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

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