Плоскостях подшипников

Угол рь (рис. 22.46), образованный осью колеса и винтовой линией, постоянный. Угол 3ft носит название угла наклона зубьев по основному цилиндру. Два сопряженных колеса должны иметь равные углы наклона зубьев. При внешнем зацеплении винтовая линия на одном колесе должна быть правой, а на другой — левой. При внутреннем зацеплении винтовые линии должны быть либо обе правыми, либо обе левыми. В плоскостях, перпендикулярных к оси колеса, зацепление происходит лак же, как и в обыкновенных зубчатых колесах, но в каждый рассматриваемый момент в зацеплении участвуют различные точки профилей. Поэтому влияние погрешностей при изготовлении этих колес оказывается гораздо меньше, чем у колес с прямыми зубьями Кроме того, из-за наличия угла наклона зубьев увеличиваются длина

Из приведенных выше рассуждений следует, что крутящий момент в любом сечении вала численно равен алгебраической сумме внешних моментов, действующих слева или справа от рассматриваемого сечения в плоскостях, перпендикулярных к оси вала. За положительное направление момента принято такое, при котором внешние моменты, приложенные к валу, вращают отсеченную часть

При электронно-лучевой сварке удается получить минимальное проплавление основного металла при сварке встык вплоть до толщин, измеряемых сотнями миллиметров. Сварочная ванна в поперечном сечении имеет форму, близкую к конусу (см. рис. 5.14, д), а в плоскостях, перпендикулярных лучу, — близкую к эллипсу.

Динамическая неуравновешенность является совокупностью двух предыдущих, т. е. е„^=0, JX! =? 0, ]уг =/=(). Следовательно, динамическая неуравновешенность выражается через Д, и MD. Из теоретической механики известно, что такая система нагружения эквивалентна двум скрещивающимся векторам. Поэтому динамическая неуравновешенность может быть выражена также и другим образом, а именно двумя скрещивающимися векторами дисбалансов Д и D->, которые расположены в двух плоскостях, перпендикулярных оси вращения, и вращаются вместе с ротором («крест дисбалансов»). Примером динамически неуравновешенного ротора может служить двухколенчатый вал с эксцентрично закрепленным на нем круглым диском {рис. 6.13). Опоры .4 и В нагружены скрещивающимися силами Рл и FB, векторы которых вращаются вместе с валом.

Динамическую неуравновешенность можно устранить двумя корректирующими массами, расположенными в плоскостях коррекции, перпендикулярных оси вращения (см. § 6.4).

Рассмотрим образование эвольвентных поверхностей, которые будут являться главными поверхностями прямого и косого зубьев. На рис. 13.2, а в перспективе показана главная поверхность прямого зуба, которую можно представить как совокупность совершенно одинаковых эвольвент (Э, Э'), расположенных в плоскостях, перпендикулярных оси колеса. Эти эвольвенты являются траекториями точек образующей прямой КК', принадлежащей плоскости N, которая перекатывается по основному цилиндру / без скольжения. Начальные точки всех эвольвент располагаются на образующей КьК'ь основного цилиндра. Пересечение главной поверхности прямого зуба с любым соосным цилиндром 2 происходит по образующей этого цилиндра (например, прямая КК'}. Эта прямая параллельна оси колеса и называется линией прямого зуба. Главная поверхность прямого зуба является эвольвентной линейчатой цилиндрической поверхностью.

Главная поверхность косого зуба (рис. 13.2, б) также может быть представлена как совокупность одинаковых эвольвент (Э, Э'), расположенных в плоскостях, перпендикулярных оси колеса; однако в этом случае образующая прямая /(/(' расположена на плоскости N под некоторым углом к оси колеса. Благодаря этому при перекатывании плоскости N по основному цилиндру / без скольжения начальные точки эвольвент располагаются по винтовой линии КьКь' на основном цилиндре. В пересечении с любым соосным цилиндром 2 главная поверхность косого зуба образует винтовую линию КК*, называемую линией косого зуба. Главная поверхность косого зуба является эвольвентной линейчатой винтовой поверхностью.

Решение. 1. Освободим балку от заделки. Известно, что со стороны заделки на балку действуют реактивные сила и пара сил. Реактивную силу представим в виде трех составляющих RQx, К0у, ROZ (рис. 1.81, б), действующих вдоль осей координат а реактивный момент— в виде моментов пар М0х, М0унМ02, действующих в плоскостях, перпендикулярных осям (эти моменты изображены на рис. Ь81, б круговыми стрелками, огибающими оси против хода стрелки часов, если смотреть со стороны положительного направления оси).

Составляющая TV главного вектора внутренних сил, направленная перпендикулярно плоскости поперечного сечения бруса, называется нормальной (продольной) силой. Составляющие Q,, и Qz, лежащие в плоскости поперечного сечения, называются поперечными силами. Составляющий главного момента внутренних сил момент Мк, возникающий в плоскости поперечного сечения бруса, называется крутящим моментом. Составляющие моменты My и Mz, возникающие в плоскостях перпендикулярных поперечному сечению бруса, называются изгибающими моментами.

Кручением называется такой вид нагружения бруса, при котором в его поперечных сечениях возникает только один внутренний силовой фактор •— крутящий момент. Чтобы получить такой вид нагружения в простейшем случае:, брус необходимо нагрузить действующими в плоскостях, перпендикулярных его оси, и в противоположных направлениях двумя парами сил (2.40, а), моменты Mi и Mi которых называются внешними скручивающими моментами. Для упрощения дальнейшего изложения считаем, что алгебраическая сумма внешних моментов, приложенных к брусу,

Пусть некоторое тело (рис. 182) под действием внешних сил Рх, Р2, Р3,...Р„, расположенных в плоскостях, перпендикулярных к оси zz, вращается вокруг этой оси с угловым ускорением г.

Первое условие требует, чтобы остаточные дисбалансы, находящиеся в плоскостях подшипников, не нарушали нормальной работы последних по первому режиму за все время эксплуатации ротора при всевозможных нагрузках и при наличии допустимых износов отдельных ее частей. Для выполнения этого условия, очевидно, необходимо, чтобы модули остаточных дисбалансов в плоскостях подшипников не превышали величин допустимых дисбалансов. Требования технологического характера сводятся к следующим трем условиям.

а сумма допустимых дисбалансов в плоскостях подшипников составляет *

При заданных дисбалансах в плоскостях подшипников условию (1) соответствует, как будет показано выше, множество различных вариантов расположения плоскостей противовесов, отличающихся друг от друга величинами допустимых дисбалансов.

Отсюда можно сделать вывод, что оценка динамики того или иного сооружения и определение допустимого влияния на него неуравновешенного ротора должны производиться особо в каждом конкретном случае. Эга задача примыкает по методам ее решения к области динамики сооружений и, в частности, к динамике фундаментов. Решение ее в общем случае не представляется возможным. Поэтому в нашем исследовании не будем касаться этого вопроса, полагая, что условие (5) не является основным для большого количества роторов общего и транспортного машиностроения, и должно в исключительных случаях оцениваться особо, после предварительного определения допустимых дисбалансов в плоскостях подшипников, исходя из условия (1).

Перечислим те требования, которым должны отвечать допустимые дисбалансы в плоскостях подшипников и противовесов:

1) допустимые дисбалансы DA и DB в плоскостях подшипников А и В должны обеспечивать работу подшипников по первому режиму;

3) допустимые дисбалансы D' и D" в плоскостях противовесов должны быть таковы, чтобы после динамического уравновешивания ротора модули остаточных дисбалансов в плоскостях подшипников были меньше или равны допустимым для них значениям Dд и DB;

Первые два требования относятся к определению допустимых дисбалансов в плоскостях подшипников, а последующие три — к определению их в плоскостях противовесов. Шестое требование должно отдельно учитываться при выборе плоскостей противовесов.

Первые два требования, предъявляемые к дисбалансам, являются исходными при расчете допустимых дисбалансов в плоскостях подшипников. При решении этой задачи удобно сначала определить допустимые дисбалансы D°A и D°B в плоскостях подшипников идеальной машины, далее учесть так называемые отрицательные дисбалансы, а затем рассчитать допустимые дисбалансы DA и DB в плоскостях подшипников реальной машины.

здесь коэффициент е >> 1 назовем коэффициентом запаса уравновешенности ротора. Чем больше величина е, тем более продолжительной будет удовлетворительная работа подшипников. Йеличина Ек должна определяться теоретически или экспериментально при рассмотрении движения цапфы в подшипнике. Допустимые дисбалансы в плоскостях подшипников могут быть найдены из следующих соображений.

действующие соответственно в плоскостях подшипников А и В, в результате смещения с оси вращения центра тяжести масс некоторых деталей ротора. Тогда дисбалансы этих масс будут эквивалентны некоторым дисбалансам в плоскостях подшипников