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

При применении чугунного венца со стальным червяком

Следует отметить, что прочность зуба на изгиб будет больше, чем это определяется формулой (463), так как последняя не учиты­ вает упрочения (увеличения момента инерции) сечения зуба вслед­ ствие его вогнутой формы.

§ 65. ХАРАКТЕРИСТИКИ ВЕЛИЧИН, ВХОДЯЩИХ В РАСЧЕТНЫЕ ФОРМУЛЫ

делении модуля зацепления червячного колеса можно принимать

*„=1,2.

К о э ф ф и ц и е н т kв- Учитывая небольшую ширину зуба

червячного колеса, обычно симметричное (относительно опор) расположение червяка и червячного колеса, вогнутую форму зуба и хорошую приработку, величину коэффициента концентра­

220

Для червячных редукторов массового изготовления в целях уменьшения разновидности режущего инструмента устанавливают­ ся определенные значения параметра q для каждого модуля. Значения этого параметра приведены в табл. 51.

Угол 2f колеблется в пределах 80—120°.

Допускаемое напряжение для зубьев червячного колеса опре­ деляется так же, как и для цилиндрических колес, а именно: при изгибе допускаемое напряжение находится по формулам (см. §60). При определении допускаемых напряжений на поверхностную проч­ ность надо пользоваться следующими данными:

полировании допускаемое напряжение |о |п может быть увели­

чено на 20%.

Безоловянистые бронзы, как например АЖ9-4, обладают повы­ шенными механическими характеристиками, но хуже работают на заедание, чем оловянистые бронзы.

Допускаемые напряжения, найденные по формуле 468, должны быть скорректированы по данным табл. 52 в зависимости от ско­ рости скольжения, которая, примерно, равна окружной скорости червяка.

П р и м е ч а н и е . При расчете па долговечность, т. е. с учетом предела ограниченной выносливости, можно пользоваться ориентировочно следующими формулами

230

HÜ ИЗГИО

напряжения на поверхностную прочность для колес можно прини­ мать в зависимости от окружной скорости червяка в следующих пределах (табл. 52).

§ 66. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИ ЗАДАННОМ РАССТОЯНИИ МЕЖДУ ОСЯМИ КОЛЕСА И ЧЕРВЯКА

При проектировании червячной передачи может оказаться необ­ ходимым выполнить передачу с определенным расстоянием менаду осями червяка и червячного колеса.

Для редукторов массового изготовления устанавливаются опре­ деленные значения для межосевого расстояния А, приведенные в табл. 53.

Т а б л и ц а 5380

80, 100, 150, 180, 210, 240, 270, 300, 360, 420, 480, 540, 600 мм

231

Расстояние между осями червяка и колеса определяется формулой

Подставляя сюда значение dll2 = msz 2, получим

Ранее было обозначено — = а. Тогда ms ѵ

Для получения заданного или принятого по ГОСТу значения А приходится варьировать величинами ms, z2 и q. Варьировать чис­ лом зубьев г, следует лишь в том случае, если возможно изме­ нять заданное передаточное число.

Для округления межосевого расстояния А можно применять коррекцию. Рекомендуется применять для коррекции смещение червяка. В этом случае формула (474) примет вид

где 5 — коэффициент смещения, который ГОСТ рекомендует при­ нимать в пределах +1.

Метод пользования формулой (475) ясен из следующего при­

Тогда без коррекции

А = ~ (58 + 8) = 264 мм.

По данным табл. 53 ближайшее стандартное расстояние .4 равно 270 мм. Следовательно, необходима коррекция зацепле­ ния. Требуемый коэффициент смешения будет (формула 475)

2$ = - (58 -I- 8) = 1,5,

5 = +0,75.

232

§ 67. КОНСТРУКЦИИ И ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

Конструкция червяка показана на рис. 199. Диаметр делитель­ ной окружности червяка й?д1 = msq.

Диаметр начальной окружности

Наружный диаметр червяка

Внутренний диаметр червяка

Как правило, червяк изготовляется за одно целое с валом. Внутренний диаметр червяка проверяется расчетом на сложное

сопротивление под действием трех взаимно перпендикулярных сил Рв, Q„ и S.

Длина нарезной части берется из условия обеспечения пол­ ного зацепления между червяком и колесом по формулам:

для одно- и двухзаходных

233

Длина вала червяка (расстояние между опорами) при расчете может быть ориентировочно принята

/ = (0,8-*-l,2)dj3.

Вал червяка имеет ступенчатую форму, обусловленную установ­ кой подшипников качения. Вследствие этого конструктивно диаметр выходного конца вала червяка обычно получается меньше внутрен­ него диаметра винта на 15—20 мм (см. рис. 199), т. е.

>d5= dn — (]5ч~20) мм.

Этот диаметр проверяется расчетом на кручение с учетом ослабле­ ния шпоночной канавкой.

В некоторых случаях может оказаться, что диаметр ds не удов­ летворяет условию прочности на кручение; тогда целесообразно перейти от диаметра d3 к большему dc (см. рис. 199), величина которого определится условием прочности выходного конца.

Червячное колесо, показанное на рис. 196, по конструкции ничем не отличается от цилиндрического зубчатого колеса, за исключе­ нием формы зубьев. Обод колеса, обычно бронзовый, насаживается на центральную часть, изготовляемую из стали или чугуна. Форма и размеры спиц, ступицы, обода определяются по формулам, при­ веденным для цилиндрических колес.

Диаметр делительной и начальной окружности колес

Диаметр Окружности выступов колеса определяется по фор­ муле

Диаметр окружности впадин

Ширину червячного колеса рекомендуется определять по фор­ мулам

Вал червячного колеса рассчитывается так же, как червяка, т. е. на сложное сопротивление под действием трех взаимно перпенди­ кулярных сил. Червячная передача проверяется на нагрев. Такой расчет приведен ниже, в главе XXI.

234

§68. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О ГЛОБОИДНЫХ ПЕРЕДАЧАХ

Впростой червячной передаче наружная и внутренняя поверх­ ности являются цилиндрами червяка (см. рис. 199). В глобоидной передаче (рис. 200) червяк представляет собой тело вращения дуг: внутренний профиль — тело вращения дуги диаметром D '2, а на­

ружный—дуги диаметром D'ir Такие тела вращения называются

О3

Рис. 200. Глобоидная передача

глобоидами. При данной форме червяка одновременно в зацеп­ лении находятся несколько пар зубьев. Это обстоятельство, а также лучшие условия сохранения масляной пленки между тру­ щимися поверхностями являются причиной того, что глобоидные червячные передачи при тех же габаритах могут передавать мощности, примерно в два раза большие, чем обычно червячные передачи, в результате чего глобоидные передачи начинают ши­ роко применяться в промышленности. Недостатком этих передач является большая сложность в изготовлении, заключающаяся, главным образом, в том, что инструмент, нарезающий червяк, должен перемещаться по дуге относительно центра О. Основные размеры глобоидной передачи могут быть найдены из следующих

соотношений:

диаметр делительной окружности колеса

диаметр делительной окружности червяка dM определяется так же, как и для обычной передачи

= qms-

235

Червяк в сечении плоскостью чертежа представляет собой рейку. Боковые стороны зубьев при их продолжении касаются окружности диаметром d0, называемой профилирующей окруж­ ностью (см. рис. 200), где d0 = 2OB.

Из рис. 200 видно

Д і = 2 [ А - В К ) , где BK = \ \ ^ D % ~ d l .

При беззазорном зацеплении (ширина зуба равна ширине впа­

236

Обод колеса очерчивается радиусом гк из центра, несколько смещенного по отношению к центру червяка.

Ширина колеса

В0,8^/ді, В, = (1,2-:-1,3) В.

Для определения модуля зацепления можно пользоваться фор­ мулами для обычных червячных передач, но для учета того, что

взацеплении одновременно находится большее количество зубьев,

взнаменатель подкоренного выражения следует ввести множитель

1,5—2.

Г Л А В А XVI

ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

§ 69. СХЕМЫ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ

Планетарные передачи применяются в ряде ответственных узлов корабельных установок. Преимуществом планетарной передачи является то, что она позволяет осуществить соосность валов, т. е.

Рис. 201. Образование планетарной передачи

позволяет расположить ведущий и ведомый валы на одной оси, что иногда бывает весьма удобно для общей компоновки механизмов.

При соответствующем выборе схемы редуктор, состоящий из планетарных передач, может иметь преимущество перед другими типами редукторов в отношении компактности при достаточно высоком значении коэффициента полезного действия. Следует иметь в виду, что к. п. д. планетарной передачи существенно зависит от выбранной схемы и при неудачно выбранной схеме он может быть недопустимо низок.

237

В данной главе мы рассматриваем статику и кинематику про­ стых схем планетарных передач, которые, главным образом, и при­ меняются в корабельных установках.

Планетарные передачи получили свое название вследствие того, что в них осуществляется планетное движение колес.

Из простой передачи, сделав некоторые дополнения, можно

пенчатая передача, оси валов которой в пространстве неподвижны. Колесо 1 сцепляется с колесом 2а, которое сцепляется с колесом 3-м, имеющим внутреннее зацепление. Колесо 3 и колесо 1 враща­ ются относительно оси /, а колесо 2а — относительно оси II.

Если же колесо 3 сделать неподвижным и оси валов / и II соеди­ нить рычагом Я, то этот рычаг вместе с колесом 2а будет вращать­ ся относительно оси I, а колесо 2а будет вращаться относительно своей собственной оси и относительно оси / и тем самым будет осуществляться планетное движение колеса 2а. Условное схема­ тическое изображение такой передачи показано на рис. 202,а.

ным колесом. Колесо 2а, вращающееся относительно собственной оси и относительно центральной, называется с а т е л л и т о м . Ры­ чаг Я, с помощью которого происходит вращение сателлита отно­ сительно центральной оси, называется во ди лом.

На рис. 203 показана другая схема планетарной передачи. В ней центральное колесо 1 сцепляется с сателлитом 2а, сидящим на одном валу с сателлитом 26. Сателлит 26 сцепляется с неподвижным

238