переходной втулки, свободно посаженной на шлицы в обоих валах (рис. 297, в), компенсирующая способность, определяемая величиной суммарного зазора в шлицах, увеличивается в 2 раза по сравнению с конструкцией на рис. 297, а. В конструкции с удлшденной шлицевой втулкой (рис. 297, г) компенсирующая способность возрастает благодаря возможности собственных перекосов втулки. Наиболее целесообразна конструкция, в которой компенсатором служит длинный шлицевый валик - т о р с и о н (рис. 297, д).

Торсионы (торсиорессоры) не только компенсируют несоосность и перекосы, но и амортизируют колебания крутящего момента, делая работу привода более мягкой и плавной. Особое значение это свойство имеет в машинах с пульсирующим крутящим моментом (в поршневых машинах). Благодаря малым радиальным размерам торсионы вписываются в габариты внутренних полостей валов, что делает конструкцию компактной.

В высоконапряженных конструкциях во избежание поломки торсионов при перегрузке вводят ограничитель закручивания - шлице-вую втулку т, устанавливаемую концентрично с торсионом (рис. 297, е). Боковой зазор в шлицах ограничителя делают больше зазора в шлицах торсиона с таким расчетом, чтобы по достижении определенного угла закручивания ограничитель вступал в действие и принимал нагрузку на себя.

Торсионы обычного назначения изготовляют из пружинных кремнистых сталей, для которых при оптимальной термообработке (закалка и средний отпуск) предел выносливости при пульсирующем кручении то = = 650 -=- 700 МПа, а при знакопеременном симметричном кручении t i = 300 350 МПа.

Для напряженных конструкций и конструкций, работающих при повышенных температу-рах,применяют стали типа 60С2Н2А, 65С2ВА, 60С2ХФА, 45ХНМФА, для которых То = 900

1400 МПа, т 1 = 500 -н 700 МПа Оптимальная термообработка - закалка на верхний бейнит (температура изотермической выдержки 300-350 "С).

С целью увеличения упругого закручивания торсионов повышают расчетные напряжения. При пульсирующих циклах обычно принимают т = 300 500 МПа, что соответствует запасу прочности (по пределу вьшосливости) порядка 1,5 - 2. В конструкциях, рассчитанных на ограниченную долговечность, напряжения доводят до 800-1000 МПа

Циклическую прочность торсионов можно значительно повысить путем упрочняющей обработки пластической деформацией. Торсионы, работающие при циклической знакопе-

ременной нагрузке, упрочняют дробеструйным наклепом. Торсионы, работающие при пульсирующей нагрузке, упрочняют заневоливанием (приложением статического момента того же направления, что и рабочий момент, при уровне напряжений, на 20-40% превышающем предел текучести материала). Дробеструйный наклеп и заневоливание повышают долговечность торсионов примерно в 2 раза. Наилучшие результаты дает напряженный наклеп (наклеп в состоянии заневоливания), который дополнительно повыщает долговечность на 20- 30%.

Прямобочные шлицы упрочняют накатыванием в осевом направлении профильными роликами, эвольвентные - обкатыванием закаленными калибрующими зубчатыми колесами.

Напряжение кручения в торсионе

(128)

где Мкр - передаваемый крутящий момент; VFkp = 0,2d(l - а) - момент сопротивления кручению сечения торсиона; a = d/d - отношение внутреннего диаметра сечения к наружг ому (для сплошных торсионов а = 0). Угол закручивания торсиона

[рад] =

С-кр

360°

= 57,з4[град].

(129)

где G - модуль упругости сдвига (для сталей G » 8 lO* МПа); L- рабочая длина торсиона, мм (за вычетом галтелей на участках перехода стержня в шлицевые пояса); Лр = 0,Ы*(1 - - а") - полярный момент инерции сечения торсиона.

Выраженный в функции т угол закручивания

X 2L = 57,3- [град].

(130)

Пусть массивный торсион передает мощность N = 73,5 кВт при п = 2000 об/мин. Рабочая длина торсиона L= 200 мм.

Крутящий момент

73,5-lo

кр = - =

0,104-2000

- = 360 Н-м.

Рнс. 298. Торсноны

Примем допустимое напряжение [т] =400 МПа. Диаметр торсиона

\ 36-164

- » 17 мм.

\ 0,2 [т] \ 0,2-400

Угол закручивания X 2Z.

Ой 8 104

400 2-200

= 0,118 [рад] = 57,3-0,118 [град] = 6 45.

Допустим, что торсион приводит зубчатое колесо с диаметром делительной окружности = 200 мм. Упругое смещение венца колеса под нагрузкой на радиусе делительной окружности = 100 мм равно / = Крф[рад] = 100-0,118 а 12 мм. Такое значение очень трудно получить посредством других амортизирующих устройств (например, спиральных пружин между приводным валом и венцом колеса).

Конструктивные разновидности торсионов показаны на рис. 298.

Для передачи небольших моментов применяют упрощенные конструкции с квадратными I или трефными 2 хвостовиками. Значительно прочнее торсионы с эвольвентными шлицами 3 - 8. Конструкция 3 нецелесообразна вследствие неравнопрочности шлицев и стержня, обусловливающей малую податливость торсиона. Равнопрочными являются конструкции

4 - 6. Увеличение диаметра шлицев (конструкции 7, 8) снижает нагрузку на шлицы и позволяет уменьшить их длину с выигрышем в компенсирующей способности торсиона. При заданной компенсирующей способности увеличение диаметра позволяет уменьшить зазор в шлицах, что улучшает условия их работы и повышает долговечность соединения.

Стержень торсиона должен быть соединен со шлицованными участками плавными галтелями (Л = 2 ч- 3d при небольшом перепаде диаметров п R>d при большом).

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 ;0, U).

Введение одного паза снижает жесткость 0,75

в раз. где а - отношение толщины стенки 8 к диаметру D трубы. Прочность при этом

уменьшается в - раз. При обычных зна-а

чениях а = 0,1 0,15 жесткость снижается в 35 - 75 раз, а прочность - в 10-15 раз. Увеличение податливости при большем чис-

Рис. 299. Устраиение изгиба

ле пазов обусловлено тем, что целые участки трубы работают преимущественно на изгиб с присущими этому виду нагружения повы-щенными деформациями.

В специальных случаях применяют торсионы 12 крестообразного сечения, обладающие высокой упругостью.

В продольном направлении торсионы фиксируют заплечиками (конструкция 13) или, чаще, стопорными кольцами (конструкции 14 - 16), предусматривая в соединении осевой зазор S для компенсации тепловых расширений и неточностей изготовления и монтажа.

УСТРАНЕНИЕ И УМЕНЬШЕНИЕ ИЗГИБА

Во всех случаях, когда допускает конструкция, изгиб следует заменять более выгодными видами деформации - растяжением, сжатием или сдвигом. Целесообразно применение стержневых или близких к ним систем, элементы которых работают преимущественно на растяжение-сжатие. Если изгибное нагружение неизбежно, то следует уменьшать плечо изгибающих сил и увеличивать моменты сопротивления- на опасных участках. Особенно это важно при консольном нагружении, наиболее невыгодном по прочности и жесткости.

На рис. 299 приведены примеры полного

или частичного устранения изгиба. Плечи углового рычага (конструкция 1) испытывают изгиб от действия сил, приложенных на крайних точках. Введение таврового ребра между концами рычага (конструкция 2) ликвидирует изгиб.

В узле 3 установки ролика на станине лапа крепления подвергается изгибу. Несколько лучше конструкция 4 с усиливающими ребрами. Наиболее рационально установить ролик непосредственно под стенкой станины, работающей в данном случае на сжатие (конструкция 5).

В конструкции 6 шарикового подпятника опорная кольцевая полка подвергается изгибу под действием рабочей нагрузки. В улучшенной конструкции 7 полка усилена ребрами. В конструкции 8 сила передается непосредственно на стенки корпуса, работающие на сжатие.

Кулачково-дисковая муфта состоит из ведущего / и ведомого т дисков, соединенных плавающей шайбой п. В конструкции 9 радиальные выступы промежуточной шайбы расположены попарно в пазах между ведущими кулачками (на рисунке зачернены) и в пазах ведомого диска. Приводные силы и реактивные силы на ведомом диске (светлые стрелки) изгибают выступы шайбы.

Увеличение ширины выступов (конструк-