Файл: Баренбойм, А. Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры.pdf

Хотя напряжение в точке А больше, чем в В, однако опасной точкой является точка В, так как в ней превалирует деформация растяжения (как указывалось напряжение асж незначительно по сравнению с оиз), а предел выносливости при растяжении меньше, чем при сжатии.

Следовательно, условие прочности напишется

расчетах принимают пониженное значение допускаемых напряже­ ний, принимая соответствующее повышенное значение коэффи­ циента перехода от образца к детали (ka).

Подставляя в формулу (354) значения момента сопротивления и площади сечения

167

где уо называется к о э ф ф и ц и е н т о м ф о р м ы зуба . Этот коэффициент является отвлеченной величиной, зависящей от формы зуба, в свою очередь зависящей от числа зубьев шестерни.

Значение уп приводится в соответствующих таблицах для пря­

Подставляем значение Р' из (352) и заменяем

Получим

Р cos |Ѵі

'\>ällTzy0ks

Выражая затем окружное усилие через расчетный момент (фор­ мула 339), получим окончательно

OfiiMpZL COS рд

(356)

МдіФУо

Определяя из полученной зависимости d n , получим формулу для определения диаметра делительной окружности шестерни из условия прочности зуба на изгиб. Эта формула будет

§ 49. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ТУРБОЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Как видно из формулы (328), с увеличением числа зубьев zu угла [ід, а также ширины колеса В, характеризуемой коэффи­ циентом 6, коэффициент перекрытия увеличивается, а следова­ тельно, увеличивается плавность зацепления, что способствует уменьшению шумности. Последнее имеет особенно существенное

z x - 30 : 45 \

Особенность расчета турбозубчатых передач заключается именно в том, что при длинных зубьях имеет более существенное

168

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