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

Т а б л и ц а 31

Метод выбора материала ясен из нижеследующего примера. Предположим, что надо выбрать материал для шестерни косозубой зубчатой передачи редуктора по следующим данным

2)класс точности обработки — второй;

3)максимальная скорость г>тах = 9 м/сек.

Коэффициент концентрации kB

Неравномерность распределения нагрузки по длине зуба явля­ ется следствием деформации валов, колес и неточности монтажа.

Как видно из рис. 159, а, окружное усилие является сосредото­ ченной нагрузкой для вала*. Это усилие для вала шестерни и вала колеса направлено в прямо противоположные стороны, вследствие чего и упругие линии валов займут зеркальное положение относи­ тельно оси, что утрированно показано на рис. 159,6. Если зубчатые колеса по длине вала будут расположены несимметрично относи­ тельно опор, как указано на этом рисунке, то шестерня и колесо займут непараллельное положение, что и приведет к неравномер­ ному взаимному прилеганию зубьев. При расположении колес

* В действительности эта нагрузка является распределенной по длине участка, равной ширине колеса, но часто при расчете вала ее считают сосредото­ ченной.

в середине параллельность зубьев может сохраниться. Следова­ тельно, неравномерное прилегание зубьев вызовет неравномерную интенсивность нагрузки по длине, что является причиной возникно­ вения концентрации напряжений по длине зуба.

Чем больше деформация валов, тем больший перекос будут иметь колеса. При консольном расположении колес возможность перекоса будет больше, чем при расположении между опорами.

Чем больше жесткость валов зубчатой передачи, тем меньше про­ гиб, тем, следовательно, будет меньше перекос колес. Поэтому в зубчатых передачах бывает целесообразно повысить жесткость вала увеличением его диаметра.

Неточность монтажа является также причиной перекоса зубча­ тых колес. Неточности будут меньше, если подшипники валов монтируются на одной раме или в одной коробке, имея одну общую базу, как бывает в редукторах. В открытых передачах подшипники валов обычно монтируются на равных базах, поэтому в открытых передачах имеется большая опасность перекоса, а следовательно, и неравномерного прилегания зубьев. Деформация кручения колес является также причиной неравномерного прилегания зубьев. Очевидно, чем меньше длина зубьев, тем меньше будет величина абсолютного перекоса и неравномерность „распределения нагрузки.

С увеличением длины зуба В прочность его должна возрасти. Однако это будет происходить лишь до некоторого предельного увеличения длины зуба, при котором отрицательные факторы, связанные с этим увеличением (концентрация нагрузки), начнут

превалировать. В косозубых колесах в зацеплении одновременно находятся несколько пар зубьев. Поэтому для таких колес отрица-

180

'гёльное влияние увеличения длины зуба будет сказываться меньше, чем для прямозубых.

Аналитическое определение предельного значения длины зуба и величины коэффициента концентрации нагрузки является зада­ чей чрезвычайно сложной. Поэтому на практике пользуются

ориентировочными таблицами рекомендуемых значений ~ и kB.

В табл. 32 приведены рекомендуемые ориентировочные зна­ чения отношения длины зуба В к диаметру делительной окруж­

ности ведущего колеса (шестерни) dAl для различных случаев

ß

181

лесообразность принимать большие значения для ф, что и отражено в табл. 33.

Для турбозубчатых передач рекомендуемые значения коэффи­

В других, менее ответственных передачах берут Zi = 25—30.

Угол наклона зуба

Увеличение этого угла также увеличивает коэффициент пере­

бозубчатых передачах, передающих обычно большие вращающие моменты, применяются шевронные колеса, или сдвоенные зубча­ тые передачи, как показано на эскизе (рис. 152).

Коэффициент формы зуба

Истинная форма зуба будет находиться в плоскости, перпенди­ кулярной направлению зуба (рис. 160,в). Если провести такую плоскость NN, то в сечении получатся эллипсы (рис. 160,6). Про­ ведем окружңости радиусами, равными радиусам кривизны

которое будет расположено на этих условных окружностях, назы­ вается у с л о в н ы м ч и с л о м з у б ь е в . Действительная форма зуба будет определяться тем количеством зубьев, которое располо­ жится на условной окружности шестерни. Это число зубьев найдется из следующего. Известно, что радиус кривизны эллипса, полученного рассечением плоскостью NN цилиндра радиуса гд, равен

182

Отсюда вытекает, что коэффициент формы зуба может быть определен по таблицам, составленным для прямозубого колеса, но для условного числа зубьев zyc.

Значения коэффициентов формы зуба і/0 Для прямозубого колеса приведены в табл. 34.

183

Продолжение табл. 34

величину коэффициента уп, то для ведомого колеса . следует цифры данной таблицы увеличить примерно па 20%.

Данные табл. 34 наглядно иллюстрируют, как влияет на изгибную прочность зуба коррекция зацепления.

Модуль зацепления

Определив диаметр шестерни расчетом на поверхностную проч­ ность и изгиб, следует принять диаметр наибольший и затем опре­ делить модуль зацепления по формуле

Этот модуль в мм необходимо округлить до ближайшего большего стандартного значения модулей, приведенных в табл. 35.

После определения модуля зацепления следует установить окончательные значения диаметров и всех параметров, связанных с величиной модуля зацепления.

184

Как видно из формулы (357), диаметр шестерни, полученный расчетом на изгиб, зависит от величины коэффициента формы зуба уо, который, в свою очередь, увеличивается с увеличением числа зубьев колеса (см. табл. 34).

Так как обычно передаточные числа зубчатых передач больше единицы, то зуб ведомого колеса на изгиб будет более прочен, чем зуб шестерни. Поэтому на изгиб надо вести расчет для зубьев шестерни.

Если материал шестерни и ведомого колеса одинаков и одина­ кова их поверхностная твердость, то расчет на поверхностную проч­ ность можно производить для зубьев шестерни. Если же материалы разные и поверхностная твердость зубьев колеса меньше, чем зубьев шестерни, то расчет на поверхностную прочность следует производить для зубьев колеса.

Расчетные формулы для этого случая будут а) расчет на поверхностную прочность

< / „ - 1. 1 21 ' / 1 мм ( 3 7 8 )

У11 Ій колоса Sm 2аД

или

уlJ Іц колеса

ется за один оборот от Р до О. Следовательно, на зуб действует пульсирующая нагрузка и коэффициент несимметрии напряже­ ний га = 0.

Значение допускаемого напряжения может в этом случае определяться по формуле (см. § 21)

185

Где kx—- коэффициент запаСй;

kx — коэффициент динамичности; 3g — предел прочности для детали;

предел выносливости для детали. Для пластичных материалов

Следовательно,

Здесь з_, - предел выносливости материала при симметричном цикле;

к, — коэффициент перехода от образца к детали. Для хрупких материалов (чугун)

(383)

где ав — предел прочности для гладкого образца.

Для расчета зубчатых колес можно принять теоретический коэффициент концентрации а, = 2. Значение коэффициента чувст­ вительности -/ц следует принимать по нижеследующим данным:

втабл. 36.*

*Предел прочности ав с увеличением размера детали уменьшается. Од­ нако, учитывая размеры зубьев, этим уменьшением можно пренебречь.

186

Стальные кованые колеса цементованные . . . 1.5— 1,8

* Ббльшие значения следует брать для легированных сталей и для зубьев, закаленных до твердости НВ = 350 кг/мм-'

Значение коэффициента динамичности kA, учитывающего ха­ рактер внешней нагрузки, следует принимать по данным табл. 37.

187'

Допускаемое напряжение на поверхностную прочность, как следует из физических явлений, сопровождающих процесс поверх­ ностного выкрашивания, зависит, главным образом, от поверхност­

где Нв — твердость по Бринеллю, причем эта формула справед­ лива для зубчатых колес из незакалепных сталей с Нв < 350кг\ммг.

Учитывая зависимость между твердостью по Бринеллю и пре­ делом прочности, допускаемое напряжение |з |п определяют в зависимости от предела прочности. Ориентировочные значения

В тех случаях, когда твердость стали неизвестна, можно для

взяв меньшие значения для легированных сталей высокой проч­ ности (при зв > 70 к г ’мм2у

Для зубчатых колес допускаемые напряжения на изгиб и по­ верхностную прочность определяются величинами пределов

188