книги из ГПНТБ / Баренбойм, А. Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры

Рис. 134. К определению параметров колес с внутренним зацеплением

ветствующих треугольников (см. коэффициент перекрытия пря­ мозубой передачи), получим

В передаче с внутренним зацеплением коэффициент перекрытия

N

Рис. 135. К определению коэффициента перекрытия

в торцевой плоскости несколько больше, чем в передаче с внешним

149

Г Л А В А X

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ КОСОЗУБЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

§ 44. ОСНОВНЫЕ ЗАВИСИМОСТИ

Косозубое колесо нарезается тем же инструментом, что и прямо­ зубое (рис. 136, 137, 138). В этом случае инструмент устанавлива­ ется под некоторым углом ß.v к оси колеса.

По ширине колеса боковая поверхность зуба представляет собою отрезок винтовой поверхности. Исходя из свойства винтовой линии, можно написать, что

где [Д —угол наклона зуба к оси колеса, отнесенный к цилиндру диаметра dx.

Параметры исходного контура (рейки) остаются прежними, то есть модуль т„, шаг іл, профильный угол ад = 20°.

Если нормальная рейка, отражающая режущий инструмент, расположена в пло­ скости, образующей с торцовой плоскостью

угол рд (рис. 139), то проекция рейки на торцовую плоскость будет иметь другие параметры, которые обозначим так

где ms — называется торцовым модулем. Очевидно, что этот тор­ цевой модуль определит размеры зуба в торцоиой плоскости.

В торцовой плоскости косозубая передача представляет собою прямозубую и все полученные ранее зависимости для прямозубой передачи остаются справедливыми, то есть

где і/д—диаметр делительной окружности. Далее имеем

150

или

плоскости.

D

\

Рис. 139. К определению параметров рейки в торцовой плоскости

Напомним, что при отсутствии коррекции и при высотной коррекции

г = Г-с. Л =*=^д-

Все зависимости, полученные ранее для прямозубых колес, действительны и для косозубых, если рассматривать зацепление

вторцовой плоскости и применять коррекцию в этой же плоскости.

•Из рис. 138 видно, что

Здесь tA шаг зубьев по нормали N 1N 1 к направлению зуба, явля­ ющимся шагом исходного контура, |3Д— угол наклона зуба по делительному цилиндру, диаметр которого равен сіл.

Учитывая (310), получим

152

Из формул (311), (312) следуёт

расстоянию А. Следовательно, для получения необходимого рас­ стояния между осями нет необходимости применять коррекцию. Поэтому в косозубых передачах корабельных установок приме­ няется лишь высотная коррекция, имеющая целью увеличить изгибную прочность зуба шестерни.

Основные размеры зубчатого колеса при этом будут (см. фор­ мулу 305 и 271)

Толщина зуба по делительной окружности (в торцовой плоскости)

(321)

Толщина зуба по окружности радиуса гх (в торцовой плоскости)

153

ИЛи

рейки в торцовой плоскости), а в нормальной плоскости (перпен­ дикулярной направлению косого зуба) этот угол будет равен яд —

154

ü r»3te

155

Зубом колесе эвольвентная линия образуется в торцовой плоскости и сопряженные зубья касаются по контактной прямой, образующей с осью колеса угол ß0.

На рис. 142, а и б показаны плоскости зацепления прямозубой

цовой плоскости находятся обычным способом, т. е. пересечением окружности выступов с линией зацепления (см. рис. 143).

Рис. 143. К определению коэффициента перекрытия

Для прямозубой передачи картина зацепления в обоих торцах совершенно одинакова и зубья обоих колес одновременно входят в зацепление (Л, — Л') и выходят из зацепления (Л2 — Л2). Вто­

рая пара зубьев находится на расстоянии t0 от первой. В косозу­

в зацепление тогда, когда точка Е совпадет с А\. Для контактной

чинает выходить из зацепления, однако на втором торце они еще будут находиться в зацеплении до того момента, когда точка D совпадет с точкой Л). В этот момент рассматриваемая пара зубьев

полностью выйдет из зацепления. Таким образом, продолжитель­ ность зацепления одной пары сопряженных зубьев определится

156

Под продолжительностью зацепления понимается промежуток времени, за который основной цилиндр повернется на дугу А\—М. Следовательно, коэффициент перекрытия будет в данном случае равен

иначе говоря коэффициент перекрытия прямозубой передачи,

То, что в косозубых и шевронных передачах коэффициент пере­ крытия значительно больше, чем в прямозубых, является основным преимуществом первых.

С увеличением коэффициента перекрытия передача работает плавнее, уменьшается динамическая нагрузка на зубья и шум при работе передачи (что имеет существенное значение для корабель­ ных установок) и увеличивается прочность зубьев.

157

Как видно из формулы (328), коэффициент перекрытий уве­ личивается с увеличением ширины колеса (коэффициент ф), числа зубьев шестерни и угла наклона ^д. Поэтому в корабельных турбозубчатых передачах принимают рд в пределах 30°—45° и число зубьев шестерни z x не берут меньше 25—30. Выбор коэффи­ циента ф приведен в табл. 42.

Г Л А В А XI

РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ НА ПРОЧНОСТЬ

§ 46. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЕЙСТВУЮЩИХ СИЛ И ВИДЫ ДЕФОРМАЦИЙ

Зубья шестерни испытывают давление со стороны зубьев ведо­ мого колеса. Это давление направлено по нормали к поверхности

Рис. 144. Силы, действующие Рис. 145. Силы, действующие и косозубой передаче

в торцовой плоскости. Нормаль к поверхности косого зуба лежит

158