Расположения подшипников

соединяемых деталей (листы, профильный материал). При конструировании швов следует стремиться к обеспечению симметричного расположения плоскостей срезывания относительно действующей силы Р (рис. 4.7, в), так как в противном случае (рис. 4.7, б) стержень заклепки подвергается изгибу и появляются усилия, стремящиеся оторвать головки заклепок. Заклепочные соединения с четным числом плоскостей среза лучше соединений с нечетным числом перерезываний.

видов имеется большее предрасположение. Последнее зависит от взаимного расположения плоскостей и направлений скольжения (двойникования) и направления действия внешних сил.

--формы и расположения плоскостей —

Фиг. 418. Варианты расположения плоскостей разъема:

Примечание. 1. Приведены значения для параллельного (в числителе) и перпендикулярного (в знаменателе) направлений преимущественного расположения плоскостей базиса.

Здесь 1а = ^j// и 1 — \а — х^ — координаты расположения плоскостей исправления.

Однако при практическом уравновешивании ротора очень часто доступными для установки грузов являются только два поперечных сечения по торцам бочки ротора. Поэтому в ряде последних работ ставится вопрос о возможности уравновешивания гибкого ротора, рабочая скорость которого ниже второй критической, с помощью двух симметричных и двух кососимметричных грузов, располагаемых в двух плоскостях уравновешивания. В работах С. И. Микуниса [22] и И. С. Лисицина [20] сделаны попытки обосновать эту возможность. Однако в них не учитывается такой важный фактор, как влияние расположения плоскостей уравновешивания по длине ротора на изменение его уравновешенности при различных скоростях. Между тем понятно, что одни и те же грузы, устанавливаемые в разных местах по длине гибкого ротора, по разному влияют на его динамическое состояние. Вопрос этот в первом приближении рассмотрен в работе С. И. Микуниса [23].

Из выражений (6. 65) и (6. 66) видно, что величина и эксцентрицитет уравновешивающих грузов определяются величиной гармоники начальной неуравновешенности, умноженной на соответствующий коэффициент. Величина коэффициента пропорциональности зависит от отношения скорости вращения ротора к первой критической, а также от расположения плоскостей уравновеши-

Кривые построены для различных случаев расположения плоскостей уравновешивания и разных балансировочных скоростей. Цифры над кривыми определяют отношение IJI. Штриховой ли-

Из выражений (6. 65) и (6. 66) и приведенных на фиг. 6. 19 и 6. 21 кривых видно, что для некоторых случаев расположения плоскостей уравновешивания существуют такие скорости ун, при которых значение коэффициентов, определяющих величину необходимых уравновешивающих грузов, равно нулю:

= 0,2/ интервал соответствующих скоростей равен YI ;=к 1,76—2,09. Заштрихованные области являются, таким образом, областями «нечувствительных» скоростей для расположения плоскостей уравновешивания на 0,1 и 0,2 пролета, если условно считать границей их пятикратное увеличение уравновешивающих грузов по сравнению с необходимыми при YSI=; = 0,7. Если считать допустимое увеличение потребных уравновешивающих грузов меньшим, то нечувствительные области соответственно расширятся.

Конструкция стакана определяется схемой расположения подшипников. На рис. 7.1,« <' покачаны варианты, наиболее часто встречающиеся на практике. Стаканы обычно выполняют литыми и'5 чугуна марки СЧ15. Толщину (мм) стенки 8 принимаю! в зависимости от диаметра (мм) отверстия D под подшипник по табл. 7.1. Толщина упорного рис. 7.1, а г):

Конструкцию стакана определяет схема расположения подшипников. На рис. 8.1, а —г показаны варианты конструкций, наиболее часто встречающиеся на практике. Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна СЧ15.

SV =0 и 2М ----- 0. Здесь отметим только, что Fr\ и F,.., приложены в точках пересечения контактных нормалей с осью вала. Расстояние между этими точками зависит от схемы расположения подшипников и значения угла а. Если каждый подшипник на рис. 16.18 развернуть в плоскости чертежа на 180 положения упорных буртиков, то сместятся внутрь, расстояние между а силы F,., и /•",.., возрас-

возникают осевые составляющие от действия на них радиальных нагрузок. В выражения для определения эквивалетных нагрузок осевые нагрузки Fa, полученнье с учетом действия на внешних осевых сил и осевых составляющих от ра-нагрузок. Нагрузки Fa определяют по схемам (рис. 5.11) действия внешних сил с учетом расположения подшипников. Суммарная осевая нагрузка на каждый из дв\ х подшипников может определяться по формулам, приведенным в табл. 5.1, в которых S/ и S,, — осевые составляющие от радиальных нагрузок; А — внешнее осевое усилие.

Для конических подшипников e' = e=l,5tga. Следовательно, величина расчетной осевой нагрузки Fa, или Рац, действующая на радиально-упорные подшипники, будет складываться из внешней нагрузки Fa и осевой составляющей 5у или 5;/ радиальной нагрузки и может бы ть определена в соответствии с принятой схемой относительного расположения подшипников по концам вала и условий нагружения (рис. 14.4) по одной из формул табл. 14.20.

Для радиальных шарикоподшипников осевая нагрузка Ra равна внешней осевой нагрузке, т. е. Ra=Fa, где Fa — осевая сила в зацеплении зубчатой (червячной) передачи. Для радиально-упорных подшипников Ra —• это результирующие осевые нагрузки на каждый подшипник, которые определяют в зависимости от расположения подшипников с учетом осевых составляющих Ra.

При проектировании редукторов диаметр выходного конца быстроходного вала часто принимают равным (или почти равным) диаметру вала электродвигателя, с которым он будет соединен муфтой. После определения диаметров в намеченных сечениях разрабатывают конструкцию вала, устанавливают места посадки сопряженных с ними деталей (зубчатых или червячных колес, звездочек, шкивов, полумуфт и др.), расположения подшипников—все перечисленные действия воплощают в эскизную компоновку редуктора. Эскизная компоновка редуктора имеет целью установить положение редукторной и открытой передач относительно опор (подшипников), определить расстояние между средними плоскостями подшипников и расстояние от подшипников до открытой передачи, а также расстояние между точками приложения реакций подшипников (методику выполнения эскизной компоновки см. §7.1 в пособии [14]). На основании полученной расчетной схемы вы-числяют действующие на валы изгибающие на-. гтгузки, строят эпюры^ изгибающих и крутящих" моментов (о построении эпюр см. в § 9.2 второго раздела данной книги). На рис. 3.123, а в качестве примера показан ведомый вал червячного редуктора. На вал насажено червячное колесо диаметром d2; на выходной конец вала насажена звездочка цепной передачи. Опорами вала являются радиально-упорные конические роликоподшипники. Выступающий конец вала имеет наименьший диаметр dK; диаметр цапф под подшипники dn несколько больше. Диаметр участка вала под червячным колесом еще больше. Левый торец ступицы червячного колеса упирается в заплечики бурта, диаметр

действия внешних сил Fa, осевых составляющих от радиальной нагрузки Ла и расположения подшипников относительно внешних сил.

Конструкция стакана определяется схемой расположения подшипников. На рис. 8.1, а—г, показаны варианты конструкций, наиболее часто встречающиеся на практике. Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна марки СЧ15. Толщину стенки б принимают в зависимости от диаметра отверстия D под подшипник:

удается создать надежное уплотнение подшипников, или если оно не требуется вследствие расположения подшипников в корпусах закрытых зубчатых или червячных передач, которые смазываются минеральными маслами (быстроходные подшипники качения опорных и рабочих валков рабочих клетей прокатных станов, подшипники рольгангов с групповым приводом роликов, расположенные со стороны привода, подшипники шестеренных клетей и редукторов);

Рассматривается уравновешивание быстроходных двухопорных роторов постоянного сечения малым количеством уравновешивающих грузов на базе прямых или косвенных измерений опорных реакций на рабочих скоростях вращения. Под быстроходностью ротора понимается величина отношения «max — максимальной рабочей скорости — к первой собственной его частоте ft^ на жестких опорах [1]. Предполагается, что отсутствие поперечных разъемов или насадных дисков не позволяет уравновесить ротор по частям на низких оборотах. Опоры считаются шарнирными и абсолютно жесткими. Из теории следует, что условия, обеспечивающие в широком диапазоне скоростей уравновешенность роторов при жестком опирании, достаточны для спокойной и надежной их работы в реальном корпусе машины [1, 2], т. е. уравновешенность есть свойство собственно ротора, сохраняющееся при любых граничных условиях в местах расположения подшипников.