сечением верхнего пояса, вызванное необходимостью избежать передачи давления рельса непосредственно на сварной шов, соединяющий полку со стенкой, приводит к определенному перерасходу металла, увеличению трудоемкости и усложнению технологии изготовления.

Исследования подтверждают возможность рассматривать гофрированную стенку как плоскую с утолщением в зоне примыкания к поясам. Наличие гофр действительно обеспечивает увеличение крутильной жесткости балки. Сдерживающим условием расширения области применения и объема выпуска таких балок является сложная конфигурация стенки, усложняющая выполнение шва прикрепления стенки к поясам, большая деформативность стенки и лимитированность толщины 5 < 8 мм.

3s. На рис. 174 показана схема кривошипно-коромыслового механизма. Если считать упругим звеноОС и его валО, то надо будет принять во внимание как изгибную жесткость звена, так и крутильную жесткость его вала. За счет некоторого уменьшения коэффициента крутильной жесткости вала D можно не вводить в расчет изгибной жесткости звена DC. Теоретически, в особенности при сложной конструктивной форме звена DC, коэффициент изгибной жесткости определить трудно, но экспериментальное определение коэффициента крутильной жесткости вала D с учетом коэффициента изгибной жесткости звена возможно. Мы будем считать коэффициент ся крутильной жесткости заданным с учетом жесткости изгибной.

К — коэффициент жесткости пружины, К3 — коэффициент жесткости эквивалентной пружины, /Св — коэффициент крутильной жесткости вала, т — масса груза, J — момент инерции диска относительно оси вращения, Уэ — момент инерции эквивалентного диска относительно оси вращения, g — ускорение свободного падения, Хст — статический прогиб упругого звена под действием силы веса, ? — модуль упругости первого рода упругого звена, G — модуль упругости второго рода упругого звена, ?Уг — жесткость балки при изгибе, F — площадь поперечного сечения стержня, j/] _ длина стержня.

зависит от массы деталей, связанных с валами, и крутильной жесткости самих валов. Во избежание чрезмерных динамических перегрузок разность угловых скоростей соединяемых валов не должна быть значительной.

где а — обобщенная координата механизма, Я0 — постоянное значение потенциальной энергии, определяемое началом отсче* та, с — коэффициент угловой (крутильной) жесткости пружины, R — длины звеньев'/ и 2.

На рис. 77 показана динамическая модель кулачкового механизма с упругим коромыслом в виде двух масс с моментами инерции /л и /п и упругого вала с коэффициентом крутильной жесткости с. Угол поворота левого конца коромысла $„ зависит от профиля кулачка, угол поворота правого конца tyn отличается на величину, зависящую от упругости вала коромысла.

Для самолетов вертикального и укороченного взлета и посадки необходимы приводные валы с подшипниками и опорными элементами. Как сообщают Зинберг и Симодс [19], фирмы Bell Helicopter Company и Whittaker Corp. начали выполнение отдельной программы по конструированию и изготовлению приводного вала хвостового винта из усовершенствованных композиционных материалов (рис. 15). Такой вал предназначается для следующего поколения вертолетов, которые предполагается использовать в качестве городских такси. На начальном этапе планируется применение эпоксидного боропластика. Этот высокомодульный материал пригоден для изготовления более длинных валов, работающих при критической скорости, которую не выдерживают валы из алюминиевого сплава. Для обеспечения крутильной жесткости и стабильности, необходимых при требуемой критической скорости, этот композиционный материал изготовлялся с угловой ориентацией слоев 0°, ±45° и 90°. Вал хвостового винта, изготовленный из такого материала, передает мощность 600 л. с. при частоте вращения 5540 об/мин. При этом экономия массы составляет 8,1 кг (на 28,3% легче вала из алюминиевого сплава). Однако в таких случаях надо сравнивать массу всей системы приводного вала, которая включает массы ряда промежуточных подшипников, опор и подпятника. Для вала из бороэпоксидного композиционного материала (изображенного на рис. 15), требуется лишь два подшипника, в то время как для вала из алюминиевого сплава необходимо четыре подшипника.