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

время часто, особенно в корабельных установках, необходимо считаться с требованиями уменьшать габариты передачи. Оче­ видно, что в этом случае следует стремиться к максимальному уменьшению <4,іп при сохранении условий прочности червяка.

Следует заметить, что увеличить диаметр колеса можно, уве­ личив модуль зацепления ms или число зубьев zs. Но так как z2

При практических расчетах вызывает затруднение то обстоя­ тельство, что для расчета на прочность червяка необходимо знать величину действующих сил, диаметр колеса и ряд других парамет­ ров, в свою очередь, зависящих от угла X. Следовательно, необхо­ димо предварительно задаться этим углом. Ориентировочное его значение, которое следует принимать для предварительных расче­ тов, приведено в табл. 47.

В ряде случаев, особенно при небольших передаваемых крутя­ щих моментах, верхние пределы для угла X могут быть несколько увеличены.

Условие прочности вала червяка напишется с < | з | , где а — действующее напряжение в опасном сечении и |з| — допускаемое.

Ориентировочно действующее напряжение может определяться по приближенной формуле

Для значения -j- =- 1 величины коэффициента А„ приведены

в табл. 48, иллюстрирующей изменение коэффициента А 0 (сле­ довательно, и з) при изменении q и числа зубьев Z-,.

Значения допускаемых напряжений на изгиб в кг 'м&г для чер­ няка для некоторых марок нормализованной и улучшенной стали приведены в табл. 49.

Формула (457) указывает, что весьма эффективным средством уменьшения действующего напряжения в валу червяка является увеличение модуля зацепления, чем иногда и пользуются на прак­ тике.

Приведенные формулы (457), (458) и табл. 48 облегчают выбор величины угла Я, методика которого заключается в следующем: задавшись маркой стали и выбрав допускаемое напряжение для червяка (пользуясь данными табл. 49*), по формуле (457), следует определить значение .40

При этом предполагается, что крутящий момент М к и модуль ms известны; по табл. 48 для ближайшего большего значения Л0

* Следует помнить, что и табл. 49 прииедопы величины допускаемых на­ пряжений без учета коэффициента динамичности.

■226

следует определить угол X. Выбор угла может быть выполнен и несколько иначе, а именно: надо задаться значением угла X, пользуясь данными табл. 47, но табл. 48 или по формуле (458) определить А 0; по формуле (457) определить з и по табл. 49 подобрать соответствующий материал для червяка так, чтобы з < |а |.

Приведенная методика рекомендуется для предварительного определения угла X и не исключает необходимость точного про­ верочного расчета вала червяка.

П р и м е ч а н и е : Окончательное значение угла Xследует при­

Как уже указывалось, увеличение угла Xимеет целью увеличить к.п.д. винтовой пары, а следовательно, и всей передачи.

Однако при этом не следует забывать, что увеличение к. п. д. может быть достигнуто уменьшением угла трения и потерь в опорах.

Угол трения уменьшается при применении для зубьев червячного колеса антифрикционного материала, например, бронзы, что в боль­ шинстве случаев и делается на практике.

Применение цементованных, шлифованных и полированных червяков при тщательной приработке и сборке передачи, при обильной смазке зацепления и при достаточной вязкости масла является весьма эффективным средством уменьшения угла трения.

П р и м е ч а н и е : Как известно, потери на трение будут минимальными, если между трущимися поверхностями существует жидкостное трение, что может иметь место лишь при наличии масляного клина между трущимися поверх­ ностями.

Вчервячных передачах нет благоприятных условий для существования масляного слоя, вследствие чего в этих передачах существует полужидкостное трение. С увеличением скорости скольжения несущая способность масляного слоя также увеличивается, что уменьшает потери на трение.

Вглобоидных передачах имеют место более благоприятные условия для

существования масляного клина, вследствие чего и к. и. д. этих передач выше.

В целях уменьшения потерь на трение в опорах применяются чаще всего подшипники качения. Иногда, по чисто конструктивным причинам, при больших крутящих моментах бывает затруднительно установить подшипники качения на валу червячного колеса (из-за их габаритов). В этом случае устанавливаются подшипники сколь­ жения с самостоятельной тщательной смазкой.

§ 64. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Допустив, что зацепление червячного колеса с винтом может рассматриваться как зацепление косозубого колеса с рейкой, можно при определении модуля зацепления воспользоваться формулами (349) и (357), выведенными для косозубых колес.

Зуб червячного колеса образует угол X с осью колеса и в этом отношении может сравниваться с зубом косозубой передачи.

При зацеплении зубчатого колеса с рейкой передаточное число,

равное отношению начальных радиусов, будет і0 = -г^I- - * с о . Сле­

следует смешивать і0 и передаточное число червячной передачи і). Пользуясь формулами для расчета зубчатых колес, полу-

чим 4 = . Однако при расчете червячной передачи оказывается более удобным ввести обозначение

,В

где d Al — диаметр делительной окружности червяка;

В— длина зубца, измеренная по дуге делительной окруж­ ности червяка, тогда

Фк^ді ф = msz2

Подставляя — q, получим

171$

'К-

Подставляя в формулы (349) и (357) параметры червячной передачи и учитывая сказанное выше, а также замечая, что dÂ2 — ,nsz 2 и т„ — теcosX^ для модуля зацепления, получим сле­ дующие формулы

а) при расчете на поверхностную прочность

но sin2an = 2 sin ancos ѵ Без большой погрешности можно фор­

228