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

значение, чем в обычных передачах, деформация зубьев и теЛа зубчатого колеса, значительно влияющие на распределение на­ грузки вдоль контактной линии.

При больших наклонах зубьев, которые применяются в этих передачах, и при длинных зубьях оказывает влияние на прочность зуба и деформация кручения.

Неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии является следствием неодинаковой деформации сопряженных зубьев шестерни и колеса, а также деформации самих зубчатых колес. Эти деформации следующие: изгиб тела шестерни и ведомого зубчатого колеса, кручение тела шестерни, изгиб сопряженных зубьев, сдвиг зубьев, кручение сопряженных зубьев и контактные деформации (сближение профилей).

Ввиду чрезвычайной сложности этой задачи, точного решения до сих пор не имеется. В работе (4) дано приближенное решение задачи, результаты которой могут быть использованы для практи­ ческих расчетов. Теоретические исследования показывают, что на

Данные таблицы 25 показывают, что с увеличением z v и [Д коэффициент к в уменьшается, а с увеличением б — увеличивается.

Существенное влияние оказывает число опор шестерни.

169

І-ая схема (рис. 152) предусматривает одну сдвоенную ше­ стерню шириною 2В, установленную на двух опорах, и передачу вращающего момента с одной стороны.

Рис. 152. Схема сдвоенной шестерни при действии момента с одной стороны

В схеме № 2 (рис. 153) вращающий момент передается с двух сторон.

Рис. 153. Схема сдвоенной шестерни при действии мо­ мента с двух сторон

Всхеме № 3 (рис. 154) применены 3 опоры и момент передается

содной стороны.

Рис. 154. Схема двух разделенных шестерен при дей­ ствии момента с одной стороны

В схеме № 4 (рис. 155) момент передается с двух сторон.

В ряде заводских расчетах применяется контрольная проверка, заключающаяся в том, чтобы суммарная деформация шестерни не превосходила 25—35 микрон.

170

Для сечения, в котором суммарная деформация от изгиба и кру­ чения будет максимальной, эта деформация может быть найдена по формуле

I— I

Рис. 155. Схема двух разделенных шестерен при действии момента с двух сторон

Для сечения, в котором суммарная деформация будет макси­ мальной, значения коэффициентов а, и % приведены в табл. 26.

Ориентировочные значения суммарной деформации приведены в табл. 27 в микронах при средней нагрузке на зубчатую ше­ стерню qp = 100 KzjcM.

171

Здесь средняя нагрузка определяется по формуле (360)

крутящий момент, создающий дополнительные напряжения в кор­ невом сечении зуба.

Определение напряжений от кручения для короткой заделан­

напряжение на изгиб, найденное по формуле (356), должно быть умножено на коэффициент кручения /гкр, который ориентировочно

§ 50. ЗАЦЕПЛЕНИЕ НОВИКОВА

Зацепление Новикова существенно отличается от эвольвентного зацепления и имеет преимущество перед ним в отношении нагру­ зочной способности.

Зацепление Новикова выполняется двумя вариантами: с одной линией зацепления и с двумя линиями зацепления.

В варианте с одной линией зацепления у одного из зубчатых колес, а именно у шестерни, зубья делаются с выпуклым профилем, а у ведомого колеса — с вогнутым, как показано на рис. 156, 157.

В варианте с двумя линиями зацепления зубья шестерни и ведо­ мого колеса имеют выпуклый и вогнутый профиль, а именно: выпуклый профиль у головки зуба сопрягается с вогнутым профи­ лем ножки сопряженного колеса и вогнутый профиль ножки со­ прягается с выпуклым профилем головки сопряженного колеса

(рис. 158).

Таким образом, передача с зацеплением Новикова сохраняет конструктивные преимущества наружного зацепления и обладает преимуществом внутреннего, поскольку вписанные профиля зубьев шестерни и ведомого колеса создают весьма благоприятные усло­ вия для контактной прочности.

В зацеплении Новикова имеет место точечный контакт и точки контакта перемещаются по образующей начальных цилиндров со

172

значительной скоростью г'ск —ѵ ctg рд, где ѵ — линейная скорость, что обеспечивает лучшее условие смазки. Это зацепление позво­ ляет увеличить нагрузку зубчатой передачи в 1,5—2 раза по сравнению с эвольвентными зубьями при тех же размерах колес.

173

Диаметр шестерни dAt из условия поверхностной прочности определяется по формуле

где ф = -г—, В — ширина колеса.

“ ді

Значение коэффициента ф принимается при симметричном рас­

где зв — предел прочности материала сердцевины зуба;

Ро — целое число, ближайшее меньшее осевого коэффициента перекрытия еа, где

_у0 — условный коэффициент формы зуба, определяемый по формуле (для модулей т„ от 2ч-8 мм)

(В. Н. Кудрявцев рекомендует ид = 30°); к, — коэффициент неравномерности, принимаемый в зависи­

мости от величины ф и расположения колес относительно опор в пределах от 1,05 до 1,3.

кѵ— коэффициент динамичности нагрузки, выбираемый в за­ висимости от степени точности и окружной скорости в пределах 1 — 1,2.

174

Г Л А В А XII

ХАРАКТЕРИСТИКА ВЕЛИЧИН, ВХОДЯЩИХ В РАСЧЕТНЫЕ ФОРМУЛЫ

§51. РАСЧЕТНАЯ НАГРУЗКА. ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАТЕРИАЛЫ.

РАСЧЕТНЫЕ ПАРАМЕТРЫ

Расчетный вращающий момент определяется по формуле

^ —-скоростной коэффициент, учитывающий динамические явления, возникающие (при зацеплении зубьев) вслед­ ствие погрешности изготовления;

—коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки пб длине зуба.

Скоростной коэффициент kv

Величина этого коэффициента зависит от окружной скорости и класса точности обработки и увеличивается с увеличением окруж­ ной скорости и точности обработки.

Ориентировочные значения скоростного коэффициента приве­

дены в табл. 28.

Таблица 28

Окружная скорость, м)сек

Окружная скорость шестерни определится по формуле

где п\ и d\ — числа оборотов и диаметр шестерни в мм.

Величина скоростного коэффициента для прямозубых колес зависит, главным образом, от ошибки основного шага. Эта ошибка зависит как от класса точности обработки, так и от величины модуля зацепления. Для ориентировочного учета последнего фак­

* Данные относятся к фланкированным зубьям.

175

тора следует данные для k v, приведенные в табл. 38, умножить на коэффициент, имеющий значения:

Для величины модуля

1— 6 мм . . . . 0,9 6—10 мм . . . . 1,0 10—20 мм . . . . 1,1

В. Н. Кудрявцев рекомендует придерживаться следующих ориентировочных значений окружной скорости в зависимости от точности обработки (табл. 29).

При выборе материалов колес и максимальной скорости следует учитывать тип передачи, т. е. является ли она открытой или смон­ тирована в закрытой: коробке (редукторы).

В первом случае вследствие незащищенности передачи от внеш­ ней среды, а следовательно, и возможности засорения рабочих поверхностей и ухудшения смазки максимальная скорость должна быть небольшая и обычно ограничивается пределом в 2 м/сек. Во втором случае передачи защищены от внешней среды, условия смазки могут быть созданы нормальные и максимальная допусти­ мая скорость может быть повышена.

При применении прямозубых колес следует считаться с тем, что количество пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении, резко меняется от одной до двух и зубья входят в зацепление сразу по всей длине, что ухудшает плавность зацепления.

Как было уже показано, в косозубых передачах плавность за­ цепления значительно большая, чем в прямозубых. Поэтому для прямозубых колес не рекомендуется применять скорости более 5 м/сек, а для косозубых предельная скорость значительно выше.

Турбозубчатые передачи делаются по первому или второму классам точности.

Значение скоростного коэффициента для косозубых и шеврон­

Применяемые материалы

Для зубчатых колес применяются чугун, стальное литье, угле­ родистая и легированная стали.

Применение чугунного и стального литья имеет преимущество с точки зрения получения готовой отливки независимо от размеров. Однако в этом случае уменьшается предел допускаемой окружной скорости и значение допускаемых напряжений. При стальном литье обычно применяются марки 45Л и 55Л, имеющие предел прочности при растяжении 55—60 кгімм2.

Из марок чугуна наиболее употребительными являются серый чугун СЧ28-48, СЧ32-52-, СЧ35-56 и другие. В последнее время на­ чали применять для зубчатых колес модифицированный серый чугун различных марок МСЧ 32—52, МСЧ 35—56 и др.

Кованая сталь применяется при размерах заготовок до 500—600 мм. С увеличением размеров следует применять литье, однако в тех случаях, когда по условиям работы передачи для зубьев требуется применение более качественного материала, при­ бегают к составному зубчатому колесу, у которого колесо литое, а зубчатый венец — из требуемого качественного материала. Марку кованой углеродистой стали не следует применять ниже Ст-5. Для получения более высоких механических свойств стали применяют улучшение, т. е. закалку с высоким отпуском. В ряде случаев, когда лимитирует поверхностная прочность зуба, целесообразно

температуры отпуска стали при условии сохранения пластичных свойств стали.

Влияние температуры отпуска на поверхностную твердость для

Как уже упоминалось, при НВ = 300—350 нарезание зубчатых колес может производиться после термообработки. При нарезании крупных колес корабельных турбозубчатых агрегатов вопрос луч­ шей обрабатываемости имеет существенное значение и поэтому для таких колес поверхностную твердость не делают выше 250 кг/мм11.

Твердость выше 350 кг/мм2 может быть достигнута сплошной закалкой с низким отпуском, поверхностной закалкой, цементацией, азотированием или цианированием. В этом случае нарезание зубьев производится до термообработки с последующим исправлением профиля шлифованием, что при больших размерах колес, вызывает ряд затруднений. При ударных нагрузках целесообразно сохранить мягкую сердцевину зуба, чего нельзя осуществить при сплошной закалке.

При цементации следует применять сталь с содержанием угле­ рода в среднем 0,1—0,2%, а при сплошной и поверхностной за­ калке — 0,3—0,5%.

Из неметаллических материалов применяется текстолит, являю­ щийся продуктом прессования полотняной ткани, сложенной слоями и пропитанной специальной смолой, и лигнофоль, представ­ ляющий собою прессованную древесину, также пропитанную специальной смолой. Обычно из текстолита или лигнофоля изготов­ ляют шестерню, работающую с чугунным или стальным колесом. Преимущество этих колес — бесшумность работы, а также то, что из-за малой чувствительности к динамическим нагрузкам нет необ­ ходимости в большой точности изготовления. Учитывая низкие механические качества текстолита и лигнофоля, естественно, что эти колеса отличаются небольшой нагрузочной способ­ ностью.

Характеристика некоторых марок текстолита и лигнофоля при­ ведена ниже

Так как в зубчатой передаче работа шестерни протекает в не­ сколько более тяжелых условиях, чем колеса (большая частота перемен нагрузок), то материал для шестерни рекомендуется выби­ рать с поверхностной твердостью на 20—30 единиц больше, чем для колеса, что способствует также уменьшению возможности заедания.

Для предварительного выбора материала можно пользоваться ориентировочными данными табл. 31, где для различных мате­ риалов и классов точности приведены значения Nn\, пользуясь

которыми можно выбрать ориентировочно материал шестерни

(при НВ<. 350 KZjMM2),

178