Файл: Баренбойм, А. Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 17.10.2024
Просмотров: 213
Скачиваний: 1
Из табл. 33 |
видно, что с увеличением ф |
(увеличение |
длиньі |
||
зуба) отношение |
характеризующее |
полезную длину |
зуба, |
||
увеличивается |
менее |
интенсивно, чем <j». |
Это |
указывает на |
неце |
лесообразность принимать большие значения для ф, что и отражено в табл. 33.
Для турбозубчатых передач рекомендуемые значения коэффи
циента ф приведены в табл. |
25. |
|
|
|
|
Число зубьев шестерни |
|
||
Как следует |
из формулы (328), |
с увеличением |
числа зубьев |
|
шестерни Z\ увеличивается |
величина |
коэффициента |
перекрытия, |
|
а следовательно, |
увеличивается плавность зацепления. Поэтому |
|||
в турбозубчатых |
передачах |
принимают для шестерни Zi = 30—40. |
||
В других, менее ответственных передачах берут Zi = 25—30.
Угол наклона зуба
Увеличение этого угла также увеличивает коэффициент пере
крытия. |
Для корабельных |
установок |
прямозубые колеса |
почти |
|||
не применяются. |
В турбозубчатых передачах применяются шев |
||||||
ронные |
колеса |
с углом |
[Зд = 30—45°. |
В косозубых |
передачах |
||
угол Рд делается |
в пределах 8—10°, Увеличение |
угла |
[Зд |
влечет |
|||
увеличение осевой силы, действующей на колеса. |
Поэтому |
в тур |
|||||
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
эллипса в точке касания |
(рис. 160,6). Эти окружности обычно |
называются у с л о в н ы м и |
о к р у ж н о с т я м и . То число зубьев, |
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
|
Га |
|
COS2 рд ’ |
где Зд — угол |
наклона плоскости N N |
наклона зуба |
к оси колеса. |
(375)
(рис. 160, в), равный углу
182
Следовательно, |
чd-ус — — о |
|
||
zyt,mn |
|
|||
или |
|
msz1 |
|
|
z^m scos рд |
|
|||
cos2 Г1Д ’ |
|
|||
откуда |
|
|
||
|
2 |
(376) |
||
|
|
|||
гУс |
COS3 • |
|||
|
||||
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.
|
|
|
|
Т а б л и ц а 34 |
|
|
Коэффициент |
коррекции С |
|
Zyc |
-0 ,6 |
0 |
+0,6 |
+ 1 |
|
||||
20 |
|
0,118 |
0,169 |
0,192 |
24 |
|
0,126 |
0,169 |
0,189 |
183
Продолжение табл. 34
|
|
Коэффициент |
коррекции С |
|
Zyc |
- 0 ,6 |
0 |
- 0 ,6 |
+ 1 |
|
||||
28 |
0,087 |
0,131 |
0,169 |
0,187 |
33 |
0,094 |
0,136 |
0,169 |
0,185 |
36 |
0,1 |
0,138 |
0,169 |
0,183 |
42 |
0,106 |
0,142 |
0,168 |
0,181 |
50 |
0,113 |
0,146 |
0,168 |
0,178 |
65 |
0,123 |
0,15 |
0,167 |
0,173 |
80 |
0,13 |
0,153 |
0,166 |
0,17 |
100 |
0,135 |
0,157 |
0,165 |
0,167 |
П р и м е ч а н и е . |
Данные таблицы учитывают |
влияние |
трения междз- |
|
зубьями. Так как сила трения, действующая на |
ведомое колесо, направлена |
|||
в обратную сторону |
силы трения, действующей |
на |
шестерню |
и увеличивает |
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
тп = ~д1 z ■' д в мм. |
(377) |
Этот модуль в мм необходимо округлить до ближайшего большего стандартного значения модулей, приведенных в табл. 35.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а |
35 |
0,3 |
0,4 |
0,5 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
1 |
1,25 |
1,5 |
1,75 |
•2 |
2,25 |
2,5 |
3 |
3,5 |
4 |
4,5 |
5 |
5,5 |
6 |
6,5 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
13 |
14 |
15 |
16 |
18 |
20 |
22 |
24 |
26 |
28 |
30 |
33 |
36 |
39 |
42 |
45 |
50 |
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
гл |
ос |
/ МК(І ± I ) ІC0S2 Эд |
,г„ |
( 3 7 9 ) |
|
й я2 |
—05-1/ |
о |
- - |
мм, |
|
уlJ Іц колеса
где М к — расчетный |
момент |
в |
кг,'мм, действующий на ведомое |
|||
колесо; |
|
|
|
4 |
В |
|
|
|
|
|
|
||
б) расчет |
на |
изгиб |
|
|
|
|
|
|
j |
3 f |
0,647HKZo/ c o s |
(380) |
|
|
|
|
" У А .-Н У о М и Д к о л е с . |
|||
|
|
|
|
|||
|
|
§ 52. |
ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ |
|||
|
Д оп уск аем ы е |
напряжения |
на изгиб |
|||
Как ясно |
из |
схемы работы |
передачи, |
нагрузка на зуб меня |
||
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,
ИЗ |
(382) |
|
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:
|
Для углеродистой |
стали . . |
0,4-0,5; |
|
|
|
Для легированной |
стали . . |
0,6— |
0, 8; |
|
|
Для стального литья . . . |
0 2 |
|
|
|
|
Для бронзы ............................. |
|
0,, 12; ; |
|
|
|
Для ч угуна |
|
0. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Технологический коэффициент |
при чистовой |
обработке |
|||
можно принять |
равным 0,8—0,9; |
зубьев |
можно |
принимать |
|
масштабный |
коэффициент |
уз для |
|||
в пределах 0,9—1. |
получим |
значения к7, приведенные |
|||
Тогда по формуле (100) |
|||||
втабл. 36.*
*Предел прочности ав с увеличением размера детали уменьшается. Од нако, учитывая размеры зубьев, этим уменьшением можно пренебречь.
186
|
Т а б л и ц а 36* |
Наименование |
|
Стальные кованые колеса.......................................... |
1,8-2,2 |
Стальные кованые колеса цементованные . . . 1.5— 1,8
, |
литые |
„ ..................................... |
2- |
2,2 |
Чугунные к о л е с а |
.......................................................... |
1,1—1,3 |
||
Бронзовые колеса |
.......................................................... |
1 .5 - |
1,7 |
|
* 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.
Т а б л и ц а 37 |
||
Наименование |
| |
kA |
При спокойной н а г р у зк е .......................................... |
|
1 |
При реверсивной работе с нечастыми переклю |
|
|
чениями или для машин, работающих с не |
|
1,1-1,2 |
большими толчками.................................................. |
|
|
При частых переключениях или пусках (напри |
|
|
мер, для грузоподъемных машин) или для ма |
|
|
шин, работающих со значительными толчками |
|
1,2-1.5 |
При ударных нагрузках.............................................. |
|
1,5—2 |
Значение коэффициента запаса |
можно принимать по данным |
|||
табл. 38. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а 38 |
|
|
Наименование |
|
|
Для |
стальных кованых |
к о л е с ................................. |
1 ,5 -2 |
|
„ |
„ |
ЛИТЫХ |
„ ................................. |
2 -2 ,5 |
Для чугунных колес...................................................... |
|
3—4 |
||
Для |
бронзовых колес .................................................. |
|
2 -2 ,5 |
|
187'