/
Автор: Доллежаль В.А.
Теги: авиационная промышленность моторы авиационные двигатели авиамоторы
Год: 1939
Текст
Инж.-мех. к А. ДОЛЛЕЖАЙ^^
кандидат технических йаук
РЕДУКТОРЫ
ЧИСЛА ОБОРОТОВ
АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ИЗДАНИЕ ВТОРОЕ,
ДОПОЛНЕННОЕ И ПЕРЕРАБОТАННОЕ
^ДАРСТВЕННОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО ОБОРОННОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
ЯМ 1 9 3 9 Ленинград
Кнйга посвящена теории, конструкции и расчету редукто-
ров чисел оборотов авиационных моторов. В книге данОТся
основные указания по выбору передаточного числа в редук-
торе, описываются конструкции выполненных редукторов
и приводятся способы расчета зубцов шестеренных передач
и расчета на прочность деталей редуктора.
Книга предназначена для инженеров авиапромышленности,
работников научно-исследовательских институтов й студентов,
втузов. '
ОГЛАВЛЕНИЕ
ГЛАВА I
Типы редукторов. Выбор винтомоторной установки
'1. Общее направление развития авиационных моторов.............................
2. Схемы редукторов авиационных моторов........................................
' Редукторы, включенные в конструкцию мотора ;..............................
' Редукторы, выполненные в виде самостоятельного агрегата .....................
,'Д. Анализ веса винтомоторной группы .........................................
Вес редуктора........... ................................................
Вес втулки винта ........................................................
Вес винта.................... ...........................................
4 Обоснования для выбора типа винтомоторной группы.............................
Выбор винта .............................................. ..............
Выбор схемы передачи па винт ............................................
ГЛАВА II
Конструкции редуктороь^авиациониых моторов
Редуктор мотора Нэпир «Лайон* .........................................
Редуктор мотора Изотта-Фраскини «Ассо» 5U0R ...........................
РеДуКтор мотора Ролльс-Ройс............................................
Редуктор мотора Изотта-Фраскини «Ассо» 750R .........................
Редуктор мотора Паккард 2А-2500 .......................................
Редуктор мотора Кертисс «Конкверор»....................................
Редукторы моторов Фиат ................................................
Редукторы моторов Уолсли-Моррис AR9-MK-1 и Сальмсон ...................
Редуктор мотора Бристоль «Юпитер» VI...................................
Редукторы моторов Гном-Рон.............................................
Редукторы моторов Испано-Сюиза ........................................
Редуктор мотора BMW-VII . . . . . .............................
Редуктор мотора Райт «Циклон» ................Л........................
Редуктор мотора Пратт и Уитни «Хорнет»......................... •. .
Редуктор мотора Лоррен «Петрель .... .............................
Редуктор мотора Армстронг-Сиддли «Леопард»............ ..............
Редуктор мотрра Побджой................................................
Редуктор мотора Юнкере ЮМО-210 ......................................
Редуктор мотора Де-Хэвиллэнд «Джипси-Туэлв» ...........................
ГЛАВА III
Шестерни редукторов
I. Общие сведения о шестернях.............•..................................
Продолжительность зацепления...........................................
Удельное скольжение и скорость скольжения на профиле зубцов ...........
Длина контактных линий шевронных шестерен..............................
Минимальное число зубцов........................................... . .
Исправление профиля зубцов ............... ............................
2« Определение основных величин шестерен .... .........................
3» Коэфициент полезного действия редукторов авиационных моторов..............
4. Смазка зубцов шестерен ..................................................
5. Количество смазки и охлаждение редукторов ...............................
б. Выбор зазоров в зубцах шестерен .........................................
7, Дефекты, встречающиеся в зубиах шестерен.................................
”. WT - ; ‘ ' ГЛАВА IV
"Ж Т0воваиия, предъявляемые к деталям редукторов, и материалы для их изготовления
Ч’
1. Точность обработки шестерен ... . ..................................141
2. Методы механической обработки шестерен ... ............................ 150
3. Материалы, применяемые для изготовления теталей редукторов .............. 152
4. Выбор величины допускаемого напряжения в материале зубцов шестерен редуктора 155
ГЛАВА V
Расчет деталей редукторов
1. Расчет зубцов шестерен па прочность ...................................... 164
Расчет по формулам «балки» ........................................ 164
Метод расчета Бакингэма .............................................. 175
Метод расчета, предложенный Шмиггером.................................. 189
Расчет зубцов конических шестерен на прочность ........................ 193
Результаты исследований Лера .......................................... 194
2. Расчет деталей редуктора па прочность ................................... 196
Определение величины жироскопичеекого момента..........................196
Определение величины центробежной силы, вызванной неуравновешенностью
винта............................................................... 197
Определение усилий, действующих на детали редукторов; расчет вала редуктора
на прочность ...................................д-*................. 198
Выбор подшипников качения п расчет упорного подшипника вала винта; материалы
для скользящих подшипников.......................................... 203
3. Общие соображения при расчете на круги шные колебания редукторов авиационных
моторов ............................ . . ........................207
Расчет амортизационной муфты.......................................... 215
О демпферах крутильных колебаний . . . . ..................... 216
Приложение I
Сводная таблица основных данных редукторов мощных авиационных моторов . . 221
Приложение II.
Сводная таблица расчетных данных цилиндрических шестерен редукторов мощ-
ных авиационных моторов, выполненных по схеме 1а (фиг. 8)............229
Приложение III.
Стандарты шестерен.................................................... 235
Приложение IV.
Таблица перевода твердостей для конструкционных j егированных сталей с - • • 250
Библиография ..........................................................?. . . 251
ПРЕДИСЛОВИЕ КО ВТОРОМУ ИЗДАНИЮ
По сравнению с первым изданием этой книги, вышедшим в 1936 г., настоящее
издание значительно переработано и дополнено.
Ограниченный объем книги заставляет дать по возможности краткое изло-
жение некоторых вопросов редукторостроения авиационных моторов.
Вопросы кинематики зубчатого зацепления и профилирования зубцов шесте-
рен изложены кратко, в виде окончательных формул и уравнений, без обьяснения
их выводов; это возможно сделать потому, что в настоящее время по этим вопро-
сам имеется достаточно печатных трудов как отечественных, так и иностранных
(основной список их приводится в конце книги).
В вопросах выбора винта для самолета пришлось ограничиться только пред-
ставлением элементарного схематическою расчета; детальная разработка этого
вопроса явилась бы самостоятельной и весьма обширной специальной темой.
Приводимые краткие сведения о выборе материалов для деталей редуктора
и о методах их обработки не дают, конечно, исчерпывающего представления об
этих вопросах и имеют своей целью лишь кратко и в общих чертах ознакомить
с ними читателя; за более подробными сведениями надлежит обратиться к спе-
циальной литературе.
При рассмотрении вопросов резонансных колебаний, имеющих большое прак-
тическое значение в редукторах авиационных моторов, необходимо иметь в виду
систему авиационного мотора в целом, для которого эти вопросы уже достаточно
подробно освещены в специальной литературе; вследствие этого я счел возмож-
ным ограничиться изложением лишь общих соображений и схематическим рас-
четом на крутильные колебания моторов, снабженных редукторами.
В настоящее время отсутствуют достаточно надежные литературные данные
. о конструктивных особенностях новейших авиационных моторов вообще и их
редукторов в частности; невозможно описать их конструкцию без непосредствен-
ного изучения образца. Этим объясняется наличие известного пробела в этой
книге.
Отсутствие в данный момент достаточно прочно установленного и всемипри-
знанного метода расчета шестерен на прочность побудило меня уделить этому
вопросу особенное внимание и ознакомить читателя с самыми интересными из
опубликованных материалов. Из описываемых расчетов наиболее распространен
расчет, предложенный Бэкингэмом, вышедший отдельным изданием (см. биб-
лиографический список в конце книги).
Излагаемые здесь методы расчета редукторов могут быть применены и к рас-
четам шестерен других механизмов авиационного мотора (в частности, к расчету
шестерен механизма привода к нагнетателю), но с учетом специфических осо-
бенностей их работы.
Из других методов расчета зубцов шестерен на прочность надо отметить рас-
чет, принятый в «Британских стандартах на обработанные зубчатые колеса с пря-
мыми и косыми зубцами» и в «Британских стандартах на обработанные кониче-
ские зубчатые колеса».
Расчет по указанным стандартам дает повышенную прочность в ущерб весу
и габаритам деталей и вследствие этою мало применим для расчета шестерен
авиационных моторов.
Центральное конструкторское бюро редукторостроения (ЦКБР) сделало по-
пытку создать метод расчета шестерен на прочность, основанный на предположе-
нии, что при максимальном сжатии зубцов вся кинетическая энергия удара
5
переходит в потенциальную энергию деформации сжатых зубцов; этот метод
изложен в трудах ЦКБР
В приложении III в помощь конструктору приведены нормали для шестерен;
последние разработаны и приняты в Центральном научно-исследовательском
институте авиационного моторостроения им. П. И. Баранова (ЦИАМ).
При составлении раздела 3 главы V — «Общие соображения при расчете на
крутильные колебания» — оказал помощь инж. В. К Житомирский, которому
выражаю благодарность.
Читателям, сообщившим автору свои замечания о недостатках книги, кото-
рые могли бы быть учтены при последующем ее издании, заранее приношу бла-
годарность.
В Доллежаль
ПРЕДИСЛОВИЕ К ПЕРВОМУ ИЗДАНИЮ
В настоящей книг е достаточно подробно и в то же время сжато изложены
основные моменты конструкции и расчетов редукторов авиационных моторов.
1. Разобран вопрос выгодности применения редукторов с точки зрения аэро-
динамики и дан анализ веса винтомоторной установки.
2 Разобраны схемы и описаны конструкции современных существующих
редукторов авиационных моторов
L Подробно разработаны два метода расчета зубцов шестерен на прочность
и изнашивание
Автор книги, являясь автором и ответственным конструктором первого оте-
чественного мощного редукюрного авиаьионного мотора, на протяжении четырех
лег занимался разрешением проблемы создания отечественной конструкции- ре-
дукторов и производственной культуры их.
Автор снабдил свою книгу большим количеством практических данных,
полученных им при проектировании и постройке ei о собственной конструкции,
а также данными мировой авиационной техники, как то стандарты, допуски,
зазоры, напряжения, коэфициенты и пр
Вопросы профилирования зубцов шестерен здесь умышленно не затронуты,—
интересующиеся отсылаются к специальной литературе Книга от этого не только
не теряет своих достоинств, но даже выигрывает, концентрируя внимание чи-
тателя на основных вопросах книги
Появление этой книги восполняет значительный пробел в нашей литературе,
по вопросу о редукторах чисел оборотов и, в частности, по расчету на прочность
быстроходных и сильно нагруженных шестерен
Расположение материала книги и ее содержание полностью позволяют ре-
комендовать ее как учебник для втузов, готовящих специалистов мотористов,
а наличие в кнш е большого количества практических данных делает ее необхо-
димым пособием при проектировании дня инженеров и конструкторов
22 июня 1935 г.
Проф Н Р Брилинг
ГЛАВА I
ТИПЫ РЕДУКТОРОВ. ВЫБОР ВИНТОМОТОРНОЙ установки
1. ОБЩЕЕ НАПРАВЛЕНИЕ РАЗВИТИЯ АВИАЦИОННЫХ МОТОРОВ
Современное состояние авиации требует увеличения мощности мотора и умень-
шения его веса.
Формула эффективной мощности четырехтактно! о мотора имеет, как известно,
следующий вид:
где — рабочий объем (литраж) мотора, л;
ре — среднее эффективное давление, кг1см2‘,
п№ —число оборотов коленчатою вала мотора в минуту.
Из этой формулы видно, что увеличить мощность мотора можно следующими
путями.
1. Увеличением рабочего объема мотора Vh, выражаю-
щегося формулой
Vh ~ 4 1ц л>
где D — диаметр цилиндра, дцм;
8ц—ход поршня, дцм;
1ц — число цилиндров двигателя.
Увеличение числа цилиндров гц при прочих равных условиях влечет за со-
бой усложнение конструкции и увеличение ее веса.
Увеличение рабочего объема цилиндра ограничено современным состоянием
техники охлаждения и качеством материалов.
По этим причинам увеличение рабочего объема мотора практикуется в совре-
менных конструкциях лишь в известных, весьмд ограниченных пределах.
2. Увеличением среднего эффективного давления
рег что достигается путем увеличения наддува (двигатели с нагнетателем) и
увеличения степени сжатия е. Пределы увеличения среднего эффективного давле-
ния ре ограничены современным состоянием технологии материалов и антиде-
тонационными качествами применяемых в эксплоатации топлив.
Преимущества, которые могут быть получены применением высокооктанового
топлива, наглядно показаны на фиг. 1, гДе изображено относительное влияние
повышения октанового числа топлива на допускаемое давление смеси перед
клапаном рк и получаемое среднее эффективное давление ре при соответствую-
щем удельном расходе топлива Сег/э.л.с.ч (по данным G. Mead, J. S. А. Е, № 4,
Oct. 1937).
Увеличение средне! о эффективного давления р, влечет за собой необходимость
некоторого увеличения размеров сечений отдельных деталей двигателя, а сле-
довательно, и некоторого увеличения веса мотора в целом.
3. Увеличением числа оборотов коленчатого вала
мотора п. Этот путь всегда привлекал внимание конструкторов; однако
в прошлом возможность форсирования авиационного мотора по оборотам была
ограничена, главным образом, следующими обстоятельствами:
а) возрастанием сил инерции и вытекающим отсюда увеличением напряжений
в деталях, а также увеличением работы трения;
7
б) уменьшением коэфициента наполнения цилиндра смесью время—сечение,
потребное для наполнения цилиндра смесью, лимитировалось живым сечением
клапанов, ограниченным в свою очередь размерами цилиндра;
в) увеличением числа оборотов коленчатого вала затруднялась возможность
подобрать винт с высоким к п. д в случаях посадки винта непосредственно на
носок коленчатого вала мотора
Достижения в области техноло! ии авиамоторных материалов дали возмож-
ность повысить допускае-
мые напряжения; примене-
ние наддува ослабило ост
роту вопроса о живых се-
чениях клапанов для про-
хода смеси; применение
редукторов числа оборотов
от коленчатого вала мото-
ра на винт позволило при
выборе числа оборотов для
винта не считаться с чис-
лом оборотов коленчатого
вала мотора. Эти обстоя-
тельства сделали возмож-
ным увеличение числа обо-
ротов коленчатого вата в
современных мощных авиа-
ционных моторах до 2500—
4500 в минуту. Соответ-
ственно повышению числа
оборотов поднялась и мощ-
ность моторов без значи-
тельного увеличения их ве-
са Увеличение числа обо-
ротов в минуту коленчатого
вала мощных авиационных
моторов (форсирование по
оборотам) иллюстрируется
диаграммой фиг. 2; верхняя
линия относится к моторам
с малым литражем, ниж-
няя—с большим.
Фиг 1 Влияние октановою числа топлива на
I—давление перед всасывающим нлчипом рх ц—среднее эф-
ф(нгивное дизление рР и TTI удельный расход тол шва на
j I ( v С
Отсюда ясна роль редуктора в современном авиамоторе, как ai регата, позво-
ляющего форсирование по оборотами повышение этим литровой мощности мотора
и допускающего вместе t этим применение невысоких чисел оборотов винта, что
повышает к п д всей винтомоторной i руппы самолета
Попутно благодаря удачному применению наддува повышалась мощность
моторов (форсирование по среднему эффективному давлению) Изменение мощ-
ностей по юдам видно из фш 3 На этой же дишрамме нанесены кривые, ха-
рактеризующие увеличение среднего эффективного давления ре Соответственно
форсированию уменьшался и удельный вес моторов (фш 4) ?
Количественный рост типов редукторных моторов характеризует диаграмма
фиг 5, составленная по данным авиационных выставок в Париже.
На фш 6 представлены изменения основных показателей находящегося в экс-
плоатации авиационною двигателя за последние 10 лег (по данным G Mead,
J. S А Е, № 4, Oct. 1937)
На фш 7 представлены изменения погодам (за 10 лет) основных данных для
звездообразного мотора Райт «Циклон» 1
Как видно из графика, мощность Nc увеличилась почти в 2,5 раза, число
оборотов коленчатого вата п возросло в 1,2 раза, сухой вес мотораG увеличился
1 По док Хилла на съезде S А Е , январь 1937
8
Фиг. 2. Изменение числа оборотов в минуту коленчатого вала
мощных авиационных моторов по годам (для моторов, участ-
вовавших в состязаниях).
Фиг. 3. I и II — верхний и нижний пределы изменения
мощности мощных авиационных моторов по годам (для мо-
торов, участвовавших в скоростных состязаниях); III и /V—
верхний и нижний пределы изменения среднего эффектив-
ного давления ре мощных авиационных моторов по годам
(по данным для гоночных мощных авиационных моторов).
фиг. 4. Изменение удельного веса мощных авиационных моторов
по годам.
Фиг 5 Число моторов с редукторами и число моторов с наддувом
в процентах к общему числу моторов, экспонировавшихся на авиа-
ционных выставках в Париже в разные годы.
Фиг 6 Изменение основных показателей находящегося в эксплоа-
тации авиационного двигателя за последние 10 лет.
I—среднее эффективное давление ре кг/аи‘, 17—литровая мощность Ne jV^ л.а /л,
777—число оборотов коленчатою вала в минуту п об/мин.; J Г—«тенен;. сжатия г,
V—удельный расход топлива Се г|э л с ч., VI—удельный вес двигателя G/Ne кг\л с.
10
5 раза, среднее эффективное давление д, увеличилось в 2 раза, удельный
од топлива на крейсерской скорости Се уменьшился в 1,5 раза.
топлива на крейсерской скорости Се уменьшился в 1,5 раза.
л г/лсч
270-
225-
180-
699
666-
608-
363-
G кг
566-
Фиг 7 Изменение основных данных мотора «Циклон» но годам (за 10 лет).
2. СХЕМЫ РЕДУКТОРОВ АВИАЦИОННЫХ МОТОРОВ
Первоначальные конструкции редукторов числа оборотов авиационных мо-
торов выполнялись иногда в виде самостоятельного отдельного от мотора агре-
гата, который сочленялся с носком вала мотора при помощи гибкой муфты.
В последнее время в связи с попытками устанавливать моторы в крыльях само-
лета и с некоторыми другими специальными требованиями к передаче на винт
1Снова наблюдается тенденция использования схемы с вынесенным отдельно от
мотора редуктором. Несколько таких схем рассмотрено ниже в этой главе. Од-
шако, как правило, современные редукторы включаются в конструкцию самого
(мотора и в настоящем своем виде представляют собой неотделяемую часть мотора.
Редукторы, включенные в конструкцию мотора
По основной схеме редукторы, включенные в конструкцию мотора, можно
разделить на два типа
1-я схема — ось вала винта смещена по отношению к оси коленчатого вала
мотора и
2-я схема — ось вала винта совпадает с осью коленчатого вала мотора и яв-
ляется ее геометрическим продолжением.
При выполнении редукторов по 1-й схеме для передачи применяются цилиндри-
ческие зубчатые колеса как с внешним, так и с внутренним зацеплением, а при
2-й схеме для передачи применяются наряду с цилиндрическими и конические
зубчатые колеса.
Для моторов с цилиндрами, расположенными в ряд (однорядные, V-образные,
W-образные, Н-образные), наиболее приемлемой является 1-я схема. В этом слу-
чае ось вала винта обычно смещается вверх по отношению к оси коленчатого вала
мотора. Закрывание мотора на самолете капотом удается в смысле обтекаемости
осуществить лучше, чем при редукторе, у которого ось вала винта совпадает
с осью коленчатою вала мотора (2-я схема). Кроме того, при редукторах, испол-
ненных по 1-й схеме, диаметр винта может быть выбран большим на величину
удвоенного расстояния между осями вала винта и коленчатого вала мотора.
и
Звездообразные моторы обычно снабжаются редукторами, выполненными
по 2-й схеме. Это особенно необходимо для моторов воздушного охлаждения,
так как в случае установки на эти моторы редукторов по 1-й схеме картер редук-
тора может сильно затруднить охлаждение воздушным потоком затемняемых
цилиндров. Иногда звездообразные моторы воздушною охлаждения, но неболь-
шой мощности, все же снабжаются редукторами с осью вала редуктора, сме-
щенной по отношению оси коленчатого вала мотора, т. е. по 1-й схеме.
Фиг. 8. Схема 1а редуктора со смещен-
ной осью.
Фиг 9 Схема 1b редуктора со смещен-
ной осью.
При схеме, изображенной на фиг. 8 (схема 1а), передача вращения произво-
дится при помощи двух цилиндрических зубчатых колес с внешним зацеплением.
Обозначим:
Zi — число зубцов шестерни, сидящей на коленчатом валу;
2ц — число зубцов шестерни, сидящей на валу винта;
пм — число оборотов коленчатою вала мотора в минуту;
лр— число оборотов вала винта в минуту.
Степень редукции в этом случае будет:
z = 1р_ = ZA_ .
пм Z1I
Вал винта и коленчатый вал мотора будут вращаться в противоположные
стороны.
В редукторе, изображенном па фиг. 9 (схема 1Ь), передача вращения произ-
водится при помощи двух цилиндрических зубчатых колес, причем на валу винта
сидит шестерня внутреннего зацепления.
Степень редукции, как и ранее, будет:
z _
2П '
Направления вращения вала винта и коленчатого вала совпадают.
При схеме, изображенной на фш . 10 (схема 2а), передача вращения произ-
водится при помощи сидящей на коленчатом валу мотора конической шестерни
zr , которая зацепляется с конической шестерней zn, сидящей на специальной
цапфе вала винта; шестерня Zr, зацепляясь в свою очередь с неподвижной,
связанной с картером мотора конической шестерней Zni, заставляет вращаться
вал винта. Для определения степени редукции для этого случая рассуждаем
следующим образом.
Мысленно остановим вал винта, сообщим всей системе вращение около оси
винта в обратную относительно прежнего направления вращения винта сторону
с числом оборотов пр. От такого изменения относительное движение всех деталей
не изменится; вся система шестерен получит обратное вращение с числом обо-
12
ротов, равным числу оборотов вала винта пр. При этом шестерня начйет вра-
щаться вместе с картером с числом оборотов, равным числу оборотов вала винта
лр, коленчатый вал получит
число оборотов, равное раз-
ности чисел оборотов колен-
чатого вала и вала винта
(им — пр), а шестерня 2п будет
вращаться с числом оборо-
тов, равным Пц.
Получим:
(пк — ир) Zi = Пп2п
и
Пц2ц = Ир2ш-
Отсюда имеем:
пР2ш = пм Zj — пр2г;
Пр2ш + ripZi =
= Пр (Zill + Zi) = Пм Zi-
Находим степень редук-
ции:
шестерни гц
При рассмотрении этой формулы замечаем, что число зубцов
влияния на величину степени редукции i не оказывает.
Направления вращения коленчатого вала мотора и вала винта совпадают.
Как на частный случай
Фиг. 11. Схема 2Ь редуктора с центральной осью.
только-что рассмотренной схе-
мы, нужно указать на схему,
изображенную на фиг. 11
(схема 2Ь), в которой угол
между осью цапфы сателли-
тов и осью вала винта равен
90°. Это—оригинальная схе-
ма известного редуктора кон-
струкции Фарман, и сейчас
еще довольно широко рас-
пространенного на авиацион-
ных моторах. В этом случае
шестерни z i и Zin имеют оди-
наковое число зубцов, а поэто-
му степень редукции здесь
будет:
= 1
"м 2 '
При схеме, изображенной па фиг. 12 (схема 2с), передача вращения от ко-
ленчатого вала мотора к валу винта осуществляется при помощи цилиндрической
шестерни внутреннего зацепления z j, укрепленной на конце коленчатого вала
мотора и зацепляющейся с цилиндрическими сателлитными шестернями Zu,
вращающимися на осях, укрепленных на валу винта.
Шестерни Zn зацепляются с цилиндрической шестерней Znr, неподвижно свя-
занной с картером мотора. Для определения степени редукции рассуждаем так же.
как при разборе фиг. 10 (схема 2а). Степень редукции здесь выразится той же
формулой, что и для схемы по фиг. 10.
13
По этой схеме вал винта и коленчатый вал мотора вращаются в одну и ту же
ciорону.
При схеме, изображенной на фиг. 13 (схема 2d), передача вращения Произ-
водится подобно предыду-
щей, с той лишь разницей,
что сателлит состоит из двух, с
различным числом зубцов шес-
терен zjj и z"n, сидящих на
одной оси и связанных между
собой неподвижно.
Для определения степени
редукции для этого случая
рассуждаем аналогично [Пре-
дыдущим случаям.
Имеем:
2,
Пи = (Нм — Лр) -г-
Пр Zni — Иц2п>
2111
„II =-Щ>
ZII
(пм — Пр)2! = ЛП2ц,
следовательно,
Пр
2п
Z,
Z„
пр
2ш =(пч—Пр)
2II
Z
Фиг. В.
Схема 2d редуктора с центральной осью.
Преобразуя, получим:
Ир — 7?м
-I
211
-г
-и
Ир
Z,,
Лр
-I
Пы
11
— л
р
Лр
'I .
77м— ;
2П
—
Пм ' / 2111
211 Н -
\ 2П
111 ~11
~п
4 41
2 и
2Ш 41
' -г -1
*11
tii_2ii
2и zi
4
4
1
I
14
f Коленчатый вал мотора и вал винта вращаются в одну и ту же сторону.
, Для современных моторов мощностью 1000—1500 л. с. и при степени редук-
ции порядка 0,5—0,4 редуктор, выполненный по схеме 1а (фиг. 8) может оказаться
неудобным, так как в этом случае ведомая шестерня, сидящая на валу винта,
имела бы слишком большой габарит и вес.
При-схеме редуктора с двумя парами шестерен и промежуточным валиком.
представленной на фиг. 14,
легко получить весь нужный
диапазон степеней редукции
без особенного ущерба для
компактности и легкости. Ре-
дуктор, выполненный по та-
кой схеме, пригоден для пере-
дачи довольно больших мощ-
ностей. В этом случае вал
винта вращается в том же
направлении, что и коленча-
тый вал мотора.
Путем увеличения числа
промежуточных валиков мо-
жет быть достигнуто умень-
шение длины зубцов (ширины
Фиг 14 Схема 2е редуктора с центральной осью.
шестерен по образующей).
Редуктор, выполненный по схеме фиг. 9, характеризуется конструктивной
простотой и большим числом зубцов, находящихся в зацеплении, вследствие
чего увеличивается продолжительность зацепления; но большие трудности в из-
готовлении подшипника большого диаметра для шестерни внутреннего зацепле-
ния весьма ограничивают область его применения (см. фиг. 54 и 55). В исполнен-
ных конструкциях такого редуктора большой подшипник плохо работает. Этот
редуктор может быть осуществлен со степенями редукции в диапазоне от 0,75
до 0,4 без существенного ущерба для габаритов мотора.
Редуктор типа Фарман (фиг. 10) можно выполнить для диапазона степеней
редукции от 0,67 до 0,4. Вследствие трудностей, связанных со шлифовкой зуб-
цов конических шестерен и с достижением необходимой точности изготовления.
он постепенно начинает выходить из употребления на мощных моторах.
Пределы применения редуктора, исполненного по схеме фиг. 12, по конструк-
тивным соображениям ограничены степенями редукции приблизительно от 0,67
до 0,6.
То обстоятельство, что в этом редукторе крестовина, в которой монтированы
оси сателлитных шестерен, вращается в ту же сторону, что и вал редуктора и
коленчатый вал, благоприятно отражается на величине трения механизма ре-
дуктора, увеличивая его механический к. п. д.
Если шестерню с внутренним зацеплением сделать неподвижной, а Колен-
чатый вал связать с центральной шестерней, оставив вал винта попрежнему
связанным с крестовиной, то направление вращения винта не изменится (онсх
будет совпадать с направлением вращения коленчатого вала).
Если крестовину сделать неподвижной, вал винта связать с шестерней внутрен-
него зацепления, а коленчатый вал мотора связать с центральной шестерней,
то направления вращения винта и коленчатого вала станут противоположными.
Применение шести планетарных шестерен даст возможность уменьшить ширину
зубцов по образующей шес1ерни.
Недостатком этой схемы нужно считать ошосительно высокие скорости на
начальной окружности зубцов шестерни внутреннего зацепления в том случае,.
koi да она непосредственно монтируется на коленчатом валу м гора.
При конструкции редуктора со смещенной осью, когда винт и коленчатый
вал мотора вращаются в противоположные стороны, картер и детали, представ-
ляющие силовую связь между опорами вала винта и коленчатого вала мотора,
будут нагружены усилиями, возникающими в результате действия суммарного
момента. Этот суммарный момент в данной схеме редуктора представится как
сумма моментов, действующих на валу винта и на носке коленчатого вала мотора.
15.
- Если конструкция редуктора такова, что направления вращения винта и
коленчатого вала мотора совпадают, то усилия, действующие на силовую часть
картера, получатся в результате действия разности моментов, приложенных на
валу винта и на носке коленчатого вала мотора. Отсюда можно сделать вывод,
что в подобных редукторах силовая часть картера редуктора по расчету будет
получаться относительно мепьших сечений, и, следовательно, меньшего веса,
чем при различных направлениях вращения винта и коленчатого вала.
Фиг 15 Схема 21 редуктора с центральной осью для передачи
вращения двум винтам, вращающимся в противоположных направ-
лениях, со степенью редукции г = 1
Представленный на фиг. 15 диференциальный редуктор для двух сдвоенных
винтов передает каждому винту вращение с числом оборотов, равным числу
оборотов коленчатого вала мотора, и может быть назван редуктором лишь условно
(степень редукции равна 1). Винты вращаются в противоположные стороны,
что обеспечивает почти полное устранение опрокидывающего момента винта на
подмоторную раму; кроме того, устраняется несимметричная нагрузка несущих
поверхностей самолета и элеронов. Применение такого редуктора выгодно для
моторов мощностью 800—900 л. с.; в этом случае каждый из двух винтов будет
поглощать мощность 400—450 л. с.
Концентрически расположенные и противоположно вращающиеся винты,
надо думать, получат большое распространение и будут применяться с различ-
ными степенями редукции. К указанным их преимуществам можно добавить
возможность выбора винтов сравнительно небольших диаметров, вследствие чего
к. п. д. каждого винта повышается. С другой стороны, малый диаметр винта
позволяет уменьшить габарит самолета, так как при прочих равных условиях
ось втулки винта может быть расположена на меньшем расстоянии от поверхности
земли.
Представленный на фиг. 16 редуктор также предназначен’для передачи мощ-
ности двум винтам, вращающимся в противоположные стороны, и может быть
применяем для степеней редукции до 0,5, т. е. практически до тех пор, пока раз-
мер ведомой шестерни, сидящей на валу винта, не начнет влиять отрицательно
на 1абариты мотора. Это обстоятельство может быть устранено путем примене-
ния дополнительной (первичной) пары шестерен, подобно тому, как это было
осуществлено в редукторе, изображенном на фиг. 14. Тогда, вообще говоря,
могу г быть получены любые степени редукции, а ось вала винта можно будет
расположить концентрично оси коленчатого вала мотора.
Такой редуктор сможет получить применение на моторах мощностью 1000—
2000 л с.
Нафш. 17*представлен британский патент на редуктор для привода двух
соосных витов, вращающихся в противоположных направлениях.
16
.. Доллегьаль—Ь i г
Редуктор состоит из трех планетарных шестерен, монтированных на валу;
одна из этих шестерен соединена с валом мотора, вторая приводит во вращение
один винт, третья зацепляется с неподвижной шестерней; корпус сателлитов
Фш 17. Редуктор мотора i ш передачи мощности шум соосным винтам
этого редуктора приводит во вращение второй винт Ит чер1ежа видно, что ше-
стерня с2, сидящая на коленчатом валу а мотора, зацепляется с шестерней d.
вращающейся на валу d>: вместе с шестернями dt и d, В корпусе. сателлитной
коробки установлены три валика с сателлитными шестернями.
Фш 18 Редуктор мотора для передачи мощности двум соосным
винтам
Передний ф 1анец сателлитной коробки t3 развит в полый вал Д, на котором
посажена втулка заднего винта / Шестерня g монтирована неподвижно на вну-
треннем валу Ь, на конце которою сидит втулка переднею винта Ьг. Шестерня g
находится в зацеплении с шестерней dA, а шестерня d зацепляется с неподвижной
шестерней g„.
На фиг. 18 представлен вариант роже британский патент) юлько что опи-
санною редуктора, но с коническими шестернями В пом случае на коленчатом
валу посажена коническая шестерня т, зацепляющаяся с сателлитной кониче-
ской шестерней т}. Шестерня вращается на пальце п, жестко связанном с ва-
лом Ь, несущим втулку переднего винта. Коническая шестерня О, укрепленная
неподвижно на полом валу /, зацепляется с сателлитной конической шестерней т1.
'Коническая сателлитная шестерня ш2, вращающаяся на пальце п, зацепляется
с неподвижной конической шестерней ту.
На фиг. 19 представлен британский патент редуктора для авиационного мо-
тора, имеющего две независимые группы цилиндров с отдельными коленчатыми
валами; редуктор приспособлен для передачи мощности на два соосных винта.
Один коленчатый вал А имеет на переднем конце шестерню С, находящуюся в за-
цеплении с шестерней О, сидящей на полом валу винта Е (втулка винта F). Ко-
ленчатый вал В, анало’ично валу Д. вращает вал J и втулку G через ше-
стерню Н. Вращение в ютов может бъиь осуществлено в обоих направлениях.
Фиг. 10 Редуктор с двумя соосными пиитами для мотора с двумя валами.
На фиг. 20 представлен британский патент фирмы Фэйри, в котором при по-
мощи двойной планетарной зубчатой передачи осуществляется перестановка
шага лопастей двух конпентрично расположенных и противоположно вращаю-
щихся винтов. Передача приводится во вращение специальным электромотором,
смонтированным на картере редуктора.
Интересный вариант редуцирования числа оборотов на два концентрически
вращающихся в противоположных направлениях винта с возможностью уста-
новки пушки для стрельбы через внутреннюю полость валов винтов был пред-
ложен в проеще инж. Гаду (фирма Испано-Сюиза).
Как видно из фиг. 21, мотор имеет 12 цилиндров, оси которых параллельны
оси вала винтов. В конструкции двигателя имеется б трехколенных коленчатых
валов, на конце каждого из которых монтируется по одной ведущей конической
шестерне; последние зацепляются с соответствующими ведомыми коническими
шестернями, сидящими на валах винтов.
Таким образом нужная степень редукции достигается подбором размеров
этих конических шестерен.
Этот мотор спроектирован на мощность 900 л. с. при 3600 об/мин коленчатого
вала. Диаметр цилиндра равен 1ЬО мм, ход поршня равен ПО мм; благодаря
такой размерности габаритный диаметр мотора равен всего 880 мм.
На фиг. 22 представлен внешний вид 24-цилиндрового мотора Испано-Сюиза
с Н-образным расположением цилиндров (блоки цилиндров и многие другие
детали этого мотора взаимозаменяемы с мотором типа 12Y.)
Максимальная мощность его, заявленная фирмой на Парижской авиационной
выставке в 1938 i.. равна 2700 л. с. при 2400 оборотах коленчатого вала в минуту.
Этот мотор выполняемся в двух модификациях:
19
Фиг 20 Редуктор ддя двух соосных противоположно вращающихся винтов
Фиг 21 Схема 12 цилиндровою мотора Гаду
К1
I
1) тип 90, снабженный обычной втулкой для одного винта и редуктором
28
с цилиндрическими шестернями со степенью редукции г - -^= 0,528;
Фпг. 22. 24-цплипдровыП Н-образпып мотор Испано-Сюиза.
2) тип 82, приспособленный для установки двух концентрических противв-
положно вращающихся винтов. Редуктор со степенью редукции = 0,51
имеет также цилиндрические шестерни.
Фиг.23. Схема редуктор,; 24-дили1Щрового Н-образного мотора Иснано-Сюиза для
случая передачи на два соосных противоположно вращающихся винта;
Принципиальную схему редукюоа для последнею случая можно полагать
выполненной по фиг. 23.
22
В случае необходимости один из коленчатых валов (одна половина мотора)
может быть остановлен независимо от второй половины мотора, и тогда полет
сможет продолжаться при работе одного винта.
Обе указанные модификации мотора допускают устройство удлиненного носка
вала винта (фиг. 22), бла! одаря чему мотор может быть полностью спрятан
в крыле самолета.
При одномоторных самолетах направление вращения винта не играет суще-
ственной роли с точки зрения эксплоатации самолета. При 2- или 4-моторных
самолетах при моторах, расположенных в крыльях самолета, желательно
(а иногда и необходимо) иметь взаимно уравновешенные моменты винтов; по-
этому на таких самолшах в разных крыльях устанавливаются моторы с различ-
ными по направлению вращения нишами. Эю обстоятельство становится особенно
важиььм вследствие увеличивающихся мощностей моторов при одновременном
уменьшении числа оборотов вита в минучу. Получение моторов с различными
направлениями вращения винтов достигается изменением направления вращения
коленчатого вала мотора. Та же цель могла бы быть достигнута соответствующим
изменением конструкции редуктора, но тома пришлось бы отказаться от взаимо-
заменяемости, излишне усложнив коншрукцию редуктора.
Редукторы, выполненные в виде самостоятельного агрегата
За последнее время достижения авиационной техники is самолетостроении
дали возможность в современных условиях достигнуть относительно больших
скоростей почета Растущие из юда в год эксплоатационпые скорости самолетов
Фиг. 24. Редукюр дш передачи моишосш на один впнг от двух моторов,
усг.шоп leinii.ix в крыле самолета.
к данному моменту доспи.ш уже таких величия, что для дальнейшего их роста
необходимо радикальное уменьшение лобовою сопротивления. Весьма суще-
ственную роль в лобовом сопротивлении ш раетвинтомоторная установка, надолго
которой, в зависимости от тина мотора и самолета, приходится от 20 до 35% со-
противления всею самолета в целом. 1
23
В первую очередь заслуживает внимания создание самолета с моторными
установками, целиком спрятанными в крыльях (при многомоторных самолетах),
с винтами, вынесенными за кромку крыла при помощи устройства удлиненных
валов (фиг. 26). Идея сама по себе не нова и уже имела случаи практического»
применения на самолетах в начале 20-х годов. Проведение ее в жизнь стало
вновь на очередь дня, но в значительно более трудных условиях осуществления
вследствие возросших мощностей моторов.
Фиг 26. Схема установки моторов в крыле самолета
В вопросе создания моюров для такого рода установок очень важно знать,
какую толщину (профиль) будут иметь крылья у самолетов ближайшего буду-
щею. Это обстоятельство имеет большое значение и очевидно сильно отра-
зится на конструктивных формах авиадвигателя.
Примеры конструкций редукторов, предлат аемых для моторов, установлен-
ных в крыле, приведены далее.
На фиг. 24 представлен чертеж одною из немецких патентов, изображающий
конструкцию передачи к одному винту одновременно от двух моторов. Как видно
из чертежа, оба мотора, размещенные противоположно па одной оси, при помощи
конических шестерен приводят во вращение вал винта, ось которот о направлена
перпендикулярно к направлениям осей коленчатых валов обоих моюров. Вся
конструкция передачи заключена в самостоятельный картер.
Каждый из моюров песет на конце свои о вала по специальной эластичной
муфте Л1. Внутри каждой муфты на шлицах может передвигаться вдоль своей
оси валик, снабженный на одном из концов специальными шлицами, которые
могут входить в зацепление с цилиндрическими шлицами, имеющимися на внутрен-
ней поверхности фланца ведущей конической шестерни. Таким образом эта пере-
дача позволяет при помощи специального устройства включать сразу оба мотора
на винт или выключать любой из моторов во время работы.
На фит’. 25 представлен редуктор с коническими зубчатыми колесами по
одному немецкому проекту, подробное описание которого дано в журнале «Luft-
fahrtforschung» , № 4/5, 1937. Описываемый редуктор предназначен для случаев
установки мотора в крыле, как эго представлено на фиг. 26. Представленный
на этой фигуре мотор имеет 16 горизонтально расположенных цилиндров (бок-
сер-мотор), по 8 цилиндров в каждом блоке.
На фит. 27 представлена запатентованная фирмой Рено схема установки
звездообразно! о мотора в передней части крыла в горизонтальном положении.
Как показано стрелками на фтчуре, охлаждающий воздух подводится к мотору
25
«снизу и выходит в верхней части крыла. По предположению фирмы это устрой-
ство дает уменьшение лобово! о сопротивления и улучшает условия подвода воз-
духа к отдельным цилиндрам.
Испытания в аэродинамической трубе NACA звездообразных моторов воз-
душного охлаждения показали, что при общепринятой в настоящее время
конструкции моторной гондолы крыла максимальная скорость достигается при
расположении винта перед передней кромкой крыла на расстоянии, равном 30%
от длины хорды крыла. Проведенные в Аш лип испытания подтвердили это за-
ключение.
Фиг 27 Схемт установки звездообразного мотора в передпеи
кромке крыла.
Имеющиеся данные испьнаний показываю!, что если вши расположен от
передней кромки крыла на расстоянии 10—15% величины хорды, ио при моторе,
полностью закапотировапном в крыле, т. е с iоризонтальными цилиндрами,
го максимальная скорость самолета будет тон же, что и в предыдущем случае.
Хорды крыла различны для разных конструкций и назначений самолетов.
В современных самолешх, у коюрых моторы расположены в крыльях, размеры
хорды крыла колеблкнея в пределах 3,5—б м, а высота крыла (толщина) нахо-
дится в пределах 17,5—20% от величины хорды.
Самостоятельно усыновленные редукторы применяются ;акже и для привода
соосных npoiивоноложио вращающихся винтов. Подобная установка изображена
на фиг. 28.
Как видно из фшуры, мотор располагается в середине фюзеляжа ириблизи-
течьно в центре его тяжести, позади сиденья пилота.Установленный 12-цилиндро-
вый V-обра.зный мотор фирмы Лорией развивает мощность 8Ь0 л. с.
26
Редуктор смонтирован в самостоятельном картере. Передача крутящею мо-
мента от мотора на редуктор осуществляется при помощи удлиненного вала
длиной 175 см, заключенного в трубообразный картер. Расположение и конструк-
ция редуктора позволяют осуществить установку пушки для стрельбы через
внутреннюю полость вала винта
Передо НереРача
/ jiiJne <4 / г-рзиРнему
Р ттр Ьинту
Фиг 28 Моторная чсгаиовка одноместною нслребитетя Кольховен.
Пример передачи на два соосных винта от двух отдельных моторов представ-
ляет мот орпая установка д тя тяже ioi о бомбардировщика «Центр N€-110» (фиг 29)
Фиг 20 Схема моторной установи! тяже юю бомбардировщика <Цен!р NC-110», состоящей
из двух моторов Испапо Cioma 12Y, работающих пт общий редуктор
Из двух имеющихся на самотею моторных установок каждая состоит из двух
V-образных 12-цилиндравых моторов Исиано-Сюида типа 125 •
Как видно из фигуры, каждая установка снабжена двумя соосными вращаю-
щимися в противоположные стороны винтами, приводимыми во вращение через
посредство самостоятельно смонтированного редуктора. Степень редукции i —
_ 0,5. Передающие крутящий момент валы снабжены упругими муфтами.
Шестерни редуктора конические; передача вращения к переднему винту осу-
ществляется при помощи дополнительной шестерни, смонтированной в редукторе.
Изменение шага винтов осуществляется электромоторами, расположенными на
картере редуктора. Таким образом при этом варианте самолет, имея две моторных
гондолы в крыльях, располатасг суммарной мощностью четырех моторов.
Над подобными же установками работают фирмы Локхид и Менаско.
По мнению английскою конструктора Феддепа, развитие конструкций винтов
и самолетов дает основание считать, что удачное разрешение задачи осуще-
ствления передачи мощности нескольких моторов на один винт мало вероятно и
что более приемлемыми будут моторные установки, снабженные одним винтом
нормального типа. Можно ожидать также распространения применения двух
винтов, вращающихся в противоположных направлениях от одного мотора.
Для многомоторных самолетов очень большой интерес представляет устрой-
ство специальных тормозов для винтов. Необходимость остановки винта во время
полета может быть вызвана аварией мотора. Остановленный винт аварийного
мотора уменьшит сопротивление самы о винта, предотвратит возможную даль-
нейшую поломку и, если позволяет конетрукция мотоустаповки, даст возможность
сделать необходимые исправления в аварийном моторе.
Предлагаемые в настоящее время конструкции таких тормозов основаны
в большинстве случаев на принципе тидравлического тормоза; торможение
производится передачей давления масла на трущиеся диски ферродо или лен-
точный тормоз. Для установки такого тормоза на моторе в конструкции реду-
кторной части мотора должны быта, предусмотрены специальные устройства.
3. АНАЛИЗ ВЕСА ВИНТОМОТОРНОЙ ГРУППЫ
Вес сухою мотора при данной егомещностп п соответственном числе оборотов
винта имеет существенное значение при работе мотора на самолете. Стремления
конструкторов направлены к снижению веса мотора и всей винтомоторной уста-
новки в целом.
Но, как будет выяснено ниже, ины да снабжение мотора редуктором является
абсолютно необходимым. В этом случае приходится итти на некоторое увеличе-
ние веса винтомоторной установки, так как вес сухого редукторного мотора,
естественно, будет больше веса сухою мотора без редуктора. Вес увеличится
как вследствие добавления веса дополнительных конструкций самого редуктора,
так и благодаря утяжелению конструкции втулки винта и самого винта.
Вес редуктора
В современных моторах редуктор обычно является неотьемлемой частью
само! о мотора; поэтому вес самою редуктора, как таковою, приходится прини-
мать как разность между весами редукторною и безредукторного вариантов
данного типа моторов. Но если безредукторной модификации мотора вообще не
существует, то бывает чрезвычайно трудно указать, какая часть веса всего ре-
дукторного мотора должна быть отнесена на долю веса конструкции самого
редуктора.
Анализ веса современных моторов (см. Приложение I в конце книги) дает
возможность оцепить увеличение веса мотора при устройстве в нем редуктора.
Из сравнения весов редукторных и безредукторных моторов можно заключить,
чю увеличение веса разных моторов при устройстве редуктора колеблется в пре-
делах от 4 до 15% веса безредукторпот о мотора.
По схемам редукторов ыи соотношения весов колеблются в следующих пре-
делах:
1. Для редукторов со смещенной осью, т. е. выполненных ио 1-й схеме, от-
ношение веса равно от 1, 10 до !, 1,5. Таким образом при ориентировочных рас-
четах для редукторов, исполненных но 1-й схеме, увеличение веса вследствие
устройства редуктора можно принять в 10—15% веса безредукторного мотора.
2S
2. Для редукюров, выполненных по 2-й схеме, у которых ось вала редуктора
совпадает с осью коленчатого вала, отношение этих весов равно от 1,04 до 1,10.
Исключение представляет мотор «Тайгер IX» с отношением 1,02. При ориенти-
ровочных расчетах для редукторов, исполненных по 2-й схеме, увеличение веса
вследствие устройства редуктора можно принять в пределах от 4 до 10% веса
без редукторного мотора.
Удельный вес современных редукторных моторов колеблется в пределах
от 0,52 до 0,90 кг/л. с.
В зависимости от схемы редук юра можно ориентировочно установить следую-
щие пределы удельно! о веса
(для моторов как с водяным, так
и с воздушным охлаждением)-
1) для моторов с редукio-
рами, исполненными ио 1-й схе-
ме, от 0,55 до 0,80 /л1,л. с.,
2) для моторов с редуторами,
исполненными по 2-й схеме, от
0,52 до 0,90 кг/л. с.
Совремепные редук горные мо-
юры в пределах мощности (н
600 до 900 л. I обладают су-
хим весом в пределах oi 880 до
740 кг в зависимости от мощ-
ности, числа обороюв коленча-
того вала в минуту и степени
редукции, т. е. в конечном
счете от величины крутящей»
момента на валу шипа.
На фиг. 30 предсивлеиа за-
висимость веса современных
редуторных моторов от вели-
чины крутящею момеша па
валу винта в зависимости от
схемы, ио которой выполнен ре-
Фш 30 Зависимое^ сухого веса редукторного
мотора ог величины крутящего момента, переда-
ваемого в.июм вин га (составлено по данным совре-
менных мощных авиационных моторов).
/- voiopbi с pi дун юром со смещенном осью (выполнен-
)|'|ГР но ckcm.im 1 <1, 1Ь) 11—моюры с редуктором с цеп-
г»р<)7£ьнон осью (нгпюшенные но схемам 2л, 21), 2с, 2d).
Д\ктор.
Нижняя крш.ая пишется к редукюриым моторам, исполненным по 1-й
схеме, а верхняя 'кривая - к моторам, исполненным но 2-й схеме.
Для современных моторов, которые строятся в редукторной и безредуктор-
ной модификациях, нам удалось вывести зависимость увеличения веса мотора
вследствие устройства редуктора от величины кру!Я1цего момента на валу винта.
Результат эти для обеих схем редукюров представлены на фиг. 31 в виде кри-
вых I (для редукторов, выполненных но 1-й схеме) и II (для редукторов, выпол-
ненных по 2-й схеме).
Результаты эш пе Moiyr претендовав па абсолютную точность, так как они
составлены по данным лшературпых источников и могут применяться только
для ориентировочных расчетов.
Привожу исправленную мною формулу Лера для предварительного под-
счета веса редукторов:
1) для редукторов, выполненных но 1-й схеме:
Gp 14 % 0,04 (1 % J ) Mv % ЬЦ’0— кг;
2) для
редукторов, выполненных по 2-й схеме:
Gp - 14 + 0,02 (1 % J-) МУ1 % Ml кг.
Здесь i — степень редукции;
Ми — крутящий момент на коленчатом валу мотора, равный 716,2
Результаты подсчетов, выполненных по этим формулам для степени редукции
i = 0,5, нанесены на фиг. 31 и соответственно обозначены кривыми Г, 1Г и III.
29
Вес втулки винта
Вес нормальной втулки винта может быть представлен эмпирической формулой
Gp = O,O77Whp кг,
где Л/кр — крутящий момент на валу винта, кгм.
На фиг. 32 изображена зависимость веса втулок для деревянного винта от
600
500
400
300
zoo
100
О 20 40 £0 ьс юг
-----Вес редуктора Ке — *-
(или разница меЖди Ьесом редукторного
и Оез редукторного моторов)
Фиг. 31. Увеличение сухого веса мощных
авиационных моторов при устройстве редук-
тора (разница между сухим весом редуктор-
ного и безредукторного моторов) в зави-
Фиг 32 Зависимость величины веса втулок
винга для деревянного винта брот величи-
ны передаваемого крутящего момента Мир
(составлено но данным советского авиацион-
ного стандарта).
симости ог величины крутящего момента
Мкр р , передаваемого валом винта
I- редуктор со смещенной осью (наружное зацеп-
1ение, по схеме la), 1'—то же (подсчитанопо фор-
муле Лера при 1=0,5), II—редуктор с центральной
осью (конические или цилиндрические шестерни
по схеме,2), II'—то же (подсчитано по формуле Лера
при 1=0,5), III—вес редуктора (подсчитано по
оргинальнои формуле Лера при i 0,5).
деревянных винтов и крепления втулки
величины Мкр, составленная по дан-
ным авиационного стандарта «Втулки
пропеллера» № 99 М-АБ.
Размеры носка вала, отверстий вту-
лок и размеры центрирующих кону-
сов приведены в табп. 1—4. В табл.5
и б приведены размеры втулок для
винта с фланцем вала мотора по бри-
танскому стандарту (B.E.S.A.).
В табл. 7 даны размеры для шлицевой посадки втулки вита на носовую часть
вала мотора по американскому стандарту (S.A Е.).
В табл. 8, 9 и Ю даны основные размеры комлевой части лопасти металличе-
ского винта (по советскому авиационному стандарту и стандарту S.A.E.).
Вес винта
Приблизительно вес деревянных винтов може> быть принят:
О® = AD3 кг.
где D — диаметр винта, м;
Л — коэфициент, зависящий от материала винга.
Этот коэфициент равен: для сосновых винтов 0,5—0,6, для ореховых 0,6—
0,7, для окованных медными листами 0,8 и более.
30
Таблица 1
СССР СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ | 241М *
Народный комиссариат оборонной промышленности I Взамен НОСОК ВАЛА ВИНТА Авиапромышленность
№ по пор. D посадка Л4 d ь п <h посадка П ^3 посадка П М L3 Т3 L
1 —0 го 50”°’J —0,400 4р— О.ооО у—0,037 10 J-0,008 44-0,008 42x2 4-0,008 5Q—0,008 23 41 108 80 138
2 —0,200 5b-0’ '‘°0 —0,4 00 52-0,000 5-0,045 16 4 0,008 5Q-0 008 48x2 + 0,010 56-о.ою 23 41 108 80 138
3 —0,200 ьо-°400 —0,400 5b-0 900 5-0,04э 16 f 0,010 54-0,010 52x2 4-0,010 ЬО-0,010 23 41 118 90 149
4 —0,200 68“°’4 00 —0,400 е д—0,900 6 0,04, 10 ‘ 0,010 ЬО-0,010 56 л 2 + 0,010 68-0,010 25 43 130 102 165
5 0,200 1)} /1 о 0 —0 4 00 у 4—0,900 | 7—0,045 16 г0,010 Y >—0,010 68x2 4-0,010 80-°.°10 26 44 144 115 180
6 —0,2 10 85“° 100 —0,400 YQ—’О/Юо у— 0 04) 16 J 0,010 — 0,010 76x2 4-0,012 85-0,°!2 27 46 153122 190
7 —0,230 95-0.4О0 — 0, >30 89-1,100 8-0,0з 1 16 Ч 0,01’ 88-° 012 85x2 4-0,012 д5-0,012 29 48 160^127 199
8 —0,230 1О5-0,460 —0,э,30 99-1.100 д—0,0оЗ 1b 4-0,012 98-0,012 95X2 +0,012 Ю5-0.012 29 48 165 132 206
Поверхности А, В и С должны быть взаимно концентричны в пределах 0,05 мм по
индикатору
Внутренние размеры устанавливаются при проектировании вата
Резьбу изготовлять по 1-му классу точности 57АТ
Диаметр d4 выполнять по 91 АТ
Резьбу промерять только предельными калибрами.
Шлицы изготовлять методом обкатки и промерять шлицевым ка тибром-звездочкой.
Размерь^ без допусков выполнять по 22АТ.
С Г 1199-Я
Утвержден 22/VIII—38 г
Срок введения 1/1—39 г.
31
Таблица 2
СССР Народный комиссариат оборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 242М
ШЛИЦЕВАЯ ПОСАДКА ВТУЛКИ ВИНТА НА НОСОВУЮ ЧАСТЬ ВАЛА МОТОРА Авиапромыш ле нность
45
№ по пор. b n <4 d2 ds di L2 L
1 50 ’ 0,170 46 0,170 0,024 0,0b2 10 65 57 55 70 18 32 115
2 56 и°,20° 52n 0,200 0 030 5 0 07 5 16 70 62 60 75 18 32 115
3 60 0,200 56 0 200 J 0,030 5 0,07a 16 75 66 65 80 18 33 126
4 6rt 0,200 62‘1 0,200 0,030 6 °0,0- 16 85 76 70 85 18 37 140
5 80 L°,20° 74 0 200 F0,030 y-i U30,J 16 98 87 83 98 18 38 154
6 85 0,230 79^ 0,200 0,030 7 0,07j 16 105 94 89 105 19 39 163
7 95“ 0,230 89 0,230 + 0,030 g f 0,090 16 115 103 99 115 19 4, 170
8 105+0,230 од! 0,230 1 + 0,036 g 00,090 16 125 112 109 125 19 43 177 1
Биение конических поверхностей А относительно шлицевой оправки допускается
в пределах 0,05 мм по индикатору.
Отклонение 1/2 угла конуса допускается в пределах ± Г.
Шлицы проверять шлицевым калибром-звездочкой.
СТ 1199-Я Утвержден 22/VIII—38 r. Срок введения 1/1—39 г.
32
Таблкцд 3
СССР
Народный
комиссариат,
оборонной
промышленности
СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ
243М
КОНУС ПЕРЕДНИЙ ЦЕНТРИРУЮЩИЙ
Авиапромышленность
Размера 8 мм
Й7 / (W /
С -V?
Ц5^
№ носка вала da D, d2 D3 h L Теоретич. вес 1 штуки в кг
1 44+0,027 55 63 70 14 24 0,258
2 50+0.027 60 68 75 14 24 0,279
3 54+0,030 65 73 80 14 24 0 295
4 60 Д-0,030 70 18 85 14 24 0,328
5 72+°, 82 90 98 14 24 0,375
6 yg-f-0,030 90 98 105 15 25 0,419
7 gg+0,035 100 108 115 15 25 0,456
8 98+0,033 НО 118 125 15 25 0,514
Поверхности С подвергнуть антикоррозийному покрытию.
Поверхности А и В должны быть взаимно концентричны в пределах 0,05 мм по
индикатору.
Поверхности А и Е должны быть взаимно перпендикулярны в пределах 0,05 мм по
индикатору.
Отклонения конуса допускаются в пределах ± Г на угол 30°.
При и-числении веса удельный вес принят к = 7,85.
Материал 38Х А — рекомендуемый.
В. А. Доллежаль—844—3
33
СТ 1199-Я
Утвержден 22/VIII—38 г.
Срок введения 1/1—39 г.
~ Таблица 4
СССР
Народный
комиссариат
. оборонной
промышленности
СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ
КОНУС ЗАДНИЙ ЦЕНТРИРУЮЩИЙ
244М
Авиапромышленность
Размеры в мм
№ носка вала 1 da Dj. I L Теоретич. вес ; 1 штуки в кг
1 5O~f-o,o-27 65 5 20 0,033
1 2 56+0,030 70 5 20 0,190
' 3 4-0,030 75 5 21 0,226
4 68+о,озо 85 5 23 0,302
5 8q+0,030 98 6 25 . 0,379
6 85+0,030 105 6 26 0,433
7 95+0,035 115 6 28 0,561
8 105+0,035 125 6 30 • 0,655
Поверхности А и В должны быть взаимно концентричны в пределах 0,05 мм по
индикатору.
Поверхности А и С должны быть взаимно перпендикулярны в пределах 0,05 мм по
индикатору.
Отклонения конуса допускаются в пределах ± Г на угол 15°.
При исчислении веса удельный вес принят 7=8,65.
Материал БрАЖМцЮ-3-1 — рекомендуемый.
СТ 1199-Я
Утвержден 22/VIII—38 г.
Срок введения 1/1—39 г.
1 Указанные размеры рекомендуются для моторов4 имеющих 12 цилиндров и больше.
Ф© 90*4 0 Ux 4s» GO К — Ф № втулки винта
1,41—1,87 [ 1,87—2,40 • - - ' ’ 0,58—0,74 0,74—1,05 1,05—1,41 0,15—0,23 0,23—0,38 0,38—0,58 1 1 1 Включительно до 0,03 0,03—0,08 0,08—0,15 (00/мин) 1 ) Л. c. число об/мин ’ - Мощность 1
4й> 330 360 400 GO tO to О 05 to oo© ©Ox — © © Ox > ! MM 1 Наружный диаметр 1 фланца 1’
130 140 3 ООО sss -4 05 Ji» © ©o to I MM 1 Наружный диаметр | корпуса
240 265 295 160 190: 210 Ji» H- oo © Ox Ox c> mr | минимальное to 1
340 370 05 tO Ю 3«g 170 200 220 Ox to © ФФ © =s sc 1 при нормаль- ной толщине 1 ступицы танцами 1 (сстояние i между i
3551 390 G0tO tO to © о OxOlO to to H- gsg Q5 tO © О OX OX c> IS | максимальное
Х^о ъъ ©00-4 bob 05 C> OX ox © © 4^ 05 05 OX'OX © to 1 MM | Толщина фланца | верстий болтов у от- S g «
Ю № ОФ to to to о ©C to to — Ф о © Ф Ф О tn MM Радиус перехода фланца к корпусу •s 5 X h tn S
340 370 05 tO tO 5S8 to to to © -4 ФФФ Ox tO © О Ф © to I MM 1 диаметр по центру болтов Отверс Для бог я я а S I
to to to to co co co 00 OO J* 4s» J* 4s» Q> ' MM диаметр от- верстий во фланце ЦЛЯ )азме п X X
0,75 0,75 о Ф Ф ox ox Ox ppp ox ox Ox ©Фр Ox Ox ox 6 глубина зенковки под 45° во фланце тия IT0B В Ja *В X о
to to to to to о oo ОС 00 © © Число болтов » S з S Й X tl > to н
S5 ООО ox ox — ~ MM Диаметр болта о а х g; S?
306 336 to to to 00 ox to © -J 4s» 05 00 00 to©© 00 oo 00 Диаметр центральной части фланца втулки ь (Я Й S W я
to to Ox GO 18 20 22 00 oo ox 00 to о j MM Наибольшая толщина фланца втулки о JX s Н ® О
©© О 05 о Ox Ox — « SC Диаметр болта В1 гаек
400 435 295 330 365 205 240 260 00 ox — Ox © Ox Длина болта
to to to to ©©co 00 00 4s» 4s» 4s» 4s» Q> MM 1 Диаметр бортика у болта и гайки <*-
9,5 10,5 00 <J 05 ox ox Ox 05 Ox Ji» © Ox ox Ji» 05 tO © © OX 1 MM 1 у болта Дл бор-1 &
oo <1 -4 <1 ClOOx OX OX Ji» £ 1 у гайки ина 'ика 8 X £х> Л
w M if» ** Cl cnw C’ oo о» oo «£> w -J <3> Cfr <3> ® ® s> 1 дюймы; Резьба (B.S.F.) по Британскому стандарту ГР X S X i
-4 05 © Ox Ox Ox Ox Ox Ox Ф QX OX Ji» © Ф OX Ji» GO GO © © © ^1 MM Длина нарезки и. рис- на
1,301 1,301 1,101 1,101 1,101 — Ф bo oo *— *— to — — Ф © Ф © 00 00 00 to Ю to © © © >o ; дюймы Отверстие (зев) ключа i
ФФ Ox OX ООО OX OX OX ppp Ox Ox Ox ©p© O'Ox Ox Jo I MM Радиус у гайки у болта и стр.
Сч'Ч’ OXO* OX Ox OX Ox bx bxbx to Радиус у бортика 1 болта [ 36)
3 <o V ' J 00-^05 Ox«fc>» W to -*.'© № втулки винта 1
Продолжение табл. 5.
БРИТАНСКИЙ СТАНДАРТ (B.E.S .А.) '
ВТУЛКИ для ДЕРЕВЯННЫХ винтов
Допуски
№ втулки винта Внутренний диаметр фланца Наружный диаметр корпуса Диаметр по центрам болтов и положение отверстий болтов Диаметр отверстий для болта и гайки Диаметр бортика болта и бортика гайки Диаметр болта Резьба
Вг В F Gx G J
ММ мм ММ мм мм
0-5 6—10 миним. — 0,02 -0,02 макс. 4- 0,04 + 0,05 миним. — 0,07 — 0,09 макс. -0,02 -0,04 Точность рас- положения от- верстий для болтов в пре- делах 0,2 мм миним. -г 0.20 + 020 макс. Ф 0,25 + 0,25 миним. — 0 05 — 0 05 макс. -г 0.05 -0,05 миним. — 0,05 -0,05 макс. -0,05 + 0,05 Допуск на резьбу по Британскому стандарту (B.S.S.)
вершина резьбы несколько срезается (B.S.F.)
О <о оо О СЛ 4* 03 КЗ —
ы КЗ КЗ КЗ too оо 00 00 о
о (ООО) о о сл
кз 1чз
КЗ КЗ со со СО 00 00 4^ 4^ 4*
370 j оз оз кз К) КЗ КЗ -* - * . -
sss 8ё§ -4 СЛ КЗ ООО
I - -*
to КЗ КЗ КЗ кз о оо 00 00 о
СО со оо о сл сл — — —
о 09 W ел СЛ 40 40 -J -J
о л о о с>
ь- н*
КЗ КЗ КЗ КЗ
<О О о, 6о S88 КЗ О о о оз
4^ 4^ 03 ( 260 300 330 КЗ — —
00 о 4^00 ООО КЗ со сл ООО
в 03 КЗ КЗ о оо сл КЗ— — КЗ со 4^ КЗ со 00 00 оо
<55 о — — *- 03 03
со КЗ —
кз ~ 00 о 4^ КЗ (О
сл ООО О сл сл О О 03
со h-ь* СО 00 00 00 -4 СЛ Сл
сл сл
кз КЗ КЗ КЗ
сл СО КЗ о 00 00 00 СЛ 03 КЗ
W — — о СО СО СО ‘ 00 -40 сл сл
►—1 ОСО 00 4 0)0) СЛ 4^ 03
сл сл сл
— — о ООО рр
23 £8:2 СЛ 03 КЗ 05 00 03 t- О О слое
| 1 1 1 III 1 1 -°
КЗ ООО ООО
00 £ о -4 СЛ 03 KJ — 00
О 4^ 00 00 03 сл
5 <О00 О СЛ 4» 03 КЗ —
№ втулки винта
— 1 J 1 G F 1 — М ) ЧИСЛО Болт втулки винта Болт'
£ £ диаметр диаметр отверстия во фланце диаметр по центрам болтов число диаметр
1
1 — 1 W § I к * резьба—бритая ская мелкая1 диаметр по центрам болтов фланца
Ъ. к Ss Наружный диаметр фланца
1 V 1 к и I мм мм мм Диаметр центральной части фланца втулки винта Наружный диаметр фланца вала мотора То ищи на фланца Размеры
>< Наибольшая толщина фланца
ч Sa Минимальная толщина фланца вала мотора (допуски см
о 3 Толщина фланца втулки винта у отверстия болта
[ ! (об/мин) 1 о Мощность Число об/мин на стр 38)
№ втулки винта
Я
чэ
гч
я
ь
гч
3
S
гч СП
тэ
со *< X
ь
я п
S я
со S
S X
3 > г» ч >
е>
е ь > я § ч
д гч W
3 я
со сл
> >
>
3
о
о
*13
> X
* и
ч
в?
1
J j
j ——
Продолжение тавл. 6. '
БРИТАНСКИЙ СТАНДАРТ (B.E.S.A.)
КРЕПЛЕНИЕ ВТУЛКИ ВИНТА С ФЛАНЦЕМ ВАЛА МОТОРА Допуски
1
№ втулки винта Диаметр отверстия для болтов и гайки Диаметр болта Диаметр отверстия для болтов фланца вала мотора Диаметр Наружный Толщина Толщина фланца втулки винта у отверстия болта Наружный диаметр фланпд вала мотора Диаметр отверстия для фланца Резьба
болтов фланца фланца । 1
МО! чора
W A U \
G м мг D К К.
ММ мм мм 1 ММ ! ММ 1 ММ ММ мм
От 1 до 10 ми- ним. +0,20 мак- сим. +0,25 ми- ним. —0,04 мак- сим. —0,01 ми- ним. —0,00 мак- сим. +0,04 Точность расположения отверстия болтов в пределах 0,05 мм ми- ним. —0,00 мак- ми- । мак- сим. НИМ. 1 сим. 1 1 +0,50| +0,20| +0,25 । 1 МИ- НИМ. +0,25 мак- сим. +0,50 ми- ним. -0,05 мак- сим. +0,00 ми- ним. •-0,00 мак- сим. +0,05 Допуски на резьбу по Бритай- скому стандарту (B.S.S.)
Таблица, 7
АМЕРИКАНСКИЙ СТАНДАРТ (S.A.E.)
Шлицевая посадка втулки винта на носовую часть вала мотора
Размеры втулки (шлицев) винта (в дюймах)
Втулка | Н 4 0,000 — 0,005 G + 0,000 — 0,005 J К L M 7? min S + 0,005 — 0,002 T ± 0,001 Z
10 - 2,750 3,125 2,500 17, 374 _7s 2,006 1,789 0,196 4^/32
~ 20~ 2,875 27s 2 4 2,381 2,164 0,233 _ 574 .
30 3,187 3,187 237зз 25/ W8 7s 2,631 2,414 0,259 3‘°/38
40 3,875 3,625 25/s 2 4 7« 3,131 2,881 0,306 571
'-*50 4,562 _ 4,625 2l3/ie 4ч/ 2 *7i. 3,810 3,562’ 0,377 5и/ц
Широкие шлиц совладаел
кип т Л
осью лопасти винта
Приблизителыш
г==7^=Т1
Фаску и концы шлиц
I закруглить
^rmnR
U" Сверление
£* 8 отверстии
М’
.Сверление 8 отверстии
с точностью
Ь ^.Резьва _____
1
I\id у Зочистть si
Острые концы шлицаГ*
закруглить
Конец вала для изо
1£ шлицов
равномерно
по окружности
Конец вала для NN10,20,30 и40
Размеры носка (конца) вала мотора (в дюймах)
№ вала A + 0,000 — 0,000 В max C ± 0,0008 Резьба1 Диаметраль- ный питч + 0,000 — 0,002 D + 0,000 — 0,002 E ±0,030 F
10 2,000 2,375 1,781 0,1940 р^в-лг 1,631 1,687 4,844 58//
—20~~ 2,156 0,2310 27t« -12 2,006 2.062-4 5,594
30 2,625 2,406 0,2570 27« “12 2,256 2,312 5,969 -jy*_
40 3,125 ~2375 0,3040 2U/43-12 3713 -12 2,757 2,812 _ 3,500 5,594 6,344 j
50 3,804 3,554 _ 0,3750 3,381
1 Резьба по американскому (национальному) стандарту
АВИАЦИОННЫЙ СТАНДАРТ
43МТ
АБ
1-е издание
КОМЛЕВАЯ ЧАСТЬ
ЛОПАСТИ МЕТАЛЛИЧЕСКОГО ВИНТА ИЗ АЛЮМИНИЕВЫХ
х СПЛАВОВ
d Допуски с3 D допуски с, о, dt 1 допуски Ш3 <1 допуски с3 / R *2
65—0,06 72-0,06 70 56 —0,04 5 ] ]—0,105 26-0,045 45 18 75 2 15
75—0,06 82-°,07 80 65 — 0,045 15-о.Юэ —0,050 55 21 90 3 15
92“0’07 105-0.07 102 80 -0,06 0 2О-°’130 43— 65 26 ПО 4 20
105—0,07 120-0,°7 115 ,2 -0,060 24—0,130 —0,060 75 31 125 4 25
115"0'07 130-0,08 125 100 —0,060 2ь-0,130 56-°,ооо 80 33 140 4 25
125-°,°8 140—0,08 135 108 —0,060 28—0,130 Go—0,060 88 35 150 5 30
14ff-°>08 ЮО-0,08 155 122 —0,060 ЗО-олзо 65-0,060 100 41 170 5 30
155-°,°8 175-0,08 170 135 — 0,07 5 32—0«1Ь 0 70-0,060 115 43 185 5 35
170“ 0,08 190-°, 09 185 148 -0,076 35-0,ю° 75—0,060 125 48 200 5 40
Допуски по ВСТ и ОСТ
Размеры без допусков выполнять в пределах отклонений по 22АТ.
, _, _Таблицаз
АВИАЦИОННЫЙ СТАНДАРТ 44МТ
КОМЛЕВАЯ ЧАСТЬ АБ
ЛОПАСТИ МЕТАЛЛИЧЕСКОГО ВИНТА ИЗ АЛЮМИНИЕВЫХ
СПЛАВОВ
График для выбора размера комля 1-е издание.
AfMP — изгибающий момент винта, кг см,
PyCt — центробежная сила винта, кг,
d — диаметр комля, мм
Пример выбора комля по трафику
Центробежная сила винта Р х 43000 кг,
Изгибающий момент винта Afmav = 48 000 кг[см,
Комель диаметром d — 115 мм
Таблица
-- —_—. —--------~ —
АМЕРИКАНСКИЙ СТАНДАРТ (S.A.E.)
КОМЛЕВАЯ ЧАСТЬ
ЛОПАСТЕЙ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ВИНТОВ
Комель № А н о.ооо — 0,003 1 « + 0,000 — 0,003 С ± 0,010 D + 0,002 — 0,000 Е ±0,010 F + 0,010 G ± Vie Н
00 2,250 2,495 2,000 0,500 0,4375 1,3125 2,1875 3/зг
0 3,000 3,245 2,625 0,6875 0,562 1,6875 2,9375 7»
1 3,875 4,245 3,375 0,875 0,750 2,375 3,750
17 4,1875 4,620 3,6875 1,0625 0,875 2,6875 4,1875 7зг
2 4,500 4,995 3,875 1,250 1,000 3,125 4,625 7зз
3 1 5,000 5 620 4,3125 1,375 1,125 3,438 5,124 3Аз
Материал — алюминиевый сплав.
Фиг. 33. Зависимость веса деревянных винтов
от величины их диаметров (чистый вес винта
без втулки).
р Эта формула может быть принята только для весьма приближенных, под-
счетов; так как в некоторых случаях ошибка может доходить др 20%.
Зависимость веса деревянных винтов от их диаметров D представлена на
фиг. 33.
Вес Металлических винтов может быть выбран на основании фактических
1 данных хорошо зарекомендовавших себя в работе современных конструкций.
В практике применяются как двух-
лопастные, так и трехлопастные ме-
таллические винты.
Фирма Гамильтон в Америке по-
ставляет металлические винты к мо-
торам различных моторостроительных
американских фирм со следующими
данными размеров и веса (см. табл. 11).
В частности, для мотора Райт
«Циклон» с редуктором фирма Гамиль-
тон строит трехлопастный металли-
ческий винт диаметром D = 3,51 м с
полным весом (втулки и трех лопас-
тей) G' = 120 кг. Вес только самой
втулки для этого винта составляет
33,9 кг, а вес трех его лопастей ра-
вен 3 • 28,7 = 86,1 кг.
Фирма Ратье во Франции строит
для мотора Испано-Сюиза 12Ybrs
металлические винты двух типов:
1) двухлопастный с диаметром
D = 3,4 м и полным весом (со втул-
кой и двумя лопастями) G" = 74 кг;
2) трехлопастный с диаметром D —
— 3,25 м и полным весом (со втул-
кой и тремя лопастями) Gp = 78 кг.
Отечественной конструкции и про-
изводства двухлопастные металлические винты для разных моторов могут быть
характеризованы величинами, приведенными в табл. 12.
Для определения веса металлических винтов при сравнительных расчетах
можно пользоваться фиг. 34, на которой дана зависимость веса металлического
винта (с его втулкой) от величины крутящего момента на валу винта.
Мощность, поглощаемая винтом, пропорциональна квадрату его диаметра,
в то время как вес винта пропорционален кубу его диаметра. Отсюда можно сде-
лать вывод, что для современных винтов с увеличением размеров винта растет
его удельный вес. Из исследований, произведенных по этому поводу фирмой
Кертисс-Райт для мотора мощностью 1500 л. с., считающейся оптимальной
для современных одномоторных самолетов, выяснилось, что превышение
указанной мощности ведет к увеличению удельного веса самого мотора и его
винта.
Трудности при создании и подборе винтов для современных мощных моторов
требуют всестороннего исследования проблемы винта для той или другой винто-
моторной установки.
Этими исследованиями должны охватываться следующие'факторы:
1) степень редукции,
2) диаметр винта,
3) число лопастей,
4) ширина лопастей,
5) форма лопастей в плоскости вращения,
6) распределение шага лопасти по ее длине,
7) кок винта.
Сложность этою вопроса может потребовать (чтобы избежать установки вйита
чрезмерно большого диаметра, а следовательно, и большого веса и шагауязго*
43 ‘
Табли-ца t
Двухлопастные винты Трехлопастные виЦты
Мощность на винте Ne, . . Фирма и марка мотора диаметр винта D м полный вес винта Gp (со втулкой и двумя ло- пастями) фу< т кг диаметр винта D Фут м полный вес винта Gj (со втулкой и тремя ло- пастями) фунт кг
450 — 550 Пратт и У птнн 90 —100’ 2,74—3,05 112 51,0 9 О'—10 О' 2,74—3,05 155 70,0
«Уосп> 8 6"—9 6 2,59—2,89 _1°8_ 49,0 8 6—9 О’з 2,59—2,74 126 57,0
450 — 550 Кертисс Райт Кертисс V1570 DD 8 6- 9'0_ 2,59 2 74 106 48,0 — —.
550 — 650 Пратт и Уитни лХорнет» 10 О’—1Г0' 132 9°" 2,74—3,05 161 73,0
, 550 — 650 Кертисс-Раит «Циклон > 3,05—3,35 60,0 8 0 -9'6’ 2,44—2,89 155 70,0
Таб лижа 12
Марка мотора Диаметр винта, D м Полный вес винта (со втулкой и двумя лопастями), °; кг Вес только двух лопастей кг Вес только самой втулки к г Примечание
М-22 2, 85 47 2 14=28 19
Испано- Сюиза 12Ybrs. 3,40 80 2 28 56 24
) АМ-34Р 3,70 100 2 33=66 34 При степени редукции /=0,732
AM 34РН 4,40 121 2 43,5=87 34 При степени редукции /=0,590
) 1 АМ-"4Р 4 50 125 2 45,5-91 34 г. При степени редукции (=0,590. Мотор для самолета, установившего рекорд дальности
44
давления моторов с несколькими вариантами степене редукции, после чега
представится возможность выбрать наивыгоднейший винт с максимально до-
пустимой окружной скоростью на конце его лопасти.
Фиг. 34 Ориентировочная зависимость веса металлических винтов со втулками
ог величины крутящего момента на валу винта.
I—для. двухлопастного винта неизменяемого в полете inarai II—для трехлопастного
вжнта неизменяемого в полете шага, III—для трехлопаетного винта с изменяемым
в полете шагом (с гидравлическим управлением).
4. ОБОСНОВАНИЯ ДЛЯ ВЫБОРА ТИПА ВИНТОМОТОРНОЙ ГРУППЫ
При выборе числа оборотов винта необходимо всегда сообразоваться с теми
условиями, в которых будет работать мотор. Может оказаться, что при заданных
мощности и числе оборотов моторов для данного определенного самолета не
представляется возможным подобрать винт с достаточно высоким к. п. д. Кроме
того, при значительных размерах отдельных частей самолета может случиться,
что сопротивление от обдувки винтом будет сильно понижать величину возмож-
ной полезной тяги винта.
Вредное сопротивление от обдувки винтом пропорционально величине тяги
винта и может быть выражено так:
Р"= 0,64 ~Р кг,
Г
Где 0,64 = Сх — коэфициент сопротивления пластинки;
а — эквивалентная вредная поверхность пластинки для частей
самолета, находящихся в струе винта (подверженных обдуву),
м2;
F = — площадь, ометаемая винтом (£> — диаметр винта), м2; ' '
Р — сила тяги винта, кг.
45
Из этой формулы видно, что с увеличением диаметра винта D рдстрт .величина
4 ометаемой винтом площади F, а так как величина эквивалентной вредной поверх-
ности а самолета изменяется всегда не особенно значительно, то,следрвателЬно,
с увеличением диаметра винта D потеря от обдувки будет уменьшаться,.
Выбор винта
Каждый, винт характеризуется своим диаметром D и шагом И; Отношение
этих величин: ,
Называется относительным или пропорциональным шагом винта.
К. п. д. винта т] выражается отношением:
PV^
't - т ’
где Р — сила тяги винта, кг-,
Т — мощность, потребная на вращение винта, кгм/сек;
Vc — скорость движения самолета, м/сек.
Выразив мощность мотора в
лошадиных силах
N = л. с.,
/э
получим для к. п. д. винта
следующую формулу:
pvc
Т| = 75 N'.'
Очень большую роль при
винта от величины
различной
&&****•&
Фиг. 35. Зависимость к. и. д. rt
пропорциональной поступи Л для винтов с
величиной относительного шага.
Vc
пп ’
расчете винтов играет про-
порциональная поступь или,
как ее еще называют, харак-
теристика режима винта. Вы-
ражается она формулой:
где ns — число оборотов винта в секунду;
D—диаметр винта, м.
К. п. д, винта т] есть отношение мощности, используемой на передвижение,
фадлолета, к мощности, необходимой для вращения винта. При геометрически
йодобных винтах зависит от характеристики режима винта 1
*1д)ИняВ за оси координат к. п. д. винта т] и пропорциональную поступь X,
построим кривые для винтов с разными величинами относительного шага h
(фиг. 35).
Из этой диаграммы видно, что с увеличением относительного шага винта h
к. п. д. т] начинает возрастать; одновременно с этим его максимальное значение
переходит в сторону больших (увеличивающихся) значений пропорциональной
поступи X. Но при очень больших значениях относительного шага (й > 1,5)-
к. П. д т] начинает опять уменьшаться. - ‘ •
Уменьшение числа оборотов винта щ всегда ведет к увеличению значения X,
а также и к. п. д. т], даже если путем увеличения диаметра винта D произведе-
ние nsD сохранить постоянным. Кроме того, известно, что, как только окружная
скорость на конце лопасти винта приближается к скорости звука:, к. я. д. винта
т) начинает быстро падать. Поэтому предельной нормой для окружной скорости
‘винта нужно считать 300 м/сек. Лучше придерживаться таких чисел'оборотов
рИНТа в минуту, чтобы окружная скорость на конце его лопасти не превосходила
^$0 'м/сек.
46
Для,'того чтобы использовать указанные преимущества- невысоких «tote»
оборотов винта'без понижения числа оборотов коленчатого вала,
ходится снабжать редуктором.
Основная'Цель применения редуктора —улучшениеотрываот зеМли и по-
вышение скорости на взлете. Так как максимальная скорость самолета пропор-
циональна кубическому корню из располагаемой мощности, то получаемое от
установки редуктора увеличение горизонтальной скорости, вообще говоря,
очень незначительно. Зато при взлете можно считать, что приблизительно поло-
вина располагаемой мощности тратися на преодоление лобового сопротивления
полета, а остальная мощность тратится на работу подъема; поэтому возможное
при наличии редуктора повышение ц и, следовательно, располагаемой мощности,
здесь сказывается весьма заметно. Соответственно увеличивается и высота по-
лета (потолок).
На практике чаще всего приходится подбирать наилучший винт к заданным,
условиям; обычно бывают заданы:
1) мощность мотора ЛГ, л. с.;
2) Ур — расчетная скорость самолета, м)сек;
3) р—массовая плотность воздуха, равная ~ где Т — весовая
плотность воздуха, кг)м3, g — ускорение силы тяжести, м/сек2;
4) п —число оборотов винта в минуту или ns = — число оборотов винта
в секунду.
В таких случаях поступают следующим образом: задаются рядом подходящих.
V
диаметров винтов и для них вычисляют к =
и абсолютный коэфициент мощности винта е
N75
?^SD6‘
По этим данным находят пр графику относительный шаг винта Лик. п. .д,
винта -г; и выбирают винт с наибольшим к. п. д. Если не учитывать обдувки,
винтом частей самого самолета, то выбранный таким образом финт будет наи-
выгоднейшим. Но так как практически обдувка всегда имеет место, ее приходится
учитывать, и поэтому наивыгоднейшим для данного случая может оказаться
винт не с наибольшим к. п. д., а тот, который при прочих равных условиях будет
давать наибольшую величину тяги. Обычно приходится выбирать винт не-
сколько большего диаметра, чем получающийся без учета обдувки.
Может возникнуть и другой вопрос: каково наивыгоднейшее число оборотов,
винта при прочих заданных условиях?
' Этот вопрос может возникнуть в том случае, когда размер диаметра винта
ограничен специфическими условиями самолета; например: ограничена высота,
мотора над поверхностью земли, задано расстояние между моторами и фюзеляжем
(для многомоторных самолетов) и т. п. Тогда приходится решать вопрос о выборе
степени редукции (передаточного числа). В этом случае исследование должур
охватить все возможные варианты как существующие, так и те, которые будут
осуществлены в дальнейшем.
'С этой целью моторостроительные заводы строят редукторные моторы с раз-
ными степенями редукции, т. е. с разными числами оборотов на винте, hq практи-
чески с одинаковыми мощностями. Таким образом заводу представляется воз-
можность удовлетворять своими моторами самые разнообразные типы самолетов.
Потребитель может выбрать такой мотор, который с точки зрения у. п. д. вийта
окажется наивыгоднейшим. >
Как можно видеть из Приложения I, числа оборотов винта современных
редукторных авиационных моторов колеблются в пределах от 950 до, 1706
об/мин.
. Для удовлетворения требований потребителей в мощйых авиационных- мр-\
тбрах (600—1000 л. с.) практически бывает обычно достаточно трех вар‘н^0^\'
чисел оборотов винта, а именно:
1) безредукторный мотор: i — 1,0;
47
2) редукторный мотор со степенью редукции: I = 0,65 н- 0,75;
3) редукторный мотор со степенью редукции: I =< 0,45 -ь 0,65.
Если числа оборотов коленчатого вала мотора настолько высоки, что при су-
ществующих в практике условиях эксплоатации самолетов к этому мотору не
представляется возможным подобрать винт, то все три градации моторов выпол-
няются как моторы редукторные. В качестве примера имеем моторы фирмы Ролльс-
Ройс, у которой нет безредукюрных моторов; моторы марки «Р»и «Кестрелл»
имеют следующие три разновидности
Разновид- ности моторов Степень редукции i Числа оборотов винта в минуту, лр
«F > 4 «Кестрелл»
1 0,632 1420 1710
2 0,552 1242 1490
3 0,475 1070 1290
Моторы фирмы Ролльс-Ройс, марки «Н» и «Буззард» имеют две разновидности:
Числа оборотов винта
Разновид- ности моторов Степень редукции i В минуту, Пр
<н> «Буззард»
1 0,552 1106 1270
2 0,477 054 1100
Подобно этому и фирма Бристоль на своих моторах имеет три градации числа
«оборотов винта:
1) без редуктора;
2) степень редукции i — 0,572 с числом оборотов винта пр = 1480 об/мин;
3) степень редукции i — 0,50 с числом оборотов винта пр = 1300 об/мин.
Для современных моторов и моторов ближайшего будущего с мощностью
-в 1000 л. с. можно предполагать, что наиболее экономическими числами обо-
ротов винта в минуту будут 1100—1500 об/мин.
При увеличении мощности моторов до 1500—2000 л. с. число оборотов винта,
возможно, придется снизить до 800—1000 об/мин, чтобы обеспечить работу
винтов при окружной скорости на конце лопасти, не превышающей 280 м]сек,
и тем избежать снижения к. п. д. такого винта.
В зависимости от заданных требований, при которых винт должен работать
в наивыгоднейших условиях, т. е. с наибольшим к. п. д., призводится подбор
винта на лучший взлет или на наибольшую скорость.
Число оборотов винта в минуту (или степень редукции, в случае редуктор-
ного мотора), таким образом, зависит от рода самолета, на котором мотор уста-
новлен (истребитель, разведчик, бомбовоз и т. п.). Для истребителя, обладающего
большими скоростями и малым габаритом, выгодно ставить мотор с достаточно
высокими числами оборотов винта. Для бомбовозов, наоборот, выгоднее иметь
мотор с низкими числами оборотов винта в минуту.
Для обычного винт а, у которого лопасти связаны жестко со втулкой, шаг винта
подбирается такой величины, чтобы мотор давал на определенной высоте при
горизонтальном полете полное допустимое число оборотов на полностью откры-
том дросселе карбюратора.
Обычный винт, подобранный для таких требований, в условиях земли при
разбеге самолета будет несколько «тяжел» и вследствие этого не позволит мотору
на полном дросселе давать полное число оборотов. Для общих случаев это недо-
48
оирание оборотов может составлять приблизительно 20—25%; Грубо говоря,
на столько же процентов меньше будет и величина мощности.
Это обстоятельство устраняется путем применения винтов с изменяемым
в полете шагом (ВИШ), вследствие чего последние получили в настоящее время
довольно широкое распространение.
Наличие винта изменяемого в полете шага дает возможность в полете подби-
рать наивыгоднейшие режимы работы самолета и мотора в зависимости от усло-
вий, в которых происходит полет: по скорости (мощности) и по дальности (эконо-
мичности).
Особенно сильно ощущается выгода
бженных нагнетателями и обладаю-
щих вследствие этого относительно
большой высотностью.
В настоящее время существует уже
немало конструкций винтов с изме-
няемым в полете шагом, достаточно
хорошо оправдавших себя в работе.
К таким конструкциям можно отнес-
ти следующие винты:
1. Винт Гамильтон-Ст э н-
д а р д, принятый к эксплоатации
в США. Поворот лопастей произво-
дится гидравлическим способом при
помощи циркулирующего от моторной
поМпы масла. Управление винтом осу-
ществляется путем изменения поло-
жения трехходового крана, управ-
ляемого пилотом. За последнее вре-
мя фирма Гамильтон значительно
улучшила конструкцию своего вин-
та, снабжая каждый винт специаль-
изменяемого шага винта у моторов, сна-
Фпг. 36. Винт с изменяемым в полете шагом
Гамильтоп-Стопдард «Хидромэтик».
ными помпами с центробежным регу-
лятором, что делает эти винты в пол-
ном смысле слова автоматическими и
обеспечивающими пос тоянное число оборо тов. По желанию пилот может изменять
число оборотов винта.
Воздушные винты постоянного числа оборотов находят все большее и большее
применение в современной авиации.
Главное их достоинство заключается в том, что они дают возможность авиа-
ционным двигателям работать на желаемых оборотах, Независимо от высоты или
поступательной скорости самолета.
Преимущества винтов постоянного числа оборотов особенно ощутимы на са-
молетах, снабженных двигателями с наддувом, поскольку для больших скоростей
на значительных высотах полета необходим сравнительно большой шаг винта,
в то время как при отрыве (на земле) требуется установка лопастей на малый
шаг.
В последней конструкции винтов Гамильтон диапазон изменения шага винта
доведен до 20° против первоначальных конструкций, у которых изменение шага
винта (угла атаки) в среднем не превышало 8—10°.
Для некоторых многомоторных самолетов является необходимым останавли-
вать вал мотора в случае аварии мотора во время полета; последнее может быть
осуществлено либо устройством специального тормозного приспособления,
либо поворотом лопастей винта ребром к направлению полета (до 87°).
В последнем случае мотор останавливается почти мгновенно, и винт не создает
лобового сопротивления, в результате чего потолок самолета может быть сравни-
тельно выше. v
Этими преимуществами обладает ВИШ Гамильтон-Стэндард .«Хидромэтик»
(фиг. 36). ' - ж
В этой конструкции гидравлический механизм изменения шага снабжен
специальным приспособлением, ограничивающим изменение шага при нормаль*
В. А. Доллежаль—844—4
49
ной работе. Поворот лопастей в положение «ребром к направлению полетам
может быть осуществлен только по желанию пилота.
2. Винт Кертисс, перестановка лопастей которого осуществляется
помощью многооборотно-
го электромотора, поме-
щенного в передней части
втулки винта. . Конструк-
ция винта такова, что по-
ворот его лопастей не огра-
ничен определенным диапа-
зоном и может быть при
желании выполнен на 360°,
а установка необходимого
шага винта происходит
автоматически.
Подобные этому по типу,
но конструктивно отли-
чающиеся, винты строит
фирма Ратье.
У новейшего винта Кер-
тисс с изменяемым в по-
лете шагом изменение по-
ложения лопастей, т. е.
шага, осуществляетсяj*при
помощи реверсивного’’эле-
ктромотора (фиг. 37). Механизм, служащий для перестановки лопастей, может быть
приспособлен для 2-, 3- или 4-лопастных винтов; он состоит из планетарной перег-
2. Винт Кертисс,
Фиг. 37. Винт фирмы Кертисс.
Фиг. 38. Высотные характеристики
для разных типов винтов. •
I—для винта с постоянным числом обо-
ротов; Л—для винта с шагом, уста-
новленным на высоту 3050 м; III—кт
винта с шагом, установленным на вы-
соту 5210 м.
дачи с передаточным числом 13,4:1 и кониче-
ской передачи с передаточным числом 4:3.
При этих передаточных числах поворот ло-
пастей на Г производится в течение 1,7 сек.
На диаграмме фиг. 38 даны кривые тяго-
вой мощности, достигаемой при горизонталь-
ном полете с различными типами воздушных
винтов. Эти кривые были получены на само-
лете, имеющем максимальную скорость по-
рядка 400 км!час на высоте 3050 м и сна-
бженном двигателем мощностью 750 л. с. на
этой высоте при 1667 об/мин воздушного
винта. Винт был взят трехлопастный, диа-
метром 3 м.
Были предложения получать дополнитель-
ную мощность при режимах взлета при по-
мощи редуктора с изменяемой во время ра-,
боты степенью редукции. Этот путь слож-
нее, чем применение винта с изменяемым
шагом. Поэтому обычно применяют винт с
изменяемым шагом, несмотря на некоторое
понижение его к. п. д. при уменьшении
шага.
В качестве примера возможной конструк-
ции редуктора с изменяемой степенью ре-
дукции представляет интерес предложение
английского конструктора Картера.
Как видно из фиг. 39 коленчатый вал
мотора А приводит во вращение шестерню
В, зацепляющуюся с шестернями С; послед-
ние фиксированы на осях шестерен масля-
ных помп D. Корпус масляных помп Е жестко соединен при помощи фланца
50
с валом;, винта F. Необходимое для работы редуктора масло ^поступает через
трубку Н и заполняет находящуюся в центре'корпуса помп камеру О.
Схема переиачи
Фиг. 39. Редуктор с переменной степенью редукции.
Отработавшее в редукторе масло отводится трубкой /, после чего оно направ-
ляется в масляный радиатор, в картер или в бак. Количество прокачиваемого
помпами масла регулируется золотником J, перекрывающим отверстия К- При
полностью открытых отверстиях К масло на своем пути не встречает сопротивле-
ния, и шестерни С свободно могут вращаться. Передвижение золотника J осу-
ществляется при помощи рычага L. При перекрытии золотником отверстий К
сопротивление протеканию масла увеличивается, а благодаря возрастающей
при этолу величине крутящего момента осуществляется передача мощности от
коленчатого вала мотора на винт. При полностью перекрытых отверстиях
К вал винта вращается с тем же числом оборотов, что и коленчатый .вал мотора.,
Степень редукции может быть изменяема в полете в очень широких пределах
(теоретически от 0 до 1), что позволяет осуществлять работу мотора на постоян-
ных числах оборотов коленчатого вала с винтом жестко фиксированного шага.
Кроме того, наличие в агрегате масла под давлением, которое действует в ка-
честве тела, передающего усилия (в помпах D), очень благоприятно сказывается
на демпфирующих свойствах этой конструкции в отношении крутильных коле-
баний.
Благодаря тому, что давление масла изменяется в зависимости от величины
передаваемого момента, можно, произведя соответствующую тарировку, поль-
зоваться этим редуктором как динамометром для измерения мощности в полете.
Выбор схемы передачи на винт
Для моторов с сравнительно невысоким числом оборотов коленчатого вала
редуцирование числа оборотов от коленчатого вала к винту не всегда может
оказаться необходимым, в особенности если принять во внимание, что снабжение
мотора редуктором увеличивает вес винтомоторной установки. Поэтому в прак-
51
тике приходится очень тщательно реша1Ь эту задачу для каждого отдельного
случая. •
Обычно в практике для такого случая бывают заданы следующие величины
(буквы с индексом р относятся в дальнейшем изложении к редукторному мотору,
а без индекса — к мотору без редуктора): 1) мощность мотора на носке вала
винта, л. с.\ Np, N; 2) число оборотов винта в минуту: пр, п; 3) сухой вес мотора
без втулки винта, кг-. Gp, G; 4) вес втулки* винта, кг: Gp', G'.
Расчет ведут обычно при параллельном сравнении винтомоторных установок
редукторною и без редук гор hoi о моторов, принимая во внимание все особенности
каждой установки.
Производится расче! обычно в следующем порядке:
1. Находят расчетную скорость самолета
2. Для предварительных расчесов выбирают диаметры двухлопастных вин-
тов для обоих моторов, пользуясь для этою формулой Како
где D и Dv — дпамыры двухлопасiпых вишов сосиветственно для безредук-
торною и редукторною моторов, лг;
Vс — скорость самолета, км/час.
В журнале «Bulletin de la Section Technique de I’Aeronautique» (№ 25, май,
1919) дано выражение для определения диаметра чегырехлопастного винта'
--0,88 |/ ^iL10'
V
Сравнивая эту формулу с формулой Како, определяющей диаметр двухло-
пастного винта, заметим, что отношение определяемых в них диаметров
D„. 0 88
х И)4 -= 0,845 =.0,85
или
D1IX =х£>р-0,85Dp.
Полученные по этим форму нам ве шчины Moiyi бьиь приняты как величины
весьма приближенные
Более точные значения для диаме!ров винтов Ор и D и их к. п д. т)р и rt на-
ходятся по обычному методу при помощи специальных [рафиков для подбора
винтов.
3. Для определения величин тяги винт па расчетной скорости имеем:
для редукторного мотора
.V., 75
^Р " Чр Г
для безредукторною моюра
4. Теперь предоявляется возможным определить потерю тяги от обдувки
(см стр. 45):
для редукторно! о мотора
Pv — 0,64 р кг,
52
для безредукторного мотора
Р" =0,64 4 Р кг.
Г
5. Определив основные величины, находят дополнительную потерю тяги
винта редукторного мотора по сравнению с мотором без редуктора, являющуюся
следствием большего веса винтомоторной установки с редукторным [мотором
Увеличение веса складывается из
следующих элементов:
а) разницы в сухом весе обоих
моторов
G.,— G = gP кг,
б) разницы в весе втулок
пропеллера
Gp — G' =gp кг,
в) разницы в весе винтов
Gp — G = gp кг.
Найдя сумму прибавок веса
gp+gp + gp-
пересчитывают ее на уменьшение
полезной тяги винта, пользуясь
для этого качеством всего самолета
для просчитываемого режима (наи-
лучший взлет или наибольшая ско-
рость)
Потеря тяги от увеличения веса
будет:
Фиг. 40. Характеристика винтомоторной группы
(зависимость величины тяги винта Р от ско-
рости самолета V,)
> __ “р
кг,
I—тяга дукторного мотора с учетом обдувки,вин-
юм, IT—тяга безредукторного мотора с учетом оодув-
\ и винтом, III—тит а редукторного мотора с учетом
потерь на вес редуктора.
где <? — «качество» всего самолета, т. е. отношение подъемной силы к лобовому
сопротивлению (в аэродинамике качеством самолета принято называть отноше-
ние 'коэфициента подъемной силы к коэфициенту лобового сопротивления всего
самолета, равное Таким образом величина полезной тяги винта в случае
установки редукторного мотора будет равна
P'v = P»-Pv~P» кг’
а в случае установки безредукторного мотора —
Р’ —Р-Р" кг.
Имея величины полезной тяги винта для сравниваемых вариантов, строят
характеристику винтомоторной группы (фиг. 40). При учете всех режимов полета
самолета представится возможность сделать выбор наивыгоднейшего варианта.
Из характеристик видно, что для скорости самолета Vх оба варианта стано-
вятся равноценными; при меньших скоростях преимущество имеет установка
с редукторным мотором, при больших, чем Vx, скоростях самолета преимущество
получает установка с мотором без редуктора.
Из этого можно заключить, что при установке с редукторным мотором будет
иметь место значительный выигрыш в величине тяги при взлете и при полетах
с большими углами атаки.
Замена на одном тяжелом четырехмоторном самолете безредукторного мотора
Одинаковым по габаритам и мощности, но увеличенным на 10% по весу мотором,
снабженным редуктором, в результате проведенных испытаний показала, лто:
53
1) скорость увеличилась на 26%;
2) потолок самолета увеличился на 30%;
3) время, потребное для разбега самолета и отрыва его от земли, сократилось
2 раза;
4) скороподъемность увеличилась в 2г/2 раза.
Изложенное выше обоснование выбора для установки на самолет редуктор-
ного или безредукторного мотора дано схематически, в общих чертах, с целью
ознакомить читателя с общими принципами подобного рода расчетов.
Вопрос выбора винтомоторной установки для самолета представляет доста-
точную сложность и для своего разрешения требует всесторонних расчетов.
На практике обычно эту задачу приходится решать конкретно для какого-
нибудь определенною самолета, привлекая для совместной работы конструктв-
ров моторов и конструкторов винтов
ГЛАВА II
КОНСТРУКЦИИ РЕДУКТОРОВ АВИАЦИОННЫХ МОТОРОВ
Редуктор мотора Нэпир ,,Лайон“
Редуктор этого мотора выполнен по схеме 1а (см. фиг. 8, стр. 12).
На носке коленчатого вала мотора на конусе и шпонках посажена малая
(ведущая) шестерня редуктора (фиг. 41). Передний коренной подшипник колен-
чатого вала в отличие от всех остальных выполнен скользящим и служит одно-
временно для подвода масла в коленчатый вал мотора. Зацепляющаяся с малой
шестерней большая (ведомая) шестерня редуктора прикреплена болтами к фланцу
вала винта.
Вал винта монтирован на двух роликовых подшипниках и расточен изнутри.
Для восприятия осевых усилий от тяги винта применен упорный шариковый
подшипник, способный воспринимать как тянущие, так и толкающие усилия
винта.
Картер редуктора получен путем непосредственного развития передней части
картера мотора. На специальном фланце с центрирующей заточкой при помощи
шпилек крепится носок картера редуктора.
Смазка зубцов шестерен осуществлена при помощи специального сопла,
подающего масло из главной магистрали мотора непосредственно на зубцы ше-
стерен перед самым началом входа их в зацепление. Опорные и упорный подшип-
ники вала винта смазываются разбрызт иванием и частично специальным соби-
рательным лоточком, по которому масло сливается к упорному подшипнику.
Для большей интенсивности отвода тепла от малой шестерни редуктора по-
следняя окружена специальной коробкой-ванной, монтированной на картере
мотора и наполненной сливающимся маслом. Малая шестерня, погруженная
в масло, отдает ему свое тепло, что предохраняет ее от чрезмерного нагревания.
В более поздних конструкциях этого мотора с целью усиления опоры заднего
подшипника вала редуктора было введено стальное кольцо-бандаж, охватывающее
снаружи бобышку заднего подшипника вала винта и таким образом усиливающее
ее прочность.
В 500-сильной модели этого мотора были исполнены шестерни редуктора
с числами зубцов: Zi = 27 и 2ц — 41 при модуле зацепления т, — 5,45 мм;
степень редукции для этого редуктора i = 0.657.
В последующих моделях фирма выполняла шестерни редуктора с числом
зубцов Zi = 26’и zn—49 при модуле зацепления ms -5,58 мм и степени редукции
I -= 0,530.
Шестерни редукторов имеют корригированные зубцы и работают при угле
зацепления около 20°.
На фиг. 42 представлена конструкция редуктора мотора Нэпир «Лайон»
серии VII-B, который принимал участие в состязаниях на кубок Шнейдера. Этот
редуктор выполнен по схеме 2е (см. фиг. 14, стр. 15). Как видно из чертежа,
мощность мотора передайся сидящей на коническом переднем конце коленча-
того вала на шпонках и затянутой гайкой цилиндрической ведущей шестерней,
зацепляющейся с цилиндрической ведомой шестерней, которая составляет одно
целое с промежуточным валом редуктора. Промежуточный вал монтирован на
двух роликовых подшипниках, установленных в расточках в картере редуктора.
На фланце промежуточного валика редуктора на болтах и центрирующей
заточке укреплена ведущая цилиндрическая шестерня, зацепляющаяся с ведо-
55
Фиг. 41 Продо 1Ы1ьш p.ispea редактора мотора Напир «Лайон»
50
мой цилиндрической шестерней вала винта; последняя также при помощи бол-
тов и центрирующей заточки укреплена на фланце вала винта.
Вал винта монтирован на двух роликовых подшипниках, которые установлены
в специальных обоймах, укрепленных в предусмотренных для этой цели расточ-
ках картера редуктора. Во внутреннюю расточку задней части вала винта за-
прессована втулка, являющаяся опорным подшипником переднего конца колен-
чатого вала мотора Тянущие и толкающие усилия винта воспринимаются спе-
Фиг 42 Продольный р«зрез редуктора мотора Нзпир <Лапон» серии VII-B.
циалыю предусмотренным в конструкции однорядным шарикоподшипником,
радиальною типа На переднем конце вала винта на шлицах и центрирующих
конусах монтируется втулка винта.
Смазка деталей редуктора осуществляется мае том, поступающим из внутрен-
ней полости носка коленчатою вала.
Редуктор мотора Изотта-Фраскини «Ассо» 500R
Редуктор мотора «Ассо» 500R (фит 43) в конструктивном отношении очень <
сходен с редуктором нормального мотора «Лайон» и выполнен по гой же схеме 1а.
В этой конструкции масло к упорному подшипнику/ вала винта подводится
через внутреннюю по тость лот о на та, куда оно попадает по специальному свер-
лению через переходную пробку, монтированную в торце подшипника задИеТо
57
конца вала винта. Через специальные отверстия малого диаметра в валу винта
масло подается для смазки переднего подшипника вала винта и упорного под-
шипника. В качестве упорного подшипника применены два рядом, стоящих, одно-
рядных радиальных шариковых подшипника без отверстий для вкладывания
шариков.
Редуктор мотора Ролльс-Ройс
В этой конструкции (фиг. 44),.выполненной также по схеме 1а, передний конец
коленчатогб вала мотора Заканчивается фланцем, к которому приболчена спе-
циальная муфта с внутренними трехгранными шлицами. В эти шлицы входит
конец промежуточного шарнирного валика. Другой (передний) конец этого
валика соединяется такими же трехгранными шлицами со шлицами, наре-
занными во внутренней расточке переднего конца малой (ведущей) шестерни ре-
дуктора. Такое устройство передачи вращения от коленчатого вала мотора к ма-
лой шестерне редуктора дает возможность монтировать малую шестерню на двух
роликовых подшипниках, независимо от того, что коленчатый вал мотора монти-
рован на скользящих коренных подшипниках. Эго обстоятельство чрезвычайно
благоприятно влияет на правильность зацепления шестерен, так как влияние
деформаций коленчатого вала мотора н перекосов осей коленчатого вала и веду-,
58
Г- t
<цей шестерни здесь совершенно исключено. Кроме того, этот промежуточный
валик (так называемое «перо») служит в известной степени амортизатором, выра-
внивающим усилия на зубцы шестерен по их длине.
С^малой шестерней зацепляется большая (ведомая) шестерня редуктора.
Венец большой шестерни приболчен к специальному фланцу вала винта. Вал
винта, расточенный изнутри, монтирован на двух роликовых подшипниках.
В качестве упорного подшипника применен специальный двухрядный шарико-
вый цодшипник с разъемной наружной обоймой, позволяющей регулировать до-
левой зазор в подшипнике. Упорный подшипник воспринимает как тянущие, так
и толкающие усилия винта. Для восприятия осевых усилий от малой шестерни, ко-
торые могут иметь место в практике вследствие недостаточной точности обработки
и монтажа, применен специальный упорный подшипник, монтированный во внут-
ренней расточке малой шестерни.
> Картер редуктора, выполненный из двух отдельных половин, соединяемых
на центрирующей заточке болтами, прикрепляется к специальному фланцу на
передней части картера мотора при помощи болтов.
Для смазки шестерен к месту входа зубцов в зацепление специально под-
водится масло. Передний и упорный подшипники вала винта смазываются мае-
5»
лом, стекающим из специально для этой цели устроенного собирателя масла
(лотцчка). Остальные подшипники редуктора смазываются разбрызгиванием.
•Редукторы для всех моторов Ролльс-Ройс выполнены по одинаковой схеме
и подобны в конструктивном отношении; они отличаются лишь размерами своих
деталей.
Числа зубцов шестерен в этих реакторах таковы:
Марка мотора Число зубцов шестерни Степень редукции
и а юн 00 1ЬШ0П
< F» 14 40 0 475 1
«Кестреи» 19 40 0,475
21 44 0,477 1
<<Буззар т> 21 44 0,477 j
Само собой разумеется, что в производственном отношении для всех моди-
фикаций степеней редукции вьп одно иметь одно и го же расстояние между осями
коленчатого вала мотора и вала винта Исходя из Э1их соображений, и подбирают
соответственные числа зубцов ведущей и ведомой шестерен.
Редуктор мотора Изотта-Фраскини «Ассо» 750R
Редуктор мотора «Ассо» 75OR изображен на фш. 45.
Фиг 45 Процо 1Ы1ЫН разрез речуктора мотора <Ассо>> 750R.
В конструктивном отношении он очень напоминает только что описанный
редуктор мотора Ролльс-Ройс Основное отличие зактючается в том, что-тй^ая
60
шестерня (ведущая) монтирована в этой конструкции на скользящих, а не на
роликовых подшипниках. Кроме тою, задняя половина картера редуктора выпол-
нена заодно с картером мотора, к которому на болтах и шпильках приболчена
на специальном фланце передняя часть картера редуктора. *
Подвод смазки к трущимся поверхностям производится по специальным
каналам из главной магистрали мотора. Смазка зубцов осуществлена при помощи
специальной трубки с тремя отверстиями небольшого диаметра, из которых
масло фонтанирует на зубцы шестерни в место их входа в зацепление.
27 \
Редуктор выполнен со степенью редукции i • 0,657 ( = )• Малая шестерня
имеет Zi = 27 зубцов, большая шестерня имеет Zjx - 41 зубец; модуль зацепле-
ния тч =6,5 мм. Зубцы шестерен коррш ированы: угол зацепления 20°. Ше-
стер'ни исполнены из хромоникелевой сыли. Рабочая поверхность зубцов цемен-
тирована, закалена и шлифована.
Редуктор мотора Паккард 2А-2500
В этой конструкции (фш 46) передача вращения от коленчато! о вала, монти-
рованною на скользящих коренных подшипниках, к малой (ведущей) шестерне
Фш. 46. Прото 1ьньш разрез редуктора мотора Паккард
редуктора, монтированной на двух шариковых подшипниках, в принципе на-
поминает конструкцию Ролльс-Ройс. Муфта, соединяющая коленчатыр вал
мотора и промежуточный вал малой шестерни, имеет пружины, которые выпол-
няют роль амортизатора, смягчающею ударные нагрузки на зубцы шестерен.
Это соединение служит, кроме того, своего рода шарниром, предохраняющим
малую шестерню от влияния деформаций коленчатого вала мотора.
Большая шестерня соединена с валом винта при помощи шлицев. Вал винта
монтирован на двух роликовых подшипниках. В качестве упорного подшипника
61
о
Фиг 47, Продольный и поперечный разрезы редуктора мотора Кертисс <Конкьерор»
использован однорядный радиальный шариковый подшипник без отверстия для
вкладывания шариков. '
Картер редуктора, как и в конструкции Ролльс-Ройс, исполнен из двух со- ,
единяемых на болтах половин и приболчен к специальному фланцу на передней
части картера мотора.
Редуктор мотора Кертисс «Конкверор»
Редуктор мотора «Конкверор» (фиг. 47) выполнен по той же схеме 1а, что и
описанные выше редукторы. В первоначальной конструкции редуктора малая
(ведущая) шестерня насаживалась на передний конец коленчатого вала на особых
эвольвентных шлицах.
В дальнейшем фирма отказалась от этой конструкции и перешла на другой
способ крепления малой шестерни на коленчатом валу. В последнем случае
малая шестерня монтируется на специально предусмотренном на носке колен-
чатого вала фланце, к которому она прикрепляется при помощи длинных болтов.
Для центрировки шестерни предусмотрено специальное место на коленчатом
валу.
Малая шестерня зацепляется с большой (ведомой) шестерней; последняя по-
средством особых цилиндрических амортизационных пружин передает усилие
на барабан, приболченный к фланцу вала винта. Для этой цели на внутренней
стороне венца большой шестерни выбраны пазы; такие же пазы и в том же коли-
честве имеет на своей наружной цилиндрической поверхности барабан (поводок).
В эти пазы входят с некоторым предварительным натягом пружины.
Пружина опирается на выступы пазов через посредство особых тарелок,
снабженных специальными цилиндрическими выступами, предохраняющими
пружину от чрезмерного сжатия. Размеры пазов таковы, что половина тарелки
пружины помещается в пазу шестерни, а другая половина — в пазу барабана.
Центрировка венца шестерни на барабане осуществлена при помощи цилин-
дрической поверхности выступов между пазами обеих деталей. Для удержания
венца шестерни на барабане и в целях предохранения амортизационных пружин
от выпадения из пазов" с торцов венца большой шестерни поставлены на болтах
две специальные шайбы (фланцы). В целях получения наиболее плавного и по '
возможности безударного зацепления в зубцах применены шевронные шестерни.
Вал винта монтирован на двух скользящих опорах. Вкладыши опор вала
винта представляют собой стальные втулки, залитые с внутренней стороны баб-
битом. Между шейками вал снабжен специальным фланцем для монтирования
барабана. На специальном уступе центрируется диск барабана, который при-
тянут к фланцу болтами. Передняя часть вала снабжена шлицами, на которые
на двух распорных конусах посажена втулка винта.
Для восприятия осевой нагрузки от тяги винта применен однорядный ради-
альный шариковый подшипник, установленный таким образом, что он совершенно
разгружен от радиальной нагрузки.
Внутренняя часть вала использована для подвода масла к трущимся поверх-
ностям.
Картер редуктора получен путем соответствующего развития передней части
картера мотора. Передний торец картера имеет обработанный фланец, на который
на центрирующем бортике устанавливается отлитая из электрона передняя опора
вала винта. На шпильки этого же фланца крепится отлитый из электрона носок
картера редуктора с монтированным в нем упорным шариковым подшипником,
который может воспринимать усилия тяги как тянущего так и толкающего винта.
В целях обеспечения подвода масла к шариковому подшипнику и предохра-<
нения протекания масла через носок применены специальные маслоотражатели.
Отверстие по оси коленчатого вала, необходимое для обработки картера, закрыто
отлитой из электрона крышкой.
Для подвода масла к подшипникам вала редуктора устроен специальный
отбор масла из магистрали; задняя опора вала винта получает масло непосред-
ственно, а передняя опора вала смазывается через внутреннюю полость вала и
специальные отверстия. Для смазки зубцов шестерен маЪло отводится из вто-
рой (от носка) опоры коленчатого вала по трубке непосредственно к месту
63
•Фиг 48 Мт 11я (ведущая) шестерня редуктора мотора
<Конкверор>
Фнг 44 Большая (ведомая) шестерня редуктора мотора
«Конкверор >
&4
Фиг 50 Барабан (погодок) редуктора мотора
<<Копкверор>>
зацепленияУшестерен и через малые отверстия вытекает прямо на вступающие
в зацепление зубцы.
Передняя опора коленчатого вала получает масло из основной магистрали.
Редуктор строится с двумя ступенями редукции (0,5 и 0,715). При i =0,5
малая шее герня имеет 32 зубца, большая шестерня 64 зубца. Зуб шестерен шеврон-
ный. Модуль торцевой (разметочный) п\ - 4,23 мм; диаметральный шаг равен
6". Диаметр начальной окружности малой шестерни dt = 135,36 мм, большой
шестерни d2 = 270,72 мм
Малая шестерня выполнена из хромоникелевой стали. Рабочая поверхность
зубцов цементирована и за-
калена. Большая шестерня
выполнена из специальной
стали, содержащей алюминий,
и с поверхности азотирована,
Эти мероприятия необходимы
для увеличения твердости ра-
бочих поверхностей и увели-
чения их стойкости против
износа.
На фиг. 48 представлена
ведущая, а на фиг. 49 — ве-
домая шестерни редуктора.
На фиг. 50 изображен бара-
бан (поводок) редуктора
Редукторы моторов Фиат
В конструкции мотора
Фиат А-22 R (фиг. 51) колен-
чатый вал мотора, монтиро-
ванный на скользящих под-
шипниках, в качестве перед-
ней опоры имеет роликовый
подшипник. На передней час-
ти коленчатою вала поса-
жена на шанцевом соединен!
дисков и амортизационных пружин передает крутящий момент па барабан (по-
водок). Барабан соединяется с малой (ведущей) шестерней редуктора при
помощи торцевых зубцов. Малая шестерня и барабан посажены на общую
бронзовую втулку. Выполнение малой шестерни и барабана в виде двух отдель-
ных деталей вызвано только чисто технологическими соображениями. Малая
шестерня и барабан (вместе) имеют возможность поворачиваться на коленчатом
валу в пределах, допускаемых амортизационными пружинами.
Необходимое для передачи крутящего момента удельное давление на дисках
осуществляется при помощи нажимных пружин, прижимаемых к дискам фланцем,
закрепленным на винтах. Малая шестерня зацепляется с большой (ведомой)
шестерней редуктора. Большая шестерня, выполненная в виде венца с центрирую-
щим бортиком, приболчепа к фланцу на валу винта.
Вал винта монтирован на двух роликовых подшипниках и снабжен упорным
шариковым подшипником, воспринимающим как тянущие, так и толкающие
усилия винта.
Картер редуктора имеет вертикальный разъем. Задняя часть его является
частью картера самого мотора (соответственно для этой цели развитой), а перед-
няя часть прикрепляется на специальном фланце с центрирующей заточкой на
шпильках.
Смазка подводится к фрикционным дискам (диски так называемые «мокрые»
и работают в масле) п к трущимся поверхностям в гулки малой шестерни и ба-
рабана из внутренней полости коленчатого вала по специальным отверстиям
и кольцевым каналам. Одновременно смазываются трущиеся места амортиза-
ционных пружин. Кроме того, по каналу и через специальное сопло масло no-
в. А. Долле.ьаль—844—5 gg
Фиг. 51. Продольный и поперечный разрезы редуктора мотора Фиат A-22R.
ступает во внутреннюю полость вала винта и через особое отверстие подходит
к упорному подшипнику. Зубцы шестерен смазываются при помощи отверстий,
просверленных во впадинах зубцов и подающих масло по каналам из внутрен-
ней полости переднего конца коленчатого вала мотора.
На фиг. 52 представлен редуктор мотора Фиат А-30 R. Эта конструкция
по схеме одинакова с редуктором мотора А-22 R этой же фирмы. Основное от-
личие заключается в несколько удлиненной носовой части мотора, что выпол-
нено конструктором с целью получить некоторое улучшение аэродинамических
свойств самолета.
Фиг. 52. Продольный разрез редуктора мотора Фиат A-30R.
На фиг. 53 представлена конструкция 24-цилиндрового V-образного мотора
Фиат AS-6 мощностью 3100 л. с.
По своей <хеме этот мотор представляет собой как бы два 12-цилиндровых
V-образных мотора, спаренные таким образом, что оси их коленчатых u валов
совпадают.
На обращенных внутрь этого мотора концах каждого из коленчатых валов по-
сажено по одной ведущей цилиндрической шестерне. Каждая из этих шестерен
зацепляется с соответствующей ведомой цилиндрической шестерней, укрепленной
на своем валу винта. Удлиненной формы полые валы винта монтированы концен-
трично, таким образом, что во внутренней расточке вала винта, передающего
мощность от впереди стоящих 12 цилиндров, располагается вал винта, передаю-
щий мощность от сзади расположенных 12 цилиндров. На конце каждого из валов
вйнта закреплено по втулке винта. Таким образом в этой конструкции имеются
два винта, вращающиеся в_ противоположные стороны.
Описанный мотор участвовал в состязаниях на кубок Шнейдера и установил
международный рекорд скорости.
Редукторы моторов Уолсли-Моррис AR9-MK-1 и Сальмсон
Редуктор мотора Уолсли-Моррис AR9-MK-1 выполнен по схеме 1b (см. фиг. 9,
стр. 12). Особенностью его конструкции (фиг. 54) является внутреннее зацепле-
ние шестерен. На переднем, консольном конце коленчатого вала мотора, монти-
рованного на двух роликовых и одном шариковом подшипниках, посажена ма-
лая (ведущая) шестерня редуктора. Малая шестерня зацепляется с большой
(ведомой) шестерней внутреннего зацепления, приболченной к торцевому фланцу
67
Фиг. 53. 24-цилиндровый У-обра'зный мотор Фиат AS-6.
вала винта. Вал винта монтируется на двух опорах. В качестве первой опоры
служит один роликовый подшипник большого диаметра, посаженный на наруж-
ный диаметр большой шестерни редуктора: в качестве второй опоры служит
однорядный радиальный шариковый подшипник, установленный в носке картера
могора и являющийся одновременно и упорным подшипником, воспринимающим
1янущие и толкающие усилия винта. Масло для смазки шестерен редуктора
подводится под давлением по специальному каналу из внутренней полости ко-
ленчатого вата.
Фиг 54 Продольны» разрез редуктора мотора > олслн-Моррис A. R 9МК-1.
На фиг. 55 представлен чертеж запатентованного редуктора фирмы Сальмсон.
Отличие схемы это: о редуктора от схемы Уолсли-Моррис заключается в добав-
лении второй опоры носка коленчатого вала (она изображена на фиг. 55 черной
сплошной линией).
В последующих сериях своих моторов фирма Услсли-Моррис отказалась от
применения редуктора, выполнение! о по схеме 1b, и перешла на конструкцию pe-
so
;^да^-выполнйнную по схеме 2с (см. ф№л5^^^|^ИИ|1
<7адЙ1^нйых переделок в нбсовой части коленчатого вала- (фиг?
^ДУ&ЦЙЯ в. редукторе новой конструкции I = 0,629.
i
' . Фиг. 55. Продольный и поперечный разрезы редуктора фирмы
Сальмсон (французский патент). :-
Редуктор мотора Бристоль «Юпитер» VI
Этот редуктор выполнен по схеме 2Ь (см. фиг. 11, стр. 13). В конструктив-
• ном]Т'ртношении он имеет следующие особенности: На переднем” конце
: коленчатого вала мотора посажена на коническом шлицевом соединений и затя-
нута гайкой специальная муфта (фиг. 57). Муфта на наружной поверхности;имеет
. зубцы, предназначенные для шлицевого сочленения с соответствующими зубцами,
: имеющимися на внутренней поверхности специальной расточки ведущей кони-
ческой шестерни редуктора. Такое соединение за счет зазоров допускает некото-
рую «игру» шестерни по отношению к муфте.
Ведущая шестерня редуктора монтирована на специально развитом для этой
цели заднем конце вала винта. Монтаж ведущей шестерни осуществлен при по-
мощи упорного шарикового подшипника и специальной кольцевой шаровой
пяты. Необходимость применения шарикового упорного подшипника обусловлена
разностью чисел оборотов вала винта и коленчатого вала мотора.Наличие шаровой
пяты дает возможность ведущей шестерне устанавливаться так, как это необходимо
в зависимости от зазоров и усилий на зубцы от сателлитных шестерен (фиг. 58).
С ведущей шестерней зацепляются три конических сателлитных шестерни, монти-
рованные на скользящих залитых антифрикционным сплавом подщицниках
’ (каждая на своей цапфе вала винта).
Осевые усилия, возникающие при работе конических шестерен, а также рт
центробежной силы самих сателлитных шестерен,- воспринимаются упорными
шариковыми подшипниками, монтированными на цапфах вала винта. Сател-
литные шестерни зацепляются с неподвижной конической шестерней редуктора,
вращению которой препятствуют цилиндрические шлицевые зубья, нарезанные
на ее внутренней поверхности. Этими шлицами шестерня входит в соединение
с подобными же шлицами, нарезанными на наружной поверхности обоймы пе-
реднего упорно-опорного радиального шарикового или роликового подшип-
- ника.
Наличие зазора в этом шлицевом соединении^допускает некоторую игру не-
. подвижной шестерни редуктора; благодаря этому она имеет возможность уста-
5йавливаться в наивыгоднейшем (й смысле распределения сил На зубцы) положе-
нии по отношению к коническим зубцам сателлитных шестерен. Для этой цели
• чеяоДвижная шестерня, подобно ведущей шестерне, снабжена шаровой пятой;
Фиг. 56. Редуктор мотора У’олсли .«Aries» III.
to I
Фш Прщньныи ц поперечным p (Зрезы рсдукюн чонра Ьрпио п, <IOiuiiep> VI
последняя воспринимает все осевые усилия, возникающие в работе конических
шестерен.
Вал винта, несущий три цапфы, выполненные за одно целое с ним и пред-
назначенные для монтажа сагеллигных конических шестерен, монтирован на двух
опорах. В качестве передней опоры использован однорядный радиальный• ша-
риковый подшипник или роликовый подшипник с бочкообразными роликами,
Фиг. 58. Схема рас-
преде 1ения сид на
сател штпые, ведущую
и неподвижную шес-
терик в редукторе с
коническими шестер-
нями.
Р—радпа ишак сила, деи-
пвующак на цалфу сате л-
tHTHOH шестерни, 17’—си-
ла. деисрву ющ ш на шары-
ную ИНГУ ЮДМЦеН и не-
подвижной шестерен.
Фиг. э9. Общий юн ходовой части редукторов моторов
Бристоль.
являющиеся одновременно упорными и опорными. Задней опорой служит брон-
зовая втулка, запрессованная во внутреннюю расточку носовой части коленчатого
вала мотора.
Kapiep редуктора, выполненный в виде отдельной детали, соединяется с кар-
тером мотора при помощи шпилек на специально для этого развитом фланце
с центрирующей зат оч-
кой. Картер редуктора
в целях увеличения ci о
прочности и жесткое! 1!
снабжен соответствую-
щими девятью силовыми
ребрами, направленны-
ми ио винтовой липни.
Смазка деталей ре-
дуктора осуществляется
путем подвода масла из
напорной магистрали.
Через внутреннюю по-
лость коленчатого вала
мотора масло поступает
к заднему концу вала
винта и через cootbci-
ствующие сверления по-
дается к подшипникам
Фиг. 60. Дега in редуктора моторов Бристо ц> «Меркурии»
и «Пе! ас».
сателлитных шестерен.
Стекающее масло собирается в нижней час пт полости картера редуктора и
благодаря сделанному на нужной высоте сливному отверстию удерживается
на таком уровне, что шестерни редуктора «купаются») в масляной ванне.
В последующих своих конструкциях фирма Бристоль стала выполнять ре-
дуктор и по схеме 2а (см. фиг. 10, стр. 13) и строит редукторы со степенями
редукции z -- 0,5 и i -- 0,655. Одновременно с Э1им был снижен и вес всей кон-
струкции вследствие улучшения технологического процесса, точности обработки
и тщательности монтажа.
На фиг. 59 представлен механизм редукторов моторов фирмы Бристоль. На
фиг. 60 представлены отдельные детали редуктора для моторов «Меркурий» и
«Пегас» фирмы Бристоль.
Для редуктора со степенью редукции z = 0,5 числа зубцов шестерен таковы
(обозначения см. фиг. 11, стр. 13): для ведущей и неподвижной шестерен Zi =
= Zin == 45 зубцов, для сателлита Zn = 26 зубцов. Модуль зацепления шестерен
т, = 4,5 мм. Угол зацепления При числе оборотов коленчатого вала мо-
тора пм 2000 об/мин сателлитная шестерня вращается вокруг своей оси с чис-
лом оборотов пс = 1730,7 об/мин; при этом скорость на начальной окружности
зубцов ведущей шестерни равна 21,2 м<сек.
Соединение неподвижной шестерни с картером (на шлицах) и ведущей шестерни
с муфтой осуществлено при помощи очерченных по эвольвенте зубцов в количе-
стве 58 с модулем 3 мм. Материал шестерни—хромоникелевая сталь. Для увели-
чения твердости и стойкости против износа трущиеся места цементированы и
закалены.
Редукторы моторов Гном-Рон
На фиг. 61 представлен редуктор фирмы Гном-Рон к мотору К-9, выполненный
по схеме 2а (см. фиг. 10, стр. 13). В конструктивном отношении этот редуктор
в основном анало!ичен конструкциям редукторов фирмы Бристоль.
Фиг 61. Про юньчьш 'р проз редуктора моторов Гном-Рон.
В своих последующих коне!рукциях фирма Гном-Рон отказалась от приме-
нения редуктора с коническими шестернями и снабжает свои моторы редукторами
с цилиндрическими сателлитными шестернями, исполненными по схеме 2с (см.
фиг. 12, стр. 14), выполняя их со степенью редукции z — 0,715.
На фиг. 62 предсив юны для сравнения старая и новая конструкции редук-
торов этой фирмы.
74
В конструктивном отношении новый редуктор не отличается от имеющихся
уже в производстве редукторов других фирм (см. фиг. 77, 81 и 82). Принципиаль-
ное отличие заключается в том, что неподвижная шестерня, удерживаемая шли-
цевым соединением с укрепленным в картере специальным фланцем, не имеет
Фиг 62 Сирый и новый тршиты редукторов моторов фирмы Гпом-Рон.
возможность вращаться, но получав! возможность некоторого перемещения
в радиальном направлении за счет зазоров, эго обстоятельство должно спо-
собствовать одновременной работе зубцов каждого сателлита.
Конструкция сателлита и ci о пальца в общем очень сходна с конструкцией
фирмы Лоррен, описанной на стр. 92
75
Фиг 63 Продо 1Ы1ЫИ разрез редуктора мотора Испано-Сюиза 12Nbr
Редукторы моторов Испано-Сюиза
Редуктор мотора Испано-Сюиза 12 Nbr изображен на фиг.
63. По схеме он не отличается от конструкции мотора «Юпитер» VI. Разница
заключается в некоторых производственно-монтажных особенностях.
Обе эти конструкции представляют собой редукторы, исполненные по патенту
Фармана с некоторыми изменениями и улучшениями. Редуктор Фарман был
использован многими авиамоторными фирмами. Значительные изменения в этот
редуктор были внесены фирмами BMW и Райт.
Для крепления втулки винта применен специальный фланец, развитый на
переднем конце вала винта; вследствие этого для возможности монтажа явилась
необходимость отделить цапфы, на которых монтируются сателлитные шестерни,
от вала винга и выполнить их в виде отдельной детали. Соединение крестовины
цапф сателлитов с валом винта осуществлено при помощи шлицев.
В отличие от конструкции редуктора мотора «Юпитер» VI муфта ведущей
конической шестерни редуктора посажена при помощи болтов и центрирующей
заточки на фланец, имеющийся на переднем конце коленчатого вала мотора.
Шаровая пята неподвижной шестерни редуктора монтирована на упорном шари-
ковом подшипнике.
При степени редукции I - 0,5 ведущая и ведомая шестерни имеют число
зубцов Zi =-zrt[=45, сателлитная шестерня zlr -= 26 зубцов (обозначения см.
на фиг. 11, стр. 13). Модуль зацепления tns = 5 мм. При числе оборотов колен-
чатого вала мотора — 2000 об/мин число оборотов сателлита вокруг своей
оси пс = 1730,7 об/мин. Окружная скорость на ведущей шестерне при этих усло-
виях равна 23,55 м/сек.
В своих последующих конструкциях фирма Испано-Сюиза отказалась от цен-
трального редуктора, исполненного по 2-й схеме, и перешла на конструкцию
редуктора'со смещенной осью по схеме 1а (см. фш. 8, стр. 12).
Редуктор мотора Испано-Сюиза 12Ybrs (мощностью
860 л. с. при 2400 об/мин коленчаюго вала) изображен на фиг. 64. Он выполнен
по схеме 1а и представляет в конструктивном отношении следующие особенности.
На специальном фланце, развитом на переднем конце коленчатого вала,
монтированном на скользящих подшипниках, на специальной центрирующей
заточке при помощи болтов посажена малая (ведущая) шестерня. Число зуб-
цов малой шестерни z, - 30. Малая шестерня зацепляется с большой
(ведомой) шестерней, имеющей число зубцов 2ц - 45; зубцы шестерен прямые.
Модуль зацепления т, 6,4 мм. Угол зацепления равен 19°.
В целях получения большей прочности, а также из производственных сообра-
жений зубцы шестерен корригированы. Рабочая поверхность зубцов цементи-
рована, закалена и полностью шлифована; впадины зубцов тоже шлифованы.
Большая шестерня при помощи болтов и специальной заточки установлена
па предусмотренном для этой цели фланце на валу винта. Вал винта очень про-
стой формы монтирован на двух скользящих подшипниках.
Для установки втулки винта предусмотрен фланец, развитый на переднем
конце вала винта. Для восприятия осевых тянущих и толкающих усилий от винта
предусмотрены два однорядных упорных шарикоподшипника, монтированные
по обе стороны диска большой шестерни. В осевом направлении коленчатый^вал
мотора фиксирован в передней своей опоре при помощи распорной втулки и гаики.
Картер редуктора образован путем развития картера мотора. Разъем картера
осуществлен в двух местах: в iоризонтальной плоскости вдоль оси коленчатого
вала и в горизонтальной же плоскости вдоль оси вала винта. В верхней части
картера редуктора предусмотрен привод для генератора. Последний приводится
во вращение шестерней, прикрепленной к заднему торцу большой шестерни ре-
дуктора.
Смазка осуществлена при помощи специальных трубок и каналов, подводящих
масло из главной магистрали к подшипникам коленчатого вала; отсюда масло
по обводным кольцевым канала.м по трубкам поступает к обеим опорам вала
винта. Часть масла из задней опоры вала редуктора попадает в его внутреннюю
полость, откуда через специальное отверстие вытекает на шарикоподшипник
и шестерни. Дальнейшее усовершенствование и улучшение конструкции этого
77
I Фиг 64 Продопьныи разрез редуктора мотора Испано-Сюиза 12Ybrs
।
!
редуктора (фиг. ЬЗ) выразились в том, что между барабаном, монтированным
на фланце с центрирующим бортиком вала винта, и венцом большой шестерни
редуктора была введена упрут ая муфта с амортизационными пружинами, пред-
дварительная сила затяжки которых в 1,4 раза превышает величину усилия от
передаваемого среднего крутящего момента мотора.
В десяти радиальных пазах размещаются двадцать пружин (по две в каждом
пазу). Каждая пара пружин распирает два опорных сухаря, которые своими
полупи тиндрическими поверхностями прилетают к соответствующим высту-
пам венца большой шестерни и барабана (поводка). В выступах барабана
проточена канавка, в которой устанавливаются десять роликов, размещающихся
в промежутках между пружинами и их опорными сухарями Соответствующая
цилиндрическая поверхность на внутреннем диаметре венца большой шестерни
, обеспечивает центрировку последней относительно барабана, давая ей при этом
70
Фиг 66. Общий гит установки пушки на моторах Испаио-Сюиза 12Xcrs и 12Ycrs
возможность yj лового перемещения, возникающего при деформациях аморти-
зационных пружин под влиянием изменений в величине передаваемого крутящего
момента. Для ограничения амплитуд угловых перемещений -венца большой ше-
стерни редуктора относительно барабана предусмотрены упоры (ограничители),
монтированные в отверстиях выступов опорных сухарей пружин.
Фи1. 67. Рид сбок} ни ред'укгорпыи мок>р Mcu.ino-Cioiw.i 127<ть
Мощное 1Ъ 850 л с hi высоте 4000 и, чи< по оборотов випп 1000 об/мин. Мотор jci i-
iioioku in ис ipeon ipjh Деиршш llyiinu калибром 20 v« (1933 г.).
Предохранение oi возможною перемещения опорных сухарей в направлении
оси шестерни обеспечивается с одной стороны фланцем шестерни привода к гене-
ратору, а с другой стороны специальным фланцем, приболченным к телу венца
большой шестерни редуктора. Все нагруженные поверхности цементированы,
закалены, и шлифованы.
Фш 68 Могор Испано-Сюиза 12Yers с разобрашюп пушкой
Степень редукции в .пом редукторе / 0,667 (2/?).
Мотор-пушка. Задача осуществления конструкции, допускающей
стрельбу через винт независимо о г ст о положения при вращении, давно занимает
конструкторов. В конструкциях мотора-пушки фирмы Испано-Сюиза (эта фирма
-начала строить подобные моторы еще во время мировой войнц) пушка, как вид-
но на фиг. 66—69, установлена внутри V мотора (между цилиндрами); ось вала
винта поднята несколько выше, чем это обычно бывает необходимо для нормаль-
ных редукторов. Это дало возможность пропустить ствол пушки через внут-
реннюю, совершенно свободную полость вала винта. При стрельбе через внут-
реннюю полость вала винта совершенно устраняется опасность повреждения
винта снарядом, что может иметь место при стрельбе через лопасти винта, на-
пример, при затяжном выстреле Кроме т oi о, скорострельность (число выстрелов
в минуту) в этом случае совершенно не зависит от числа оборотов винта и от
числа его лопастей. Конструкция эта избавляет от устройства сравнительно
сложного механизма синхронизатора,
В. А. Долле,ка 1Ь—844—6
81
Фпг, 69. Матор Испано-Сюиза 12Yci
(вид сверху).
Фиг. 70 Детали установки пушки со стрельбой через
внутреннюю полость вапа винта.
При относительно большом калибре авиационной пушки (37 мм) картер мо-
тора становится наиболее надежной опорой для нее, воспринимая силу реакции
выстрела.
Фш 71 Де1 1 ш ус 1 П1ОВКП пушки со орельиои через внутреннюю почость
нт и ниш 1 (< олее поз шин патент)
На фи1 70 приведен чертеж французскою патента уплотнения при пропуске
ствола пушки с для стрельбы че-
рез внутреннюю полость вала вин-
та b Подшипник (ыулка)«, укре-
пленный в специальной расточке
в картере редуктора d, снабжен
специальными винiсобранными ка-
навками е, направленными шким
образом, что они препякнзую!
проходу масла Зазор между на-
ружной цилиндрической частью
этою подшипника и внутренней
расточкой вала винта весьма не-
велик Масло из опорною подшип-
ника вала винта creicaei в картер
мотора через специальное отвер-
стие
На фи! 7 1 и обращен поздней-
ший францу зскии iiaieni уплотне-
ния при установке ст во ia пушки с
для стрельбы чере, внутреннюю
полость вала винта b В >той кон-
струкции кольцо а с двумя борти-
Фиг 72 Редукюрпый мотор Фарман 12Wkrsc
Чощноегь С 00 л с , число обороюв пиита? if,50 об/мин.
5 С11|1овл< и на истребителе Фарман Пушка клибром
э0 или 37 ми (19 3 1)
ками монтировано в картере редук-
тора Зазор между этим кольцом и стволом пушки с рассчитан на тепловое расши-
рение ствола при стрельбе. При помощи гайки d и бортика е ствол пушки’фикси-
83
рован в этой точке относительно картера редуктора. В задней части пушка
укрепляется на моторе при помощи устройства /, укрепленного в задней части
картера мотора. Параллели (ползун g и закладной валик й) обеспечивают пушке
надежную фиксацию как в горизонтальном, так и в вертикальном направлениях.
Благодаря наличию долевых пазовых щелей i для возможных передвижений за-
кладного валика h задняя часть пушки не стеснена в некоторых передвижениях
в направлении оси ствола пушки, каковые будут иметь место как от тепловых
расширений, так и от упру)их деформаций при стрельбе.
Еще дальше в этом отношении пошла фирма Фарман. Чтобы получить воз-
можность стрелять через ось вала винта, фирма специально построила перевер-
нутый мотор марки 12Wkrsc мощностью 600 л. с. Внешний вид этого мотора
изображен на фиг. 72.
Другие образцы конструкций, допускающих стрельбу через в <л редуктора,
были приведены выше (см. стр. 21 и 27).
Редуктор мотора BMW-VII
В основу этой конструкции положен редуктор Фарман, но с большими изме-
нениями, вызванными необходимостью иметь степени редукции не только 0,5,
но и другие. Для этой цели был изменен угол между осями цапф для монтажа са-
теллитных шестерен и осью вала винта.
В первых своих образцах этот редуктор выполнялся с валом винта, у которого
цапфы трех сателлитов составляли одно целое с валом винта, а сателлитные
шестерни монтировались на цапфах на скользящих подшипниках (фиг. 73). Кроме
того, зубцы шлицевого соединения ведущей шестерни редуктора и коленчатого
вала были нарезаны непосредственно па коленчатом валу.
В дальнейших изменениях и улучшениях конструкции этого редуктора фирма
отказалась от изготовления шлицев на коленчатом валу и перешла на отдельно
выполненную муфту, монтируемую на фланце коленчатого вала при помощи
болтов (фиг. 74). Фирма отказалась также от монтажа сателлитных шестерен
на скользящих подшипниках и перешла на специальные роликовые подшипники.
Это повело к увеличению надежности в работе этого узла, так как при работе
роликовых подшипников взносы после работы оказались весьма незначитель-
ными. С точки зрения экономии места оказалось более целесообразным монти-
ровать упорный подшипник сателлитной шестерни не в верхней, как было в преж-
ней конструкции, а в нижней части сателлитной шестерни. Кроме того, фирма
перешла на исполненную отдельно крестовину с тремя цапфами для монтажа
сателлитных шестерен. Монтаж этой крестовины на валу винта осуществлен
при помощи шлицевого соединения, обеспечивающего одновременно соответ-
ствующую центрировку.
При степени редукции / = 0,625 число зубцов ведущей шестерни Zi = 54;
число зубцов неподвижной шестерни 2Ш - 33; число зубцов сателлита zn = 27;
модуль зацепления /щ ~ 5,5 мм. При числе оборотов коленчатого вала мотора
пм = 1650 об/мин число оборотов сателлита вокруг своей оси пс = 1260 об/мин.
При этих условиях окружная скорость на ведущей шестерне V = 25,65 м/сек.
Редуктор мотора Райт «Циклон»
Из конструкции этого редуктора (фиг. 75) ясно видно желание конструктора
избавиться от подшипников качения и перейти на подшипники скольжения.
Цель—максимальное снижение веса всей конструкции. Отличие между этим ре-
дуктором и редуктором мотора BMW заключается в том, что сателлитш ie ко-
нические шестерни монтированы в нем на скользящих подшипниках, а упорные
подшипники ведущей и сателлитных конических шестерен выполнены в виде
шайб, залитых с обеих торцевых сторон антифрикционным сплавом.
Передний однорядный шариковый подшипник редуктора работает в этой
конструкции не только как опорный, но и как упорный, воспринимающий тол-
кающие и тянущие усилия винта.
Степень редукции в описанной конструкции I = 0,634 (1 : 1,58).
На фиг. 76 представлен редуктор того же мотора для степени редукции i —
= 0,5 (1:2).
H4
Фиг 73 Продочьный разрез редуктора',мотора BMW
Фиг. 75. ’Продольный разрез редуктора мотора Райт «Циклон».
Фиг. 76. Продольный разрез редуктора мотора Райт «Циклон» (при i = 0,5).
В этой конструкции в отличие от описанной выше ведущая шестерня и си-
теллитные шестерни опираются на шариковые упорные подшипники.
В своих последующих конструкциях фирма Райт отказалась от конических
шестерен в редукторе и перешла на конструкцию с цилиндрическими шестернями^
но схеме 2с (см. фиг. 12 сгр. 14).
Фчг 77 Продольный разрез редуктора'^ цилиндрическими шестернями менора
Райт «Циклон».
В конструктивном отношении этот редуктор имеет следующие особенности
(фиг. 77). На переднем конце коленчатого вала на шлицах посажена и затянута
I айкой чашеобразная ведущая шестерня внутреннего зацепления. С этой шестер-
ней зацепляются шесть сателлитных цилиндрических шестерен, сидящих в сколь-
зящих подшипниках, монтированных на фланце вала винта. Сателлитные ше-
стерни зацепляются с неподвижной шестерней, приболченной к картеру. Вал
винта монтирован на двух расположенных внутри него скользящих подшипни-
ках на носовом конце коленчатого вала. Кроме того, вал винта имеет в качестве
опоры однорядный радиальный шариковый подшипник. Этот шариковый под-
89
шинник одновременно является и упорным подшипником, воспринимающим
тянущие и толкающие усилия от винта.
Масло подводится к редуктору из главной магистрали через отверстия в ко-
ленчатом валу. Часть масла через специальную муфту, выполненную в виде втулки
с уплотняющими цилиндрическими кольцами, попадает во внутреннюю полость
вала винта. Отсюда масло по специальным отверстиям идет к винту.
Степень редукции в этой конструкции i = 0,687 (11: 16). Согласно обозна-
чениям фиг. 12 (стр. 14) в этой конструкции редуктора число зубцов неподвиж-
ной шестерни хш 30; число зубцов ведущей шестерни zr = 66; число зубцов
сателлитной шестерни zn -- 18; модуль зацепления ms 4,98 мм; угол зацепле-
ния 20°. Для получения необходимой прочности зубцы шестерен корригированы.
Рабочая поверхность зубцов шлифована.
Редуктор мотора Пратт и Уитни «Хорнет»
Редуктор моюра «Хорнет» построен по схеме 2Ь (см. фш . 11 стр. 13).
В этой конструкции (фиг. 78) на переднем конце коленчатого вала мотора на
шлицевом соединении посажена втулка с фланцем, к которому крепится на бол-
тах поставленный на центрирующей заточке венец ведущей конической шестерни
редуктора. С ведущей шестерней зацепляются шесть сателлитных конических
90
шестерен.^ Последние монтированы на скользящих подшипниках в корпусе, со-
стоящем из двух свертываемых на болтах половин (фиг. 79).
Для того чтобы сателлитные шестерни могли устанавливаться в наивыгод-
нейшем положении в смысле распределения нагрузок на зубцы по отношению
к зубцам ведущей и неподвижной конических шестерен, этим шестерням дана
возможность несколько перемещаться в долевом направлении в подшипниках.
С этой целью сателлитные конические шестерни соединены между собой цепью
шарнирных сережек. Каждый шарнир цепи соединен с соответствующим сателли-
том при помощи тяги (болта) с монтированным на ней упорным шарикопод-
шипником, воспринимающим осевые нагрузки.
Фиг. 74 Внешним вп 1 собранною кор-
пуса сатетлитов редуктора мотора
< Хорист»
Фиг 80 Схема шарнирного шестп-
уго 1ыюго редуктора моторов
фирмы Пратт и Уитни
р - осе сила, которой подвержен!
к ькдаи коническая сателлитная шес-
терня.
Схема распределения сил по сащллигным шестерням изображена на фиг. 80.
Сателлитные конические шестерни зацепляются с неподвижной конической
шестерней редуктора, монтированной на однорядном шариковом подшипнике,
посаженном на коленчатом валу мотора. При помощи специального шлицевого
соединения неподвижная коническая шестерня редуктора фиксирована по отноше-
нию к картеру мотора. При помощи аналогичного шлицевого соединения корпус
(коробка) сателлитных шестерен соединяется с валом винта. Последний монти-
рован на двух скользящих подшипниках на специально для этой цели удлинен-
ном переднем конце коленчатою вала мотора.
Для восприятия тянущих и толкающих усилий винта применен однорядный
радиальный шариковый подшипник. Этот подшипник одновременно является и
опорой вала винта, вследствие чего он подвержен также и радиальным на-
грузкам.
Масло подводится к трущимся местам из полости коленчатого вала. Отсюда
по специальным сверлениям масло поступает под давлением к подшипникам вала
винта и в корпус сателлитных шестерен
Картер редуктора, снабженный центрирующей заточкой, привертывается
на шпильках к картеру мотора.
Диаметр начальной окружности ведущей и неподвижной шестерен равен
220 мм; диаметр начальной окружности сателлитной шестерни равен 80 мм.
При числе оборотов коленчатого вала мотора пч — 1900 об/мин сателлитная ше-
стерня вращается на своей оси с числом оборотов пс = 2612,5 об/мин. Скорость
на начальной окружности зубцов ведущей шестерни при этих условиях будет
21,875 мрек.
В своих последующих конструкциях (фиг. 81) фирма Пратт и Уитни отказа-
91
лась oi применения в конструкции редуктора конических шестерен и перешла
на конструкцию редуктора с сателлитными цилиндрическими шестернями, вы-
полненную по схеме 2с (см. фиг. 12. стр. 14).
Этот редуктор выполнен по схеме 2с (фит. 12, сгр. 14). Передний конец ко-
ленчатого вала мотора имеет фланец, к которому крепится на болтах чашеобраз-
ная цилиндрическая ведущая шестерня внутреннего зацепления. Эта шестерня
центрирована на заточке (фиг. 82) С ведущей шестерней зацепляются шесть са-
теллитных цилиндрических шестерен, монтированных на специальных роликах
и сидящих на пальцах. Эти пальцы установлены и закреплены в специальной
коробке, выполненной за одно целое с валом винта. Для каждой сателлитной ше-
стерни в сателлитной коробке имеется соответствующая выемка (фиг. 83). Сател-
литные шестерни зацепляются с неподвижной цилиндрической шестерней наруж-
ного зацепления. Эта шестерня снабжена фланцем, который крепится к картеру
редуктора болтами.
В неподвижной шестерне и на валу винта монтирован упорный шарикопод-
шипник, воспринимающий как тянущие, так и толкающие усилия от винта.
Вал винта монтирован на двух опорах. В качестве задней опоры служит постав-
ленный в носке коленчатого вала роликовый подшипник. В качестве передней
опоры использован монтированный в картере редуктора роликовый подшипник,
воспринимающий радиальные усилия от вала винта.
Картер редуктора выполнен в виде отъемного носка картера мотора и соеди-
няется с последним на фланце при помощи шпилек. Центрировка осуществлена
при помощи заточки и установочных шпилек.
Масло подается во внутреннюю полость вала винта через втулку, в которой
вращается хвостовая часть вала. Далее масло поступает к подшипникам и к зуб-
цам шестерен через специальные отверстия. При помощи улавливающего бортика,
выточенного на внешней стороне сателлитной коробки, через каналы масло по-
падает в высверленный внутри палец сателлитной шестерни и через отверстие
92
Фиг 82 Продольным разрез редуьтзра моторов фирмы Лоррен
в нем смазывает подшипник сателлитных шестерен. Для смазки переднего под-
шипника редуктора устроен ловитель (скоп) масла, откуда масло по специаль-
ному сверлению стекает к под-
шипнику. Прошедшее через ре-
дуктор масло собирается в ниж-
ней части картера редуктора.
Отверстие для слива масла в
задней стенке картера редукто-
ра сделано на такой высоте,
чтобы масло держалось на опре-
деленном необходимом уровне.
Благодаря этому шестерни по-
стоянно частично погружены в
масло, что обеспечивает надеж-
ность отвода тепла от зубцов
шестерен и предохраняет их от
чрезмерного перегрева.
Важнейшие детали редукто-
ра изображены на фиг. 83.
Редуктор мотора Армстронг-
Снддли «Леопард»
Редуктор выполнен по схеме
2с (фиг. 12, стр. 14) и пред-
ставлен на фиг. 84.
На переднем (носовом) конце
коленчатого вала мотора на
шлицах и на распорном
конусе посажена и затяну-
та гайкой ведущая шес-
терня внутреннего заце-
пления. С этой шестер-
ней зацепляются цилиндри-
ческие сателлитные шес-
терни, монтированные на
пальцах. Монтаж сател-
Фиг. 83. Отдельные детали редукюра моторов фирмы Лоррен ЛИТНЫХ шестерен на ИХ
пальцах осуществлен при
помощи роликов. Пальцы вставлены и закреплены в специально развитой на
валу винта и составляющей с ним одно целое коробке, являющейся пободком.
Каждая|сателлитная шестерня монтируется в коробке в предназначенной
для нее выемке.
Сателлитные шестерни зацепляются с неподвижной цилиндрической шестер-
ней редуктора. Последняя монтирована на валу винта при помощи двух подшип-
ников — одного роликового и одного шарикового. Неподвижная шестерня удер-
живается от вращения при помощи закрепленного на картере фланца с внутрен-
ними шлицами, с которыми сопрягается шлицованная передняя часть непо-
движной шестерни.
(Вал винта монтирован на двух подшипниках — одном роликовом (задний^
и одном шариковом (передний). Последний (радиального типа) одновременно»
является и упорным подшипником и воспринимает тянущие и толкающие уси-
лия винта.
Смазка грущихся мест редуктора производится маслом, поступающим
из внутренней полости носовой части коленчато! о вала через специальные
отверстия.
Редуктор мотора Побджой
Редуктор 7-цилиндрового звездообразного мотора Побджой мощностью
100 л.5 с. (фиг. 85) представляет случай применения схемы 1а (со смещенной
о.ью) к звездообразному мотору воздушного охлаждения.
04
»«у.<тора
" л’"'*«-с»«ли ,.Лип,
?1е0|7'1рД».
84 Пр—. ,«„м
9
конструктивном отношении
Фиг 85 ’Редуктор мотора Побджои
редуктор представляет следующие
особенности Малая (ведущая)
шестерня, монтированная на
носке коленчатого вала, цен-
трирована на распорных кону-
сах Монтированный на колен-
чатом валу совместно с малой
шестерней пустотелый маховик
служит для уравновешивания
системы С передней стороны
маховик закрыт специальной
крышкой, благодаря которой в
маховике образуется замкнутая
изолированная полость. Все по-
ступающее в мотор масло про-
ходит через эту вращающуюся
полость, которая играет роль
центрофуги, очищающей масло
от посторонних примесей и
грязи.
Шестерни редуктора шеврон-
ные Зацепляющаяся с малой
большая (ведомая) шестерня,
смонтированная на барабане,
укрепленном на валу винта,
снабжена специальным амор-
тизирующим приспособлением
(амортизатором), обеспечиваю-
щим плавность работы и смяг-
чающим ударные нагрузки на
зубцы шестерен при запуске
мотора.
Степень редукции I — 0,47.
Редуктор мотора Юнкере ЮМ0-2Ю
На фиг 86 и 87 представлены соответственно продольный разрез и схема ре'
дуктора 12-цилиндрового V-образног о перевернутого четырехтактного бен-
зинового мотора Юнкере ЮМО-210 Мощность мотора на расчетной высоте равна
700 л. с пр и 2700 об/мин коленчатого вала мотора.
Редуктор выполнен по схеме 1а (см фиг. 8, стр. 12) Малая и большая ше-
стерни редуктора центрируются на своих валах при помощи распорных конусов1.
Зубцы шестерен прямые.
Степень редукции i — 0,57.
Редуктор мотора Де-Хэвиллэнд «Джипси-Туэлв»
Редуктор этого мотора выполнен по схеме 1а (см. фиг. 8 стр. 12).
Большая шестерня редуктора укреплена на специальном фланце вала винта
при помощи болтов Зубцы шестерен редуктора прямые
На внутренней расточке вал винта снабжен специальными шлицами, при по-
мощи которых приводится во вращение рессорный валик привода нагнетателя
(фиг 88) Такая схема привода нагнетателя весьма рациональна тогда, когда
имеет место одноузловая форма крутильных колебаний2, причем узел колебаний
располагается в месте соединения рессорного валика привода нагнетателя с валом
винта. В этом случае, подбирая размеры и жесткости валов, удается избавить
нагнетатель от влияния крутильных колебаний коленчатого вала мотора
Картер редуктора использован для монтирования на нем различных агрега-
тов: магнето, вакум-насоса и ре1улятора винта.
Мощность мотора на земле при взлете равна 525 л. с. при 2600 об/мин.
1 Описание редуктора помещено в <Aircraft Engineering*, X» 112, 1938
% См. стр. 212
96
Фш 86 Мотор Юнкере ЮМО-210
Ф|п 87 Схем» передш мотор» Юнкере IOMO 210
Фиг 88 Счет» иереи । могорт Де Хови i i иц Дясипси Гч >пв>
к Дол ie ка 1ь—8 и—,
ГЛАВА III
ШЕСТЕРНИ РЕДУКТОРОВ
1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ШЕСТЕРНЯХ
Как известно, постоянство отношения угловых скоростей шестерен возможно
лишь при такой форме профилей двух находящихся в зацеплении зубцов, при ко-
торой в каждой точке соприкосновения зубцов общая нормаль к их профилям
всегда проходит через неподвижный полюс зацепления, лежащий на линии
центров шестерен. Таким требованиям удовлетворяют профили, очерченные
циклоидальными и эвольвентными кривыми.
При циклоидальных профилях требуется обеспечить точное расстояние между
центрами вращения шестерен, равное сумме радиусов их начальных окружно-
стей; в противном случае зацепление нарушается. Трудность осуществления
с требуемой точностью расстояния между осями и производственные трудности
изготовления циклоидального профиля, очерчиваемого двумя кривыми (с точ-
кой перегиба), препятствуют его широкому применению. К тому же при цикло-
идальном профиле направление и величина нормального давления на зуб пере-
менны.
При эвольвептном зацеплении выпуклая поверхность ведущего зубца сколь-
зит и перекатывается по выпуклой поверхности ведомого зубца, а при циклои-
дальном профиле зубцов выпуклая поверхность i оловки ведущего зубца скользит
по вогнутой поверхности ножки ведомого зубца.
При эвольвептном зацеплении каждой основной окружности соответствует
только одна эвольвента. Поэтому при изменении расстояния между осями ше-
стерен рабочие профили зубцов будут соприкасаться всегда по линии, касатель-
ной к тем же основным окружностям, по наклоненной к линии, соединяющей
центры вращения шестерен, иод другим углом. Это обстоятельство позволяет
в известных пределах изменять расстояние между осями шестерен, не опасаясь
нарушения правильности зацепления. Направление и величина передаваемого
окружного усилия на зубец при эвольвептном профиле остаются во время ра-
боты постоянными и направленными по линии зацепления. В производственном
отношении зубец, очерченный одной эвольвентой кривой, сравнительно легко
выполняем. Эти обстоятельства привели к тому, что в настоящее время для
профилей зубцов ' шестерен применяется почти исключительно эвольвента
(развертка окружности). Для построения профиля зубцов шестерен редукторов
авиационных моторов применяется эвольвептная кривая.
Уравнение эвольвенты в полярных координатах выражается так:
0., -tga.--a,
или
’-’/иу-'-агсчу
I де (фш . 89):
г0 - - радиус основной окружности;
/, - длина отрезка производящей прямой линии:
а - радиус-вектор;
а, --уюл, составленный радиусом-вектором п радиусом основной окруж-
ности (угол давления);
G, уюл поворота вектора и в радианах (эвольвепшый угол).
Величина О.г называется эвольвентной функцией, и ее значения приводятся
обычно в виде готовых для пользования таблиц в книгах и справочниках по зуб-
чатым колесам (см. библиографию в конце книги).
Фиг. 89. К определению уравнения
эвольвенты.
Фиг. 90. К определению продолжи'
тельности зацепления;
Продолжительность зацепления
Продолжительностью зацепления (или коэфициентом перекрытия) называется
отношение дуги зацепления к шагу по начальной окружности или отношение
длины зацепления к шагу по основной окружности.
Дугой зацепления называется путь, проходимый по начальной окружности
профилем зубца за время фактического его зацепления.
Шагом зацепления шестерни называется расстояние между одноименными
профилями двух смежных зубцов, измеренное ио дуге делительной окружности.
Длиной активной линии зацепления называется расстояние между началом
и концом фактического касания сопряженных профилей.
Основным шагом называется расстояние между одноименными профилями
двух смежных зубцов, измеренное по дуге основной окружности. При эволь-
вент ном профиле основной шаг равен расстоянию между двумя последователь-
ными профилями, измеренному по линии зацепления.
Продолжительность зацепления является весьма важным фактором при зуб-
чатом зацеплении. Она характеризует и определяет собой среднее количество
пар зубцов, находящихся одновременно в зацеплении, и прямо связана с плав-
ностью хода шестерен.
Расмотрим находящуюся в зацеплении пару шестерен (фиг. 90). Обозначим:
/у и г., - - радиусы начальных окружностей шестерен, см;
и R,., -- радиусы вершин головок зубцов шестерен, см;
rt)i и г„, — радиусы основных окружностей шестерен, см;
а. — угол зацепления шестерен (обеих) при сборке.
Проведя линию зацепления MN, найдем длину линии зацепления, которая
в нашем примере определится дтиной отрезка АВ. По свойству эвольвенты
прямой отрезок АВ равен длине дуги ub; дуга CD, называемая длиной дуги
зацепления (активный участок линии зацепления), может быть определена из
соотношения:
jCD = ^ab-^~
rOl
или, на основании указанного .выше:
mCD = АВ Г1
Tot
Заменим для простоты обозначения CD через S’ см и АВ через I см и заметим
что rol - rL cos а; отсюда:
Л 1
Г01 cos а '
После подстановки получим выражение для длины дуги зацепления:
Теперь продолжительность зацепления может быть выражена так:
Т ’
где t = ~т — -шаг зацепления, см;
т — модуль зацепления, см;
иначе:
__ I____
пт COS а ’
S = c-m.
Для укороченных зубцов при определении длины линии зацепления I необ-
ходимо учесть величины высот головок зубцов в соответствии с модулем зацеп-
ления. Для шестерен со спиральными или угловыми зубцами необходимо при
определении длины линии зацепления / учесть угол, образуемый направлением
зубца с плоскостью оси вала шестерен.
Длина активной линии зацепления может быть найдена из фиг. 90:
I Q/^i — Го1 — |Л D — fol) -I-- - Гоз —- ]/~ ri-~ Гог) CM. ( 1)
Отсюда видно, что увеличение высоты головок зубцов шестерен ведет к уве-
личению длины линии зацепления в плоскости вращения шестерен.
Длину активной линии зацепления можно выразить несколько иначе:
I — RA — Ли + ]/"— То2 — (ft + о) sin а —
- ]/~Ret — /01 "Т \/~R12 — — Л sin а,
где А — расстояние между осями шестерен (стандартное), см;
На основании приведенного выше определения продолжительности зацепле-
ния как отношения длины активной линии зацепления к шагу по основной окруж-
ности можно дать теперь другое выражение для продолжительности зацепления:
_ - r20l \f - 4 - A sin a
c - ' t (2)
‘0
Здесь /0 -основной шаг, см:
2zrni __ 2nr^
~1 ‘-j
tu ='///C0S72,
где — угол зацепления режущего инструмента;
а — угол зацепления при сборке шесюрен;
д и z, — числа зубцов шестерен.
100
Для увеличения длины линии зацепления, что очень важно в быстроходных ше-
стернях, надо стремиться к возможному уменьшению величины шага зацепления.
Выражение для продолжительности зацепления справедливо для корриги-
рованных и некоррегированных зубцов, не имеющих подреза, и применяется
обычно в практических расчетах.
Максимальные радиусы вершин головок зубцов (наружные), при которых
не происходит врезания одного зубца в другой, будут:
Rel так = Го1 + (Д Sin а)2 СМ,
Rrt max — V Г02 + (Д Sin а)2 СМ.
Удельное скольжение и скорость скольжения на профиле зубцов
Величина скольжения, имеющего месте
не постоянна, а сначала убывает, умень-
шаясь до нуля, затем, изменив свое на-
правление, возрастает, достшая своего
максимума. Абсолютная величина сколь-
жения (в сантиметрах) одинакова для
обоих находящихся в зацеплении профи-
лей, но распределяется различно на
отдельных участках длины каждого из
них. Величина скольжения, отнесенная
к единице длины участка, на котором
происходит скольжение, называется
«удельным скольжением» (величина от-
влеченная).
Удельное скольжение на зубцах ве-
дущей шестерни может быть определено
так:
Z,Z> —/2,
и соответственно для ведомой шестерни:
l,zx — ixz,
h ' lA - '
Здесь (фиг. 91):
lt и 1.2 — части длины полной линии
зацепления (радиусы кри-
визны), см;
z, и z2 — числа зубцов соответствен-
но ведущей и ведомой ше-
стерен.
Полная длина линии зацепления между
костями шестерен будет:
______________ -f- /2 = A si
где /i = p^ai — г „J — A sin а — I, см,
при взаимодействии двух эвольвент,
Фиг. 91. К Определению удельного
скольжения.
точками касания с основными окруж-
Па см,
l2~=\f а2 — То2 ~ A sin а — Ц см.
Скорость скольжения на профиле зубцов ведущей шестерни может быть опре-
делена так:
l,Z.— I Z.
V/i — v cos а----- м/сек,
Г01 Z2
и соответственно для ведомой шестерни:
vj2 = v cos aZ"'' /1Zj м/сек,
Г02 ~1
где v — скорость на начальной окружности зубцов шестерен, м/сек.
101
Длина контактных линий шевронных шестерен
Если для обычных шестерен с прямыми зубцами обозначения основных ве-
личин общеприняты, то для шестерен с косыми и угловыми зубцами необходимо
для дальнейшего дать некоторые
Фиг. 92 дает в схематическом
Фиг. 92. Схема взаимной связи основ-
ных величин шестерни с косыми и
пинтовыми зубцами.
пояснения.
виде взаимную связь основных величин для
шестерен с косыми и винтовыми зубцами; из
нее видно следующее.
Угол наклона основной спирали по основ-
ному цилиндру:
где ta — шаг зацепления в направлении оси
шестерни (осевой шаг), см;
/0 — шаг зацепления по основной окруж-
ности (основной шаг в торцевой
плоскости), см.
Шаг зацепления по основной окружности
шестерни может быть выражен так:
to = /,cosas см,
где /s — шаг торцевой по начальной окруж-
ности, см;
— угол зацепления в плоскости вра-
щения.
Осевой шаг равен:
t„ - t,etg 3 см,
где р — угол спирали (по цилиндру начальной окружности).
Из фиг. 93 замечаем, что шаг зацепления по основному цилиндру, измеренный
нормально к направлению зубца:
to- /°'" СМ.
V ' С
На той же фигуре схематически показано положение линии зацепления;
все отдельные фазы зацепления для разных зубцов (А, В, С, D, Е, F и т. д.)
в косозубчагых и шевронных шестернях имеют место одновременно.
Фиг. 93. Схематическое поло/кеиис пиши зацеп кипя косозубчатон
и шевронной шестерен.
Продолжительность зацепления для шевронных пекорригированных шесте-
рен, в зубцах которых отсутствует подрез, может быть выражена так:
гн[ -= с, + г.,
где — есть продолжительность зацепления торцевых профилей:
[/ (''«l + /'rl)2-(CiiCOsa4)2-rj(1sinaJ L |
g —-------.--------------------.----— _ _ ---------------—,— --------
пт cos а °
102
Здесь гм и гД2 — радиусы делительных окружностей шестерен, см;
hrl и hr2 — высоты головок зубцов шестерен, см;
а4 — угол зацепления зубцов в плоскости вращения (торцевой);
он может быть определен из соотношения:
где —-угол зацепления режущего инструмента в плоскости, нормальной
к направлению зубца.
— 2
ecib продолжительность зацепления смещения для одной полости (половины)
шевронной шестерни; отсюда
_____ tg '> __ _ sin 3
"i'1 ~ °4 2п т ‘
Число зубцов, находящихся в контакте (продолжительность зацепления) в плос-
кости вращения шестерен, найдем из уравнения:
~ ± _ 1 -
b ta ZsCOsas
где / — длина линии зацепления, см, подсчитанная по формуле (1);
t0 — шаг зацепления по основной окружности (в плоскости вращения) см.
Среднее число зубцов, находящихся в зацеплении в плоскости, проходящей
через ось вращения шестерни, на одной полости шевронной шестерни:
ft
где — ширина обода шевронной шестерни, см;
tn — шаг зацепления в направлении оси шестерни (осевой шаг), см;
— —ширина одной полости, половина ширины обода шевронной шестерни
или полная ширина обода косозубчатой шестерни.
Значения длины контактных линий, получаемые из приводимых ниже уравне-
ний, соответствуют косозубчатой шестерне с шириной обода в случае шеврон-
ных шестерен значения длины кошактных линий, получаемые из упомянутых
уравнений, должны умножаться на два, чтобы учесть и ширину второй полости
шевронной шестерни.
Суммарная длина линий, на протяжении которых имеет место соприкоснове-
ние зацепляющихся зубцов косо зубчатых или шевронных шестерен, может быть
представлена как средняя суммарная длина контактных линий (линий контакта
зубцов) одной полости шестерни.
ь 1
/ср СМ.
" 11
Как буде! пока запо далее, величина длины контактных линий имеет суще-
ственное значение при расчете зубцов шестерен на прочность. Поэтому существен-
ным для расчета является минимальное значение, которого может достигать
величина длины контактных линий в процессе работы зацепления. Величина
минимального значения зависит от соотношений отдельных геометрических
размеров элементов зубцов косозубчагых или шевронных шестерен. Разберем
три случая и составим для них уравнения, по которым будет возможно определять
общую (суммарную) минимальную длину контактной линии для косозубчатых
и шевронных шестерен.
Первый случай (фиг. 94).
Число зубцов, находящихся в контакте в плоскости вращения шестерен,
больше одного, но меньше двух, а число зубцов, находящихся в контакте в пло-
103
скости, проходящей через ось вращения шестерен (в направлении образующей
обода), больше одного.
Для этого случая могут быть два положения:
1) если
Фиг. 94. К определению общей минимальной длины контактной линии
(первый случай).
(что может иметь место при ширине шевронной шестерни, равной bsl), то общая
минимальная длина контактной линии будет:
ч
&, _ _ 2/0 - /
, __ /щ-1) 2 0- tgoQ
/,шп ' ыпЗо + sm"p0 cos 3Q СМ’
2) если
ft 2/„ — z I
Gc-^-Mn-O- tgf)o <
(что может случиться при ширине шевронной шестерни, равной bs2), то общая
минимальная длина контактных линий будет:
2/„ - /
/ 'о _и L
IT"T1 sinpJQ + sin >0 г cos₽o СМ-
Здесь bs, bsi, b..,—ширина шевронной шестерни по образующей (ширина
обода), см;
1а — шаг зацепления в направлении оси шестерни (осевой шаг), см;
/п — шаг зацепления по основной окружности, см;
I — длина линии зацепления, см;
— угол наклона спирали по основному цилиндру;
п — число полных зубцов, находящихся в состоянии контакта,
сосчитанных в направлении образующей шестерни (в на-
правлении плоскости оси вращения шестерни).
Второй случай (фиг. 95).
Число зубцов, находящихся в контакте в плоскости вращения, больше двух,
но меньше трех, а число зубцов, находящихся в контакте в плоскости, проходя-
щей через ось вращения шестерен (в направлении образующей обода), больше
одного, но меньше двух.
Для этого случая возможны два положения:
104
1) если
&, _ 3f0-1
2 tg₽0
(что может случиться при ширине шевронной шестерни, равной bsl), то общая
минимальная длина контактной линии будет:
^min
bs : 3/u — I
1
Ро
- - о- — см;
cos %
2) если
bs
2
(что может быть при ширине шевронной
шестерни, равной Ь,.,), то общая минималь-
ная длина контактной линии будет:
----?-----L ' _|_
sin |3Q 1 2 cos 30
cos р0
CM.
Фиг. 95. К определению общей
минимальной длины контактной линии
(второй случай).
Третий случай (фиг. 96).
Число зубцов, находящихся в контак-
те в плоскости вращения шестерен, боль-
ше двух, но меньше трех, а число зубцов, находящихся в контакте в пло-
скости, проходящей через ось вращения шестерен, больше двух.
Ф иг 96. К определению общей минимальной длины контактной
линии (третий случай)
to , Js
sin ' 2 cos [So
tg>o > a
Для этого случая могут быть два положения:
1) если
ь 3ta — i
105
(что имеет место при ширине-шевронной шестерни, равной bsl), то общая мини-
мальная длина контактной линии будет
2 (3/0 - /)
_3Z0 /Щ-2) , 3> Чф, .
111111 sin fl0 sin 3(j cos ро ’
2) если
ь ч 3/0 —- Z /
2/« < ; - ta (п - 2) - < -0 -
~ ИО но
(что будет при ширине шевронной шестерни, равной &й), то общая минимальная
длина контактной линии будет
Г bs 3/о ““ 1 ]
3<о /(К-2) , 3[ 2 П~~ Н']
111111 sinfiQ ' sin 3Q 1 cos |30 CM'
Минимальное число зубцов
Минимальное число зубцов цилиндрической шестерни с прямыми зубцами при
зацеплении, в котором отсутствует подрез зубцов, будет:
/ zijsin2» ±4C(z ±С)
г. ---------г=|
Здесь верхний знак относится к наружному, нижний — к внутреннему зацепле-
ниям;
zk и z., — число зубцов шестерен;
а — угол зацепления;
' г —коэфициент головки зубца, где hv —высота юловки зубца, см.
Если число зубцов будет меньше полученного по этой формуле, то для устра-
нения подреза необходимо осуществить корригирование.
Минимальное число зубцов шевронной шестерни, при котором нет подреза
зубцов, будет равно:
2i cos Ji 11 J- |/ 1 ф / (2 -}- i) sin2 a J
(2 + l) Sin2 as
Угол зацепления в плоскости вращения а4 может быть определен из выражения:
• О tg‘2 Gt
Sin2 7.. , - , •
tg2 а |- COS2 fi
ф,
' где hr — высота головки зубца, см;
т"
тп =- m„ cos р — нормальный модуль, см;
ms — торцевой модуль, см;
З-— угол геликса (угол спирали по цилиндру начальной
окружности);
i - степень редукции, равная
При меньшем, чем получится по этой формуле, числе зубцов, необходимо
во избежание подреза зубцов применить корригирование.
Минимальное число зубцов конической шестерни с прямыми зубцами без
подреза должно быть равно:
„jHL+JC1 k ЙПЬ ctgOja t- tg 6, etg (i,) sin2 a] cos' j
2I0'" (2 4- tg (I, Cig Oj) sin2 a
Здесь — межосевой угол шестерен;
/Zj. — высота i оловки зубца, см;
с — 11р — коэфициент высоты головки зубца;
т
7 — угол зацепления.
100
На фиг 97 а, б, в, г представлены различные случаи возможных схем передачи
с коническими зубчатыми колесами
Имеем
Z
I -
-=Ч1Пф; о1 + о, = е,
zx sin вх ’ 13 2 >
где Zi и z> — числа зубцов зацепляющихся шестерен,
z — степень редукции,
О — yj ол между осями шестерен
Фш
47
Возможннс с хеми перепчп шестернями l коническими
уоц1МИ
Toi ха для случая а (0 90 )
tg 0 , „ i tg0t
” - 1 I Cos 0 L
Для с 1учая б
tg9.
tgo(
Для случая < (плоское
i sin (180 — 0)
1 -l cos (180 -I)
sin (180 -f)
7- cos (180 — li)
колесо)
sin 62 z.
sin 6
i ] cos 0
i cos 0
1 — z «in 0 ’
COS !>
I — Sint)
Для случая
г (коническое колесо с внутренним зацеплением)
, л _ i sin (180 — 0) __ i cosO_____.
g 2 1 — i cos (180 — 0) — 1 — i sin 6 ’
ta /1 ЯГ) - (i X sin (180 0) _ __________cos Я__
tg(180 JJ tos(|3o _())_, sinb — i
107
Исправление профиля зубцов
Иногда в практике приходится встречаться с необходимостью некоторого
отступления от обычной формы зубцов, которое делается со следующими
целями:
1) для предупреждения появления возможного при малом числе зубцов
подреза зубцов, сокращающего продолжительность зацепления и ослабляющего
прочность в ножке зубца;
2) для поучения возможно более высоких рабочих качеств зубцов путем
улучшения условий скольжения, увеличения радиусов кривизны их рабочих
поверхностей, укорочения их высоты и т. п., что важно для увеличения надеж-
ности и бесшумности;
3) для выполнения передачи с точно заданным передаточным числом при
заданном расстоянии между осями и при ограниченных величинах модуля,
что обычно имеет место при установлении нескольких передач между двумя
валами.
В современной практике производства шестерен профиль зубцов оговорен
специальными стандартами, на основании которых для повседневного пользо-
вания изготовляется инструмент и прочее оборудование. Поэтому всякое от-
ступление от стандартного профиля приводит в большинстве случаев (за
исключением некоторых, сговоренных ниже) к необходимости изготовления не-
стандартных специальных инструментов, а быть может, и приспособлений, сто-
имость которых вследствие этого может быть очень высокой.
Иногда же стремление создать практически наиболее прочную и выгодную
конструкцию шестерен приводит, в зависимости от условий, в которых послед-
ние работают, к необходимости отступить от формы общепринятого стандартного
зубца, используя при этом многообразие свойств и возможностей эвольвентного
профиля.
Практикуются следующие виды отступлений от стандартного профиля зубцов:
1. Изменение высоты зубцов. Изменение это может быть выполнено следу-
ющими способами:
а) Высоты головок зубцов ведущей и ведомой шестерен остаются по размеру
одинаковыми, по полная высота зубцов при этом изменяется (зубец укорачи-
вается), так как в этом случае срезаются части головок зубцов, образующие при
обкатывании подрез. Общая высота зубца берется обычно приблизительно рав-
ной h = 0,8 от стандартной нормальной высоты зубца (фиг. 98). Получаются
так' называемые укороченные или тупые зубцы (stub teeth); такие шестерни
Фиг. 98. Сравнительные высоты нормаль-
ных и укороченных зубцов.
Таблица 1 З1_
| Высота головки । зубца режущей 1 рейки й', выра- [ женттая в долях ' модуля Предельное число зубцов в зависи- мости от угла за- цепления режуще- го инструмента
практи-
теорети- чески а, - 20° а,= 15°
веская приме- няемая
1 1 17 30
0,83 1 14 25
0,70 0,85 12 21
0,58 0,70 10 17
0,47 0,58 8 14
иногда называют двухмодульными. Укороченные зубцы изготовляются стандарт-
ным инструментом и применяются в тех случаях, когда нужно избежать подреза
зубца или повысить его сопротивляемость изгибу. В табл. 13 приведены мини-
] Таблица подсчитана для условий нарезания зубцов шестерен режущей рейкой.
108
мальные числа зубцов в зависимости от высоты зубца и угла зацепления, при
которых еще не наступает подрезание зубцов.
Нужно иметь в виду, что при укорачивании зубцов резко уменьшается про-
должительность зацепления.
б) При нарезании зубцов рейкой стандартный профиль зубца получается
цутем перекатывания оси симметрии (модульной прямой) основной рейки по на-
чальной окружности шестерни. Осью симметрии назовем прямую линию, деля-
щую профиль зубца рейки пополам по высоте, вследствие чего толщина зубца,
измеренная на оси симметрии, будет равна ширине впадины. В случае необхо-
димости корригирование может быть произведено путем изменения положений
рейки в радиальном направлении относительно оси нарезаемой шестерни, при-
чем диаметр последней соответственно должен бьпь увеличен или уменьшен.
На фиг. 99 слева изображено положение рейки и нарезаемого цекорригирован-
ного зубца, а справа то же для корригированного.
Ссь симметрии рейки
Ось симметрии peukt
на чаль мая
линия рейки
Начальная
I окружность обработки
Начальная !
скриЖность обработки
льная\
рей-иА
Фиг. 99 Слева— профиль стандартного зубца в зацеплении с режущей
репкой, справа—то же, по со смешенной на величину х/n «осью симмет-
рии» режущей рейки.
Величина смещения оси симметрии относительно шестерни выражается
обычно в долях модуля зацепления, вследствие чего шестерни, имеющие одинако-
вое число зубцов, будут обладать геометрически подобными профилями зубцов.
Отношение величины смещения или сдвига профиля к модулю зацепления
называется «коэфициентом коррекции».
Таким образом-
S
х - -
т
или
s - хт см,
тде х—коэфициенг коррекции;
$ — величина смещения или сдвиг профиля, см;
т— модуль зацепления, см.
Если число зубцов нарезаемой шестерни будет z, то минимальный коэфи-
циент коррекции, который необходим для того, чтобы нормальный по высоте
зубец не имел подреза, будет
, zsin-a,
Хшш - 1 — -2----,
тде -угол зацепления режущею инструмента (рейки).
При обработке зубцов шешерен основной рейкой или эквивалентным ей ин-
струментом можно одной из шестерен дать положительную коррекцию, т. е.
сдвинуть рейку от центр;! шестерни и тем увеличить толщину ее зубца и увели-
чить ее тиаметр, а зацепляющейся с пей шестерне дан, равную, но отрицательную
коррекцию, т. е. сдвищ ть рейку по направлению к центру шестерни и те?л
уменьшить толщину ее зубца и уменьшить се диаметр. Если расстояние между
осями остается пормалынтм,то шестерни будут зацепляться между собой с преду-
смотренными при нарезании режущим инструментом зазорами как в направ-
лении начальной окружности, 'так и радиальном.
Такие шестерни находят применение тогда, кот да число зубцов зацепляющихся
между собой шестерен различно. В этом случае высота юловки зубца шестерни
109
с меньшиим числом зубцов делается больше на величину -ф хуп, а высота головки
зубца зацепляющейся с ней шестерни — меньше на величину — х2т [фау-нуль
передача], причем
+ хуп — хуп.
Полная высота зубца, по стандарту равная сумме высот головок зубцов ве-
дущей и ведомой шестерен, увеличенной на величину зазора между головкой
зубца и впадиной, остается в эюм случае неизменной и равной 2,16 т.
Этот способ коррекции ведет к увеличению юлщины зубца малой шестерни
у ножки, повышая сопротивляемосю И31 ибу, и, не ухудшая при этом плавности
зацепления, представляет возможное 1Ь
Ч 0,0
0,2
0,1
о,‘1
0,6
с,?
- 1,0
тЗубцы заострится
\\
Ю
IV
- W
z
\\///
некоторою уменьшения числа зубцов
малой шестерни без опасений подреза
ее зубцов. При этом способе шестерни
обрабатываются стандартным инстру-
менюм.
На фш . 100 представлена зависи-
мость величины смещения х в долях
модуля в зависимости от угла зацеп-
ления э и числа зубцов z.
Одинаковые и противоположные
ио знакам величины коэфициенгов
коррекции могут быть применяемы
: в юм случае, когда ущерб, принесен
ный шестерне, обладающей отрица-
Ча с л о зубцов-----*-
Фш. 100. Зависимость величины сдвны профи-
ля х ог чпе ы зубцов г д ш уг юв лшенлетшя 7,
равных 15 и 20 , до наступления Iподрезки
зубца у ножки и заострения ею юловкн
Фш 101 Зацепление двух шестерен,
имеющих коррекцию с положительны
ми коэфициептами £
/—-и (. |х ггг'н < ьая велг‘[1Ш1 i ш / 1 >°, 1[— прл
inqiihii до)1\с । имая для z it’, J//~ ищи ццк-
сьая I. 1я 20(, Л —праь urn < । и дои\< him ш
’О'
0$
0,Ь |
О
ч
ельпой коррекцией!, комнененрущея выi одами, получаемыми шестерней с
положительной коррекцией.
При относите шно небольших числах зубцов двух зацепляющихся шестерен
обе они обычно получаю! положительную коррекцию. В тих случаях расстояние
между центрами шее i ерей должно быю изменено.
На фш . 10 1 представлен случай зацепления двух Koppi 1 ированных шестерен,
расстояние между осями вращения которых соответственно увеличено.
Здесь х, — коэфициепi коррекции малой шесюрни;
х,— коэфиниеш коррекции большой шестерни
Для упрощения польювапия величины коэфицпентов коррекции подсчиты-
ваются и сводятся в таблицы * 1
Угол зацепления в сборке двух коррщированных таким способом шестерен
будет больше yi ла зацепления основной рейки; в .ном случае уюл шцеиления
при сборке о, может быть найден из выражения.
Cos 7,
Фа 1 <!о.
’ См например М е 1 i 1 t t, Sunnlified Печ1цп <>! Collected tieais <M.ielnneiy», London,
г И V 1120, 1<Ш, E Г. iKiini >m, Цп чнрпчцын зуочап.ц ко юса, ОНТИ, 1935 п тр.
1 H)
- где dol и dn2 — диаметры основных окружностей шестерен, см;
Л,, — увеличенное расстояние между осями вращения шестерен, см.
Увеличение в сравнении со стандартным расстоянием между центрами ше-
стерен, если сумма коэфициентов кор-
рекции положительна, будет менее
суммы сдвигов при коррекции. По-
этому при таком способе коррекции
иногда высота головки зубца каждой
из зацепляющихся шестерен должна
быть уменьшена на соответственную
величину, чтобы радиальный зазор
не выходил из пределов стандартного.
Тогда уменьшение высоты голов-
ки зубцов будет:
(хг + х2) т - (/11. -.1) см,
где А — стандартное расстояние меж-
ду центрами шестерен, см.
При измененном расстоянии между
осями шестерен (фиг. 102) внешний
диаметр ведущей шестерни надо уве-
личить на величину 2 (х, — к) т, а
ведомой на величину 2 (х2 — к)т; при
этом глубина фрезерования умепь-
Фш 102. К определению коррекции зубцов при
заданном расстоянии между осями шестерен.
шиТся на величину кт. Расстояние
между осями увеличивается на величину (х, | х2—к) т; здесь значения х
берутся по фиг. 100 или из табл. 14; величина к (фиг. 102) может бьпь взята из
табл. 15.
Таблица 14
Значения величин х при разных
углах зацепления а в зависимости
от числа зубцов
Чис.ю зубцов С1 НЛО Z, 1 о Значения \ при а
1 20°
25 0 0
24 0 0,033
23 0 0,067
22 0 0,100
21 0 0,133
20 0 0,167
19 0 0,200
18 0 0,234
17 1 0 0,267
16 о 0,300
15 1 0 0,333
14 0 0,367
13 0,059 0,400
12 0,118 0 434
И 0 177 0,467
10 0,230 0 500
9 0,294 0,533
8 0 453 0,566
7 0 110 0,600
6 0 470 0 653
э 0 530
Т <1 б л и Ц а 15
Значения величины k при разных
углах зацепления ч- в зависимости
от числа зубцов
Число зубцов г1 + Значения к при -j.
20° 15°
50 0 0
48 0 0,001
46 0 0,005
44 0 0,011
42 0 0,019
40 0 0,030
38 0 0,043
36 0 0,058
34 0 0,076
32 0 0,096
30 0 0,118
28 0 0,143
26 0,004 0,171
24 0,015 0,203
22 0,032 0,237
20 0,057 0.275
18 0,089 0,317
16 0,128 0,364
н 0,176
111
Фиг. 103. К определении! расчетного
угла зацепления для шестерен с
шевронными зубцами.
Корригирование шевронных шестерен делается тем же способом, если Принять
за угол зацепления угол а,, который вычисляется (фиг. 103*) из
tg“s ~ "cosT*
в) Кроме того,'в практике возможна комбинация из двух указанных в разде-
лах а) и б) случаев изменений высоты зубцов, осу-
ществляемая стандартным инструментом и на-
правленная к получению паилучшей возможной
плавности зацепления и к повышению вынос-
ливости зубцов.
В отношении профиля зуба в современных
конструкциях редукторных шестерен авиацион-
ных моюров замечается отказ от применения
укороченных зубцов, несмотря на их большую
прочность. Объясняйся это тем, что в современ-
ных редукюрах авиационных моторов перво-
степенное значение для увеличения срока служ-
бы и надежности приобретает величина удель-
ного давления на зубец. Сравнительно с укоро-
ченными зубцами зубцы, обладающие высокой
юловкой, обеспечивают более благоприятную
величину удельного давления. Это обстоятель-
ство, а также необходимость стремиться к уве-
личению числа зубцов, одновременно находя-
щихся в зацеплении, привели к применению в
шестернях зубцов с высокой головкой.
2. Изменение величины угла зацепления. К из-
менению угла зацепления в сторону его уве-
личения прибегают тогда, когда возникает опас-
ность подрезания ножки зубца вследствие огра-
ниченного числа зубцов малой шестерни.
На фиг. 104 представлена зависимость мини-
мально! о (в отношении возможности подреза)
числа зубцов от угла зацепления для цилиндри-
ческих шестерен с прямыми зубцами. На фиг. 105 показана зависимость мини-
мального условного числа зубцов (см. стр. 106) для цилиндрических шевронных
шестерен в зависимости от угла геликса при углах зацепления 15 и 20°.
Увеличенные углы зацепления, требующие для своего осуществления спе-
циального инструмента, не всегда бывают удобны, так как они ведут к сокращению
продолжительности зацепления. Кроме того, надо иметь в виду, что с увеличе-
нием угла зацепления возрастает величина нагрузки на подшипники вала ше-
стерни. Так, например, при изменении угла зацепления с 15 на 20° нагрузка
па ось шестерни Р„ увеличивается па 3%. Некоторым преимуществом увеличен-
ного угла зацепления является увеличение радиуса кривизны рабочих поверх-
ностей зубцов.
Для улучшения плавности зацепления необходимо стремиться к удлинению
дуги зацепления, что достигается уменьшением угла зацепления и увеличением
высоты головки .зубца. Улучшение плавности зацепления может быть достигнуто
путем корригирования с изменением расстояния между осями шестерен (фау-
передача).
3. Изменение профиля рабочей поверхности зубца. Отступления от обычною
очертания по эвольвенте, осуществляемые специальным инструментом, практи-
куются иногда в отношении следующих мест рабочей поверхности зубца:
а) у корня ножки зубца для увеличения прочности зубца и
б) у вершины головки зубца, чюбы избежать острого края зубца и обеспечить
вход в зацепление нового (следующею) зубца не острой кромкой, а некоторой
плоскоеп>ю (фланкирование).
Такое отступление от профиля, очерченною по эвольвенте, полезно потому,
что в этом случае, во-первых, обеспечивается возможная сохранность масляной
112
! > _
пленки, которая при этом не так легко снимается, и, во-вторых, ослабляется -
ударный эффект, сопровождающий обычно вход и выход из зацепления пары
работающих зубцов. Эти важные обстоятельства учтены в британских стандар-
тах на изготовление зубцов шестерен.
Профиль зубца у вершины обычно несколько отклоняется от правильной
эвольвенты также и для предотвращения «интерференции» при ненагруженных
зубцах, но это отступление пе должно быть
чрезмерно большим, так как в противном
случае будет уменьшаться продолжитель-
ность зацепления.
в) Наряду с этим возможны случаи по-
строения двух рабочих сторон одного и
того же зубца с различными профилями;
например, отличающимися между собой
углами зацепления или очерченными отлич-
ными от эвольвенты кривыми и т. п. Такой
Sb. “ '
О ------------— -____I
0° 10“ 20“ 30“ 00° 50'$
Угол геликса.-----—
Фиг. 10э. Зависимость наименьшего
условного числа зубцов zn от угла
геликса “ при некорригированпых
,.о 7 пс 7 с-7 Qno -л-о ,nlf шевронных зубцах цилиндрических
л au /. з зи зэ ои шестерен до наступления подрезки
У~оп црплеУшя & зубца у ножки.
Фиг. 104. Зависимость наименьшего
числа зубцов z от угла зацепления а
при некорригированпых прямых зуб-
цах цилиндрических шестерен до
наступления подрезки зубца у пожки.
I — теорстлчес’! in II — практически
допускаемая.
/—теоретическая для ан = 15°; II—практи-
чески допускаемая для ан =. 15°; III—тео-
петическая для «н = 20°; IV—практически
допускаемая для — 20°; V — зубец за-
остряется при яи— 15°; VI — зубец за-
остряется при as- 20°.
вид отступлений, требующий специального инструмента, применил! только при
постоянном направлении передаваемого окружного усилия, и поэтому в
редукторах авиационных моторов не применяется.
4. Сдвиг профиля параллельно самому себе в направлении по начальной окруж-
ности. Передвижением профиля по окружности можно уравнять расчетные
толщины зубцов у корня двух зацепляющихся между собой шестерен путем
осуществления разной толщины зубцов по начальной окружности. Шаг
зацепления при этом остается неизменным. Такое отступление, требующее
для своего осуществления наличия специального инструмента, целесообразно
делать тогда, когда зацепляющиеся шестерни обладают различным числом
зубцов и когда хотят получить зубцы разной толщины и, следовательно, с не-
одинаковой сопротивляемостью изгибу.
В практике существует много методов корригирования зацепления зубцов
шестерен; общеизвестными и получившими наибольшее распространение из них
являются:
1. Метод Бэкингэма, имеющий целью получить по возможности малые удель-
ные скольжения.
2. Метод или система DIN, в которой основным является обеспечение воз-
можно большей продолжительности зацепления.
3. Метод Шибеля, который наряду с обеспечением возможно большей про-
должительности зацепления ставит непременным условием одинаковость раз-
меров толщины зубцов у основания для малой и для большой шестерен.
В. А. Доллежаль—844—8 113
Этот весьма краткий обзор применяемых методов корригирования показывает,
что для различных условий, в которых 'работают шестерни, должен быть при-
менен соответственный, наиболее выгодный, вид корригирования.
Можно предположить, что для зубцов шестерен редукторов авиационных
моторов вследствие изо дня в день растущей их быстроходности основными тре-
бованиями будут отсутствие нагревания и сопротивление изнашиваемости при
достаточной для обеспечения необходимой плавности продолжительности за-
цепления.
Удельное скольжение
Л.
Окружность впадин большой шее тс пни
Высота рабочего
профиля малой
шестерни
5г е-
е> к-
43 S
Начальная окружность
Окружность выступов малой шестерни
V ОкруЖность выступов большой шестерни
Окружность впадин малой шестерни
Высота ^рабочего профиля
большой шестерни
Фиг. ,106. К определению равнопрочпостп зубцов малой и большой (шестерен с точки
зрения устойчивости против износа.
Получить одинаковые в отношении изнашиваемости зубцы малой и большой
шестерен можно'путем смещения профилей зубцов шестерен до таг их пределов,
при которых величины удельных скольжении и /2 в основании зубца малой
(ведущей) шестерни в начале зацепления и в основании зубца большой (ведомой)
шестерни в конце зацепления, умноженные на соответственные числа оборотов,
ni и п., будут равны между собой, т. е. (фиг. 106):
/i«i ]'л-
При малых числах зубцов необходимо следить, чтобы в малой шестерне не
получилось чрезмерное заострение зубцов и чтобы продолжительность зацепле-
ния не слишком уменьшалась; для обеспечения спокойной передачи крутящего
момента продолжительность зацепления должна быть не меньше 1,40. Практи-
чески применяемое в настоящее время корригирование профиля зубца, осуще-
ствляемое стандартным зуборезным инструментом на станках, работающих по
принципу обкатывания, фактически достигается путем смещения профиля зубца.
При определении величины смещения профиля зубца в шевронных шестернях
необходимо принимать «условное число зубцов», под которым подразумевают
число зубцов в сечении нормальной к направлению зубца плоскостью. В этом
сечении делительная окружность дает эллипс (фиг. 107) с полуосями
и
b -- г см.
114
Радиус кривизны в точке А будет:
Этот радиус кривизны приближенно может быть принят за радиус делитель-
ной окружности в нормальном сечении.
Тогда «условное число зубцов» будет:
___2лр _ __ 2w________ 2пг_____г_____
н /п cos2 р ts cos 3 ts cos3 fi cos3 3 ’
Как видно из рассмотрения конструкций, основными деталями редукторов
являются шестерни. Факторами, определяющими габариты редукторов суще-
ствующих авиационных моторов и вес редукторной части мотора, являются,
[лавным образом, шестерни и отчасти опоры (подшипники) коленчатого вала
мотора и вала редуктора.
Фш 107 К определению условною чпе ю зубцов шеьропнол шестерни.
При проектировании для предварительного, ориентировочного определения
размеров шестерен пользуются обычно практическими данными существующих
и хорошо зарекомендовавших себя в эксплоатации конструкций.
Чрезвычайно жесткие требования, Предъявляемые к редукторам авиацион-
ных моторов в смысле веса конщрукции и габаритов, заставляют итти на повы-
шение напряжений. С другой стороны, требования надежности и достаточной
долговечности при этих условиях диктуют необходимость применения высоко-
сортных сталей с высокими механическими качествами, высокими поверхностными
пзердостями и т. д.
Основным элементом, передающим усилия, являются зубцы шестерен. Тре-
бования, предъявляемые к работающий! зубцам шестерен, кроме прочности и на-
дежности в работе, следующие:
I) плавность хода и отсутствие большого шума при работе;
2) обеспечение достаточно высокого к. п. д.
Как известно, эти требования удовлетворяются:
1) увеличением точиосю обработки, чистоты и Правильности рабочей поверх-
НОС" '! зубцов и
-Г увеличением продолжи юльности зацепления путем увеличения числа
зубцов на малой шестерне, а также применением винтовых или шевронных
зубцов.
Для шестерен, работающих с высокими окружными скоростями, рекомен-
дуется принимать по возможности большую продолжительность зацепления.
Это условие практически удовлетворяется при числе зубцов малой шестерни —
= 27—28 зубцам.
В современной конструкции редуктора авиационною мотора Ролльс-Ройс ми-
нимальное число зубцов на маной шестерне доходит до =- 19 зубцам. Для
115
исправления профиля зубца такой шестерни (цилиндрической с простыми пря-
I мыми зубцами) применяется коррекция’
При таком малом числе зубцов оказывается, что продолжительность зацепле-
ния, конечно, не обеспечивает необходимой плавности хода. Это заставило
фирму Ролльс-Ройс пойти на высокую степень точности обработки шестерен
путем применения шлифовки рабочей поверхности зубца, монтиров1ть валы
шестерен па роликовых подшипниках для соблюдения правильности рас-
стояния между осями шестерен и обеспечения зацепления зуба по образующей
на всей его длине.
Увеличение продолжительности зацепления s может быть достигнуто без
увеличения диаметра малой шестерни путем применения винтовых и шеврон-
ных зубцов. Практические величины продолжительности зацепления для шеврон-
ных шестерен достигают е 2,5. Такая величина г дает возможность без особой
опасности возникновения ('рева» шестерен в работе итти на некоторое умень-
шение точностей обработки. Шевронные шестерни (без шлифовки рабочих поверх-
ностей зубцов) можно обрабатывать по 2-му классу точности, в то время как ше-
стерни с прямым зубом требуют повышенной чистоты обработки поверхности
зубцов и изготовления профиля по 1-му классу точности.
Обычный прямой зуб, образующая рабочей поверхности которого параллельна
оси шестерни, вступает в зацепление одновременно всей своей длиной. Неправиль-
ности шага и профиля влияют весьма резко па распределение нагрузки по зубцу.
При винтовых и шевронных шестернях зубцы входят в зацепление не по всей
длине: рабочие поверхности зубца вступают в работу постепенно, по мере пово-
рачивания.
Относительная скорость скольжения на начальной окружности шестерен
равна нулю. Это обстоятельство может создать крайне невыгодные условия
для смазки, которая в этом случае очень легко может выдавливаться. Удельное
давление на поверхности зубцов должно быть таким, чтобы смазка не выдав-
ливалась, что не всегда может быть выполнено в шестернях редукторов
авиационных моторов.
Точности, с которыми должны быть исполнены шестерни для быстроходной
и весьма сильно нагруженной передачи, диктуются необходимостью удовле-
творить приведенным выше требованиям. Для обеспечения выполнения этих тре-
бований механическая обработка шестерен производится на специальных, га-
рантирующих необходимую точность станках для нарезки и шлифовки зубцов
шестерен. В настоящее время такие шестерни изготовляются исключительно
способом обкатки.
2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ВЕЛИЧИН ШЕСТЕРЕН
Основными величинами, определяющими собой редуктор числа оборотов
винта к данному авиационному мотору, являются:
Ne — эффективная мощность на носке коленчатого вала мотора, л. с.;
пм —число оборотов коленчатого вала мотора в минуту;
Пред — число оборотов в минуту вала редуктора, соответствующее числу
оборотов винта. Это число оборотов задается или выбирается, ис-
ходя из изложенных выше соображений.
Так как степень редукции выражается отношением i — — е-> то при заданной
степени редукции число оборотов вала редуктора определится так:
Пред 'Пм Об/МИН.
По указанным выше данным определяется величина среднего крутящего мо-
мента на переднем конце (носке) коленчатого вала мотора:
м —- 716,2 К2М.
,7м
Определение основных величин шестерен редуктора производится на основа-
нии подсчитанного по этой формуле крутящего момента.
Для дальнейших рассуждений необходимо задаться размером начального
диаметра dt малой (ведущей) шестерни редуктора, посаженной на коленчатом
116
Фиг. 108. Основные величи-
ны, определяющие шеврон-
ную .шестерню.
валу. Этот диаметр выбирается, во-первых, на основании конструктивных сообра-
жений и, во-вторых, на основании определенной величины окружной скорости
на начальной окружности зубцов у. Практические величины этих скоростей,
встречающиеся в редукторах современных авиацион-
ных моторов, надежно работающих в эксплоатации,
не превышают v -= 26 м/сек.
Работа шестерен на более высоких скоростях
требует увеличения точности изготовления зубцов
по шагу и по правильности профиля. Фактором, огра-
ничивающим увеличение скорости, является то обсто-
ятельство, что фактическое рабочее максимальное
давление на зубец может быть значительно выше
величины, подсчитанной по среднему крутящему мо-
менту, вследствие ускорений, возникающих из-за не-
точностей обработки зубцов, неравномерности кру-
тящего момента и крутильных колебаний колен-
чатого вала.
Диаметр начальной окружности зубцов малой
(ведущей) шестерни редуктора может быть найден
из формулы:
itrf, п,.
V -- — 0(Г~ м/сек,
откуда
где v — окружная скорость на начальной окружности зубцов, м/сек.;
пм — число оборотов коленчатого вала мотора в минуту.
Зная диаметр начальной окружности зубцов малой шестерни, определяют
окружное усилие на начальной окружности этой шестерни:
Р^^кг. (3)
Г1
I де — радиус начальной окружности зубцов малой шестерни редуктора,м.
Для шевронных шестерен усилие Рг на начальной окружности зубцов, на-
правленное нормально к направлению зубца, определится так:
Р, - —кг, (4)
1 cos р ’ ' ’
где 8 — угол (фиг. 108), образуемый направлением зубца с плоскостью оси
вращения вала шестерни или, что то же, угол наклона к оси каса-
тельной к винтовой линии на начальном цилиндре.
Величина угла 3, встречающегося в практике редукторов авиационных мо-
торов, равна 30°; эта величина р признается наивыгоднейшей. Надо иметь в виду,
что угол р определяется конструкцией станка, на котором нарезается шестерня.
Задаваясь профилем зацепления и зная угол а наклона линии зацепления,
определяют усилие на зубец.
Для винтовых и шевронных шестерен усилие на зубец определяется так:
1 де а — угол зацепления.
Для простых цилиндрических шестерен
Р, = -Р - кг. (6)
J cos a 1 7
Величина угла зацепления а в американских и английских стандартах вы-
бирается в 141/, и 20°. В Европе распространен угол 15°, но в настоящее время
применяется 20 и даже 22°. В шестернях редукторов современных авиационных
моторов величина угла зацепления а колеблется в пределах от 15 до 20°.
117
Диаметр начальной окружности малой (или ведущей) шестерни dt редуктора
может быть выражен еще так:
ь dj. = г^т^см,
где zt — число зубцов малой шестерни; для редукторов современных мощных
авиационных моторов числа зубцов малой шестерни колеблются в
пределах от 19 до 40; ।
ms — модуль, см1.
Зная степень редукции i, определяют диаметр начальной окружности зубцов
большой (ведомой) шестерни редуктора:
d2 — - — z2ms см,
где z2—число зубцов большой шестерни.
Шаг зубцов (разметочный) определяется так:
/<, — /Щк СМ.
Для винтовой и шевронной шестерен, зная yi ол {3, образуемый направле-
нием зубца с плоскостью оси вала шестерни, можно определить нормальный
модуль зацепления:
/лп = 'п, cos р см.
Отсюда нормальный шаг выразится так:
/„ = ts cos р см
Модули зацепления, встречающиеся в шес!Срнях редукторов современных
мощных авиационных моторов,колеблются в пределах от 3 до 7 мм в зависимости
от типа и конструкции редуктора.
Обычно модульный режущий инструмент готовится с модулем, выраженным
в целых числах или с интервалами в 0,5 (см. табл. 16).
Для шевронных шестерен стараются выбирать модуль торцевой (разметочный),
выраженный по возможности в целых числах, и тогда нормальный модуль за-
цепления может получаться дробным.
В Америке для определения размеров зубчатых колес принята величина,
называемая диаметральным шагом; у нас эту величину называют обычно словом
«питч» (DP)2). Питч можно выразить так:
DP 25,4 .
т
S
гак как DP , 1де d,— диаметр начальной окружности, выраженный
“1
в дюймах.
Зависимость между модулем зацепления и питчем приведена в табл. 17 и 18.
Перевод размеров зубцов из метрической системы в дюймовую и обратно мо-
жет быть сделан по следующим формулам:
модуль т — 2)р~ . 8,09 СРлгл/ ’);
(диаметральный питч
Dp 25,1 3,14 1
иг СР лил. дюймы
циркулярный пн 1ч (circular pitch)
СР 409 dp ан| L дюймов-
1 Для упрощения всех выражении величина модуля дается в сантиметрах.
2 DP — диаметральный питч (diametral pitch)— число зубцов, деленное на диаметр
зубчатого колеса в дюймах
3 СР —циркулярный питч (circular pitch)—расстояние между центрами соседних зуб-
цов по начальной окружности зубчатого колеса (шаг зацепления зубчатых колес) в дюймах.
118
Таблиц’а 16
СССР Народный комиссариат, оборонной промышленности г— СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 60 мт
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ модули (по ОСТ 1597) Взамен 9МТ
Авиапромышленность
т— модуль в миллиметрах,
t — шаг зубчатого колеса, по
делительной окружности
л = 3,1416
1 2 3 4 5 6 7 8
1,25 2,25 (3,25) (4,25)
1,5 - 2,5 3,5 4,5 5,5 6,5
1,75 (2,75) (3,75)
1. Данный ряд модулей распространяется на все виды зубчатых колес.
2- Модули, поставленные в скобки, по возможности не применять.
3. В случаях, когда необходимо применять модули, превышающие 8 мм, тако-
вые следует брать по ОСТ 1597.
4. Для конических зубчатых колес модуль определяется по большему диаметру.
5. ' Для винтовых зубчатых колес модуль определяется в нормальном сечении.
СТ1203-Я Утвержден 22/VI11-38 г. Срок введения 11/Х-38г.
Ширина обода шестерни по зубцу или длина зубца по образующей шестерни
из производственных соображений не может быть сделана очень большой; для
получения большей точности зубца по всей его длине следует брать наименьшую
возможную величину.
Ширина обода винтовой или шевронной шестерни будет (фиг. 108):
bs — 6Hcos3 см,
где Ьа — истинная длина зубца см; для прямого зубца ba = bs, см.
В практике обычно удобнее сравнивать не абсолютные величины ширины
обода, а отношения ширины обода к шагу или модулю шестерни, т. е. величины
bs\ &S
или
t&
В существующих образцах редукторов с двумя цилиндрическими шестернями,
эти величины бывают в пределах:
^ = 3,2-г-6,5 или bs = (3,2-е- 6,5) fs;
b, .
пГ = 10>° 20>° или ^==(104-20)ms.
~ С:
Г19
Tao лица 17
аблица 18
Перевод модулей в диаметральные и цир-
кулярные питчи
Модуль >пып питч 1 дюймы ыи питч юймы) Шаг
т, мм = 1- / км
Диалигр- DP ! \ аш Цирку 1я СР (анг ।
0,5 50.8 0,0618 1,57
0,7 36,286 0,0865 2,2
1 25,4 0,1237 3,14
1,25 20,32 0,1546 3,93
1.5 16,933 0,1855 4,71
1,75 14,514 0,2164 5.5
2 12,7 0,2474 6,28
2,25 11,289 0,2783 7,07
2,5 10,16 0,3092 7,85
2,75 9,236 0,34 8,64
3 8,466 0,371 9,43
3,25 7,815 0,402 10,21
3,5 7.257 0,433 10,00
3,75 6,773 0,4638 11,78
4 6,35 0,4947 12,57
4,5 5,644 0,5566 14,14
5 5,08 0,6184 15.71
5,5 4,618 0,6803 17,28
6 4,233 0,7421 18,85
, 6,5 3,908 0,8035 20,42
7 3,628 0,8658 21,99
8 3,175 0,9895 25,13
9 2.822 1,1132 28,27
10 1 2.54 1,2361 31,42
Перевод диаметральных питчей в модули
—
1—• S п *-4 дюймы/ Модуль
го т, мм
1
1 с S
1 - 5S.
Шаг 3 £
1 t, ММ | ~ е* Q.
«к е;
г; и
1 >, к
1 го
1 О.""'
= си
1 27 о
2.5 10,16 31,92 1,2566
2,75 9,23 29,00 1,1424
3 8,47 26,61 1,0472
3,5 7,26 22,81 0.8976
4 6,35 19,95 0,7854
5 5,08 15,96 0,6283
6 4,23 13,29 0,5236
7 3,63 11,4 0,4488
8 3,17 9,96 0,3927
9 2,82 8.86 0,3491
10 2.54 7.98 0,3142
11 2,31 7,26 0.2856
12 2,12 6,66 0,2618
14 1,81 5,69 0,2244
16 1,59 5,00 0,1963
18 1,41 4,43 0,1745
20 1.27 3,99 0,1571
22 1,15 3,61 0,1428
24 1.06 3,33 0,1309
26 0,98 3,08 0,1208
30 0.84 2,66 0,1047
Величина ширины обода шестерни может быть проверена по общеизвестной
формуле:
Р. - C6Un,
отсюда определяется величина
В существующих редукторах авиационных моторов величина этого напря-
жения колеблется в пределах:
С = 275 -: 320 кг/сл/3.
Для случая конических шестерен вследствие переменной величини модуля
по длине зубца при расчете на прочность величину ширины зубца или обода Ьа
или bs заменяют величиной Ь2П, зависящей от величины образующей конуса L
и ширины зубца конической шестерни blMU (фиг. 109). Величина
Й2н - (7).
приблизительно (с достаточной для практики точностью) выражает собой вели-
чину ширины обода цилиндрической шестерни, передающей одинаковое усилие и
имеющей одинаковые шаг, профиль и число зубцов с конической шестерней.
Это выражение неприменимо, если .L— < 3. Но так как выполнить конические
^КОН
шестерни, у которых это отношение было бы меньше 3, в производстве нельзя,
120
то, следовательно', выражение 62H может быть применимо для всех случаев
практики.
Кроме того, проверяют работу зубцов шестерен на нагревание и износ по
общеизвестной формуле из курса «Детали машин»:
6Н Zj
где пг — число оборотов малой шестерни в минуту;
— число оборотов большой шестерни в минуту;
Zj — число зубцов малой шестерни.
Так как при работе зубцов с рабочей поверхности каждш о зубца при прохо-
ждении его через зацепление срабатывается часть ма-
териала, то износ на зубцах малой шестерни всегда
бывает больше, чем на зубцах большой шестерни.
При одинаковых материалах и твердостях рабочих
поверхностей зубцов обеих шестерен размер износа
будет пропорционален числу оборотов (или обратно
пропорционален числу зубцов) шестерен. Для ше-
стерен редукторов современных мощных авиационных
моторов подсчет по этой формуле дает:
W = 42 000-: 50 000 для нешлифованных шеврон-
ных зубцов и
W = 75 000 :-90 ООО для прямых шлифованных
зубцов.
Штрибек, исходя из величины работы трения, со-
ставил формулу для быстроходных шестерен:
109. К определению
Фиг.
приведенной ширины обода
конической шестерни.
Р™ п,
Wt -= 1 кг/см,
Рср — среднее давление на зубец шестерни, кг;
nL — число оборотов малой шестерни в минуту;
bs — длина зубца по образующей шестерни, см;
е — продолжительность зацепления для эвольвентного профиля.
Значения для закаленной стали не должны превышать величины
30 000 кг/см.
Эта формула вряд ли может быть удобной, так как требует сложных вычис-
лений, которые в практике не всегда бывает возможно выполнить.
Проверку на нагревание можно производить также по формуле Гофера1,
который на основании исследования быстроходных,
исполненных из закаленной
зависимость:
хорошо смазываемых,
стали и шлифованных шестерен вывел такую
mzb .
Ion >
мм;
шестерни;
где т — модуль зацепления,
z — число зубцов малой
b — длина зубца по образующей, мм;
N — передаваемая мощность, л. с.
Если окружная скорость шестерен настолько велика, что может возникнуть
опасность сбрасывания с зубцов шестерен масла вследствие центробежной силы,
то Гофер рекомендует выдерживать:
/П2&
"20N
В редукторах современных авиационных моторов предлагаемые выше условия
не выполняются и в среднем обычно получается:
’Sk=°’6 °>75’
1 Н- Hoffer, Die zulassige Zahnbeanspruchung und ihre Berechnungsweise im Werk-
zeugmaschinenbau, W. T., т 25, № 5, 1931.
121
а иногда даже меньше. Объясняется это тем, что отвод тепла от шестерен редуктора
в данном случае надежно обеспечивается специально циркулирующим для этой
цели маслом.
3. КОЭФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ РЕДУКТОРОВ АВИАЦИОННЫХ МОТОРОВ
Для определения величины крутящего момента на носке вала редуктора не-
обходимо учесть механические потери в механизме редуктора.
Механический к. п. д. всего механизма редуктора будет:
или
77ред ==Лг(.г(ред Л. С.,
тде 771)ед мощность на носке вала редуктора (или на втулке винта) л. с.
Крутящий момент на носке вала редуктора напишется так:
Мф.ред-716,2 *рсд кг-м;
ред
преобразовывая на основании предыдущего, получим:
.«„„.„.л 716.2- 716,2 кг.м,
рсд м
так как
716,2 -jWKp.M,
"м
получим:
7Й1ьр. ред — 7ИКр. м ; ’ К2'М.
Механический к. и. д. редуктора т1рсд зависит от величины работы трения,
возникающего при работе механизма, и, следовательно, от величины и состоя-
ния трущихся поверхностей его деталей. Тщательностью механической обра-
ботки трущихся поверхностей и аккуратностью монтажа можно достигнуть
уменьшения работы трения, а следовательно, и увеличения механического к. п. д.
На работу трения в механизме редуктора тратится мощность:
Nr=Ne — 77рсд л. с.
или
77 т N е 77, Т|ред — 77,. (1 Сред) л. L. (8)
Вследствие этого моторостроительные фирмы обычно гарантируют для редуктор-
ного мотора мощность, несколько пониженную по сравнению с мощностью ана-
логичного мотора без редуктора. В некоторых случаях представляется возмож-
ным несколько форсировать мотор по оборотам коленчатою вала, и тогда гаран-
тируемые мощности обоих моторов (редукторного и без редуктора) уравниваются.
Иногда, в особо благоприятных случаях, для редукторного мотора гарантируется
мощность, даже более высокая, чем для такого же мотора без редуктора.
Объяснение изменения мощностей дают характеристики, изображенные на
)иг. НО
Если чис ю оборотов коленчатою вала мотора (для рассматриваемого случая
it — п ) для обоих моторов (редукторного и без редуктора) остается без изме-
тенип. io разница в мощностях этих моторов будет:
N, 77, - N2 л. с.,
I •
Nt и 77, Лф,.;.
Тогда мощность на носке коленчатого вала для безредукторного мотора будет
определяться точкой А характеристики 7, а мощность на носке вала редуктора
в случае редукторного мотора определится точкой В характеристики 2.
Если число оборотов коленчатого вала мотора для редукторного мотора уве-
личить настолько, чтобы мощность на носке вала редуктора (для редукторного
мотора) стала равна мощности на носке коленчатого вала мотора без редуктора,
то необходимо режим мотора без редуктора, соответствующий точке А характе-
ристики 7 (мощность и число оборотов коленча-
юго вала nQ, зменить на режим точки D харак-
теристики 7. Тогда разность мощностей на колен-
чатых валах обоих моторов будет:
NT = N3 — Nj,
и, следовательно, мощность мотора на носке вала
редуктора будет определяться точкой С характери-
стики 2, а число оборотов коленчатого вала мотора
в этом случае будет п2.
Примером такого случая служит мотор Кертисс
«Конкверор», мощность которого на носке коленча-
того вала мотора N, = — 600 л. с. соответствует
точке А характеристики 7 при пм = п1 2400 об/мин
Мощность мотора на носке вала редуктора:
Фиг. НО. Внешние характе-
ристики мотора с редукто-
ром и без редуктора.
iNpe3 — N( = 600 л. с.
соответствует точке С характеристики 2. В этом случае мощность на носке колен-
чатого вала мотора Nc = N3 =612,5 л. с. для редукторного мотора соответ-
ствует точке D характеристики 7 при пя = п, = 2450 об/мин. Отсюда имеем:
N, -Nt- Л/ред = 612,5 -600= 12,5 л. с,
и, следовательно.
В современных авиационных моторах механический к. п. д. редуктора /)рс1
колеблется в пределах от 0,93 до 0,985 (см. Приложение I). При этом более вы-
сокие значения т)ред нужно отнести к редукторам со смещенной осью (1-я схема),
т. е. с двумя цилиндрическими шестернями, а более низкие — к редукторам,
имеющим несколько зубчатых колес (конических или цилиндрических), т. е.
с совпадающей осью (2-я схема).
Нужно заметить, что шп подшипников (скользящие или качения) относительно
мало сказывается на величине механического к . п . д. редуктора т(ред.
Механический к. и. д. редуктора может быть выражен как результат двух
не шчин:
1) тщодш — механическо! о к. п.д. только подшипников (опор) вала редуктора,
осей шестерен и пр.;
2) —механического к. и. д. только зубцов шестерен редуктора.
Тогда, аналогично выведенной на стр. 122 формуле (8) можно написать:
1) -Ni подш = Ne (1—^подш) — мощность, затрачиваемая на трение во всех
опорах механизма, л. с.;
2) S7V, (l-^iyc.) — мощношь, ..лрачиваемая на трение только в
зубцах зацепляющихся между собой шестерен, л. с.
Тогда
Nt * Nq Nr зуб л. с.
Для определения механического к. и . д. подшипников 7]Подш предполагаем,
что вся работа трения преобразуется в тепло. Это предположение вполне допу-
стимо для точности обычно производимых расчетов.
Все тепло, выде шющееся во время работы в подшипнике скольжения, будет:
, Р[Х Vm
Quo ин — — кал 'сек.
1-3
’Здесь — коэфициент жидкостного трения (см. ниже);
Р — нагрузка на шейку (или подшипник), кг;
vm = — окружная скорость на шейке (или подшипнике), м}сек,
где dm — диаметр шейки, м;
п — число оборотов в минуту.
Тепло, отводимое проходящим через подшипник маслом, будет:
Qm — 2сВцодш jqqq (^п te) кал/сек,
где с — теплоемкость масла кал)кг° Ц,
7 — удельный вес масла, кг/л;
Вподш — расход масла через подшипник, см3[сек;
tn—температура подшипника, ° Ц;
1е — температура подаваемого масла, °Ц.
Полагая, что все выделяющееся в подшипнике во время работы тепло отво-
дится только маслом, будем иметь:
^подш Qa
Количество проходящего через подшипник масла при принудительной подаче
насосом
мсжно определить из следующего уравнения:
<Д2-2у.л в
Вподш = 0,8 -2-лпг- + 32,5 • 10е
Л *
Д3’4 р„ з’
— поправочный коэфициент (Р < 1);
— диаметр шейки вала, см;
Здесь р
dm
А — диаметральный зазор в подшипнике,
рм — давление подаваемого масла,
г; — вязкость масла
п — число оборотов
. /. . <Ц°8
/
s'
см;
кг/см2;
в сентипуазах;
шейки вала в минуту;
1
а
• поправки на длину подшипника;
к ’
J
к — нагрузка на единицу площади проекции подшипника:
р
к — ~т-~ кг!см?,
1ш
где 1т — длина подшипника, см;
Р — нагрузка на подшипник, кг;
у.! — коэфициент жидкостного трения, выражающийся формулой:
= 3,36 1(Г’ “ к + 0,55 -г-.
\ *ш /
Поправка ) вводится только в тех случаях, когда
у5- < !•
Определив1 количество тепла, выделяющегося на подшипнике Q'n(OTn, путем
подсчета или пользуясь имеющимися в практике данными испытаний аналогичных
1 Болеа подробно о расчете подшипников см П И Орлов, Смазка легких двига-
телей, ОНТИ, 1937
124
конструкций, можем определить мощность, затрачиваемую на трение в одном
подшипнике:
_ 427 (Y
1 подщ 75 Чцодш л- С-
Просуммировав мощности, затраченные на трение во всех подшипниках
редуктора ^П0ДП1+^110(|11 ;-^под111... и т. д., получим мощность, затра-
ченную для этой цели во всем механизме редуктора, равную
VW N' -i-N' +N'"
i л чи 1 цодш ‘ I. вдш ' । поди 1 ’
jo гд a
Фиг. 111. К определению
к. п. д. зубчатого зацеп-
ления.
N1 поди! 75 Quoaiu 1-
Определение затраченной на |рспие мощности в случаях роликовых или ша-
риковых подшипников может бьнь произведено ана-
логичным методом при наличии соответствующих
практических данных
Теоретическое определение механического к. п.д.
зубцов может быть произведено па основании обще-
известных данных о зубчатых колесах путем следую-
щих рассуждений (изложенное ниже относится к
шестерням эвольвентного зацепления, являющегося
единственно употребительным в современных редук-
торах).
Во всякой зубчатой передаче при вращении ше
стерев имеет место скольжение профиля зубца одной
шестерни по профилю зубца другой шестерни. В ре-
зультате этого скольжения при передаче нагрузки
возникает работа трепня, па коюрую затрачивайся
часть передаваемой шестернями мощности. Опреде-
ление величины относительного скольжения профи-
лей зубцов может быть сделано на основании следу-
ющих рассуждений.
Рассматривая две зацепляющиеся между собой
шестерни (фиг. 111) с радиусами начальных окруж-
ностей г, и г2, замечаем, что при поворачивании одной из шестерен на элемен-
тарный угол dyt зацепляющаяся с ней шестерня повернется на элементарный
угол dy2. В этом случае относительное перемещение точек А, лежащих на
соприкасающихся профилях зубцов шестерен, представит собой элементар-
ное скольжение d-.
Обозначив длину нормали О А через /, можно написать:
dz -= I (<h( d'f2)
Здесь знак плюс бершея в случае внешнего, а знак минус в случае внутрен-
него зацепления. Обозначая при этом через dS диференциал дуги начальных
(делительных) окружностей и замечая, что - гд/<р2 — dS, можно написать:
. , ( (IS , dS \ , ,о / i , 1 \
dS, получим-
, ( 1 1
относительное скольжение, показывает, что
Разделив обе части равенства па
а-
Это уравнение, выражающее
относительно! о скольжения между соприкасающимися профилями зубцов не
будет, когда I будет равно нулю. т. е. когда профили будут касаться между со-
бой в точке О, лежащей на начальных (делительных) окружностях шестерен.
Сила Р2, с которой один зубец давит на другой [см. формулу (5) стр. 117],
направлена нормально к рабочей поверхности зубца в точке его соприкоснове-
125
нияс Другйм зубцом. Вследствие действия этой силы Pz возникает сила трения
/Р2(где / коэфициент Прения), на преодоление которой при вращении щесте-
ренпйртходится затрачивать элементарную работу:
dA = /Ра th = }PJ + -1-) dS.
\ '1 '2 /
Разделив обе части равенства на dS, получим:
Это выражение представляет собой силу, которая приложена на начальной
(делительной) окружности зубцов и которая затрачивается на преодоление силы
трения, возникающей в зубцах зацепляющихся шестерен. Полная величина
работы трения при вращении колес по дуге зацепления может быть выражена
так:
/ dA = [ /Р—^—( - + ~)dS -^fP( - ± -1-] f —— dS,
J J ' COS a \ l\ ~~ J ' \ Гг r< ) J COS a
S, S1 Si
где P -- P2 cos a — расчетное усилие.
Величина работы трения зависит от изменения величины по мере пово-
рачивания шестерен по дуге зацепления. В частности, для эвольвентного зацеп-
ления, которое только и применяется в шестернях современных редукторов
авиационных моторов, будем иметь:
I — S cos а.
/
сравнение работы трения в этом случае напишется так:
S1
Отсчитывая длины дуг зацепления от точки О, лежащей на линии, соединяю-
щей центры обеих шестерен, и считая эту точку началом осей координат, напи-
шем приведенное выше уравнение так:
'A/SiS,
—Si
тогда
и, следовательно, средняя величина сопротивления, отнесенная к делительной
окружности, будет:
А р / 1 L 1 \ Sl ^«2
. Sj + S3 \/Г г2/2 (S, + S2)
Наименьшее (минимальное) значение среднего сопротивления Р3уб mm будет
иметь место при длине дуги Sj = S2 = у. Наибольшее (максимальное) значение
среднего сопротивления Ра7б тах будет, при: 1) St = 0 и S2 = S или 2) — S
и S2 = 0. Так как (см. стр. 100):
S = znm,
126
гЯЙОжж подстановки получим: » "**
Рзуб ПИП — fP ( —~ + -у~) 1 I -
Z \ Zi Z2 /
И
Рзубтах — fP&R (~z~~ ± "у-)’
\ <1 2 2 /
таким образом
( с Рзуб max — 2Рзуб mm*
4 Отсюда можно заключить, что при прочих равных условиях к. п. д. шестерен
, Дс симметричным расположением линии зацепления будет больше, чем у шесте-
‘ рен с односторонним расположением линии зацепления.
Величина полезного окружного усилия: ‘
>»• s Рп ~ Р ’ Рзуб-
К. п. д. шестерен, если принять во внимание лишь потери от трения
между собой рабочих поверхностей зубцов, для цилиндрических шестерен
будет:
р р
„ п , зуб
Р — 1 р — т]зуб
Подставляя соответственные значения для величины Рау5, получим:
1) для симметричного зацепления:
г — 1 ^зубтш _ . , - ( 1 , 1 А
Ччубтт — 1 р ~ ' 2 \ Z, ” Z,
2) для односторонне! о зацепления
. — 1 Рз^° таХ — 1 ( 1 I 1 \
Чзуб max — 1 р — 1 ’ I z~ + z 1
Здесь г — продолжительность зацепления, зависящая от конструкции зубцов;
?! и ?2 — числа зубцов зацепляющихся между собой шестерен;
/ — коэфициент трения на рабочих поверхностях зубцов, величина кото-
рого для обычных шестерен находится в пределах от 0,1 до 0,2.
Из произведенных опытов выяснилось, что величина механического к. п. д.
в зубцах шестерен т]3уб Для тщательно исполненных шестерен может достигать
весьма высоких значений.
Установлено, что механический к. п. д. зубцов т]зуб зависит от окружной ско-
рости зубцов v, величины нагрузки на зубцы Р и сорта и качества смазки.
Неправильность профиля, а следовательно, и неправильность зацепления зуб-
цобпдге^терен вызывают появление шума, который может быть устранен путем.
ТЩЗТе^ьноиГ o6jj^qikh рабочих поверхностей зубцов. "Увеличением числа зуб-
цов на Мйлои*шестерне zx можно увеличить продолжительность зацепления s.
Последнее может быть также достигнуто замене й прямых зубцов винтовыми или
шевронными.
Применение жидкой циркуляционной сдазции точнор_и§вдовление.дррфиля
при достаточной продолжительности зацепления е обеспечивают плавность и"
бесш^ностьЧарепления шестерен и гарантируют работу с достаточцо_высоким
механическим к. п. д. зубцов -г]зуб.
На основании данных, приведенных в Приложении I, находим, что величины
механического к. п. д. редуктора 7]Ред в зависимости от схемы и конструкции
редуктора принимают следующие значения:
1) для редуктора, выполненного по 1-й схеме (с цилиндрическими шестернями
ц со смещенной осью),
Чред = 0,978 — 0,987,
среднее значение
’Чред = 0,981;
127
(• / 2) дл\г редуктора, выполненного по 2-й схеме (с коническими сателлитными
2 шестернями и центральной осью),
' т]Ред =0,940.4-0,980,
, среднее значение
'^ред — 0,961;
3) для редуктора, выполненного по 2-й схеме (с цилиндрическими сателлитами
и центральной осью),
7]ред = 0,925 ч-0,977,
' среднее значение
; ^ред = 0,962.
По Бэкингэму: 1) к. п. д. незакаленных шестерен практически не зависит от
v количества маслф, если этого количества достаточно для предохранения от на-
1 грева и заедания; 2) скорость по начальной окружности, в пределах от 0,3 да
7,5 м!сек, не влияет на к. п. д.; 3) к. п. д. не зависит от угла зацепления;
4) к. п. д. практически не зависит от передаваемой нагрузки: для нормально
> выполненных шестерен к. п. д. можно считать равным 99%; 5) состояние поверх-
s' ности является наиболее важным фактором; однако разница в величине к. п. д.
для шестерен с различной степенью обработки поверхностей зубцов не так ве-
лика, как обычно предполагают; 6) при прочих равных условиях большое сколь-
жение есть причина того, что шестерни, с высокой головкой зубца имеют более
низкий к. п. д., чем шестерни с низкой головкой; с другой стороны, вибрация
зубцов, имеющих высокую головку, может быть для определенного передаточ-
ного числа значительно меньшей, чем у шестерен с низкой головкой зубца,
, что дает в результате более высокий к. п. д. для шестерен с высокой головкой
зубца; 7) разница в величине к. п. д. для обычных профилей зубцов шестерен
так мала, что не может оказывать заметного влияния на выбор системы за-
цепления.
Для шестерен с прямыми зубцами к. п. д., полученные на основании испыта-
ний, показывают, что потери при мелком шаге меньше, чем при крупном шаге
зацепления.
4. СМАЗКА ЗУБЦОВ ШЕСТЕРЕН
Растущие нагрузки на рабочих поверхностях зацепляющихся зубцов шесте-
рен создают весьма трудные условия для осуществления надежной смазки, »
гарантирующей жидкостное трение.
Взаимное перемещение рабочих поверхностей в любой точке контакта зацеп-
ляющихся зубцов шестерен может быть разложено на два следующих:
1. Вращательное (угловое) перемещение без относительного скольжения
,(фиг. 112, положение /); в этом случае относительная угловая скорость зубцов
иск
где и ш2 — угловые скорости вращения соответственно ведущей и ведомой
шестерен.
2. Скользящее перемещение в этой точке контакта с линейной скоростью и
*бёз углового перемещения, т. е. без вращения (фиг. 112, положения II и III).
В обоих случаях между рабочими поверхностями зацепляющихся зубцов
сжимается масляный слой определенной толщины, давление в котором при про-
чих равных условиях устанавливается в зависимости от величины крутящего
момента, передаваемого зубцами шестерен. Расположение масляного слоя по- *
казано на фиг. 112.
Опасной расчетной точкой будет место, где поверхности зубцов не имеют •
скользящего перемещения (г = 0), — на линии начальной окружности или
в непосредственной близости от нее. Этим обстоятельством может быть иногда J
отчасти объяснено появление дефектов на зубцах в первую очередь в местах, "
близких к начальной окружности. ' i
128 . ‘
опасность в отношении надежности смазки представляет Йцй й^’ -1
’^^даеЫ^хэубца, при котором он работает крайней Частью своей Головки, чт& '
при входе в зацепление или при выходе из него. В этом случае может поз-
Ияикнуть опасность нарушения масляного слоя вследствие резкого возрастания
У.нагрузки от удара или при наличии слишком острой кромки края рабочей по-
верхности головки зубца.
Промежуточная полость между сблизившимися рабочими поверхностями зуб-
цов очерчена кривыми (обычно эвольвентами) с радиусами гК1 и гК2.
Для проведения дальнейших рассуждений заменим эту полость эквивалент-
ной полостью, ограниченной одной плоскостью и одной криволинейной поверх-
ностью, радиус кривизны которой равен гк • Здесь = ^- rfc ^-, причем
> Гк1 •
Знак плюс относится к случаю соприкосновения выпуклых поверхностей,
Л 2
Положение I
Фиг 112 Расположение находя-
щегося под давлением масляного
слоя между двумя зацепляющи-
мися зубцами шестерен
а знак минус — к случаю соприкосновения
вогнутой поверхности с выпуклой. По Гюм-
белю1, рассмотрение вопросов смазки зубцов
шестерен может быть сведено к рассмотрению
смазки параболического цилиндра с радиусом
кривизны гк > ось которого параллельна плос-
кости, по которой он перекатывается с угло-
вой скоростью ш и от которой он отстоит на
расстоянии hQ.
Уравнение параболического цилиндра с
относительно большой шириной по образу-
X2
ющей b пусть будет: у = —, где гк— его
2ГК
радиус кривизны у вершины
Фиг 113 Распределение давлений в
масляном слое при перекатывании
параболического цилиндра по
плоскости.
Положение I соответствует точно со-
прикосновения зубцов в непосредствен-
ной близости от начальной окружнос-
ти, положение II соответствует поло-
тению выхода зубца из зацепления
положение III соответствует среднему
между I и II положениями зубца
Уравнение плоскости будет- у = — /?0 (фиг. 113)
Толщина масляного слоя между цилиндром и плоскостью в произвольном
сечении при условии, что начало координат совпадает с вершиной параболы,
будет
у2
+ = /z0(l+С2х2).
z'k-
В результате математического исследования поведения масляного слоя Гюм-
бель приходит к выводу, что в случае вращения цилиндра около вершины пара-
1 L. Gumbel, Е. Everting, Reibung und Schmierung im Maschinenbau, Berlin,
Ж Krayn, 1925
В. А. Доллежаль—844—9 J2O
болы распределение давлений подчиняется закону, изображенному кривой на
фиг. 113.
В случае, когда половина параболического цилиндра и плоскость взаимно
перемещаются со скольжением с относительной скоростью v (фиг. 114), закон
распределения давлении может быть изображен кривой /, а величина суммар-
ного усилия, приходящегося на единицу длины вдоль образующей цилиндра,
будет:
оо
Р <f> 2'xd (Дх) ip
ь ~ (1 ~ Л„
О
- Сопрошвление движению состоит для плоскости из силы сдвига жидкости,
а для цилиндра из величины силы давления в направлении движения. Оба компо-
нента одинаковы по величине и противоположны по направлению.
Величина силы сопротивления движению, приходящаяся на единицу длины
образующей цилиндра, будеы
S _ // 'Л 1 11 dP\dx - v С (д.— а_________- dx_______
b J \ h + 2 d\)ax /i0 J I4 Ю Vx- ) 1+:2*2
о о
У -/2.,»(/?'
Р«, ‘ V 1’а
Здесь р — удельное давление масляного слоя, кг/м2;
h — толщина масляного слоя в произвольной точке, м;
ш — угловая скорость вращения при перекатывании, 1 /сек.;
кг сек
in — вязкость масла, -—, ;
1 ’ м- ’
'2 _1 _•
//„—минимальная ктлщина масляною слоя, м, при которой удельное
давление получает наибольшее значение;
х —ширина поверхности, на которой имеет место сжимание рассматри-
ваемого масляною слоя, м.
Для цилиндра расчет будет таким же, если присоединить член, определяющий
давление:
На фиг. 114 виден характер распределения сил сопротивления движению —
для параболического полуцилиндра (кривая //) и для плоскости (кривая ///).
Место расположения давлений определяется из уравнения:
о о
Наибольшее давление наступит, когда
Хд ~ г-/т 1 °’577 2г^-
Коэфициент жидкостного трения, зависящий только от величины расстояния h(,
и радиуса кривизны гк , будет:
или, исключая /?0, получим:
Скольжение целого параболического цилиндра относительно плоскости
(фиг. 115) отличается от рассмотренного выше случая для половины цилиндра
тем, что давление масляного слоя у его вершины в этом случае не будет равно
нулю, так как область с положительным давлением распространится в левую
сторону от начала координат и на каком-то расстоянии—х0, наконец, станет рав-
ным нулю, так как из условия непрерывности истечения жидкости давление в слое
не может стать отрицательным.
В этом месте изменение скорости в масляном слое между движущейся и непо-
движной поверхностями протекает по прямолинейному закону. Дальше масляный
поток разделяется. Эта область поддается только приблизительным расчетам
вследствие недостаточности и трудности ее исследования.
Фиг. 114. Распределение дав-
лений в масляном слое и сила
сдвига при скольжении riOjiy-
параболического цилиндра
но плоскости.
I—распределение давлении в
масляном слое; II—распреде-
ление сопротивлении движе-
нию (или сдвигу) для цилин-
дра; 7/7—-распределение < ил
сдвига для плоскости.
Фиг. 115. Распределение давлений в масляном слое I и сил
сдвига II при ско жжении целого параболического цилиндра
но плоскости.
Сообразуясь с вышеизложенными выводами и предполагая, что давление
в слое исчезает при значениях -х со и при Сх — Сх0 = — /дЛТц полу-
чаем путем подбора значение а 1,225, вследствие чего получаем:
'.х0 -- =Р 0,475.
Произведя числовое интегрирование для определения давления, получим
для полного цилиндра:
/г г'
Р
„ - 1,16-
ь
Коэфициент жидкостного трения для этого случая будет:
131
Практические выводы, которые мож.но сделать на основании вышеизложен-
ного исследования, таковы. При относительном скольжении смазанных рабочих
поверхностей зубцов зацепляющихся шестерен усилие, которое может быть
воспринято образовавшимся при этом масляным слоем, определяется из уравне-
ния:
Р -- 1,16 k Ь кг,
, кг -сек
1де <,—вязкость масла, ——-;
ль
Г|. — средний радиус кривизны поверхностей обоих зубцов, м,
v — от постельная скорость скольжения. м1сек\
/?(| — минимальная допусшмая юлщипа масляною слоя, м'.
b — ширина по образующей поверхности зубца шестерни, м.
Из уравнения замечаем, что величина допускаемого усилия прямо пропор-
циональна относительной скорости v, вязкости масла ц и среднему радиусу кри-
визны рабочих поверхностей г,,и обратно пропорциональна допускаемой тол-
щине масляного слоя h(t.
В свою очередь сила сопротивления, определяющая коэфициент трения,
пропорциональна |/" ^-.
Таким образом, предполагая, что в зубцах работающих шестерен имеет ме-
сто жидкостное трение, приходим к выводу, что при неизменной нагрузке в целях
увеличения работоспособности зубцов шестерен необходимо стремиться к увели-
чению значений щ, v и г,,, так как в этом случае растет величина ha.
Имея в виду, что допускаемая naiрузка пропорциональна первой степени
этих величин, а сила сопротивления пропорциональна корню квадратному, мо-
жем заключить, что к. п. д. при прочих равных условиях будет возрастать с уве-
личением величины передаваемой нагрузки, с увеличением радиусов кривизны
рабочих поверхностей и с уменьшением допускаемой толщины масляного слоя.
При выборе толщины масляного слоя между двумя рабочими поверхностями
зацепляющихся зубцов шестерен нужно помнить, что эта толщина не должна быть
меньше суммарной величины получаемых при обработке размеров неровностей,
шероховатостей и рисок. Отсюда ясно, почему к рабочим поверхностям зубцов
сильно нагруженных шестерен предъявляются весьма высокие требования
в смысле их чистоты и гладкости.
Величина давления, возникающего в масляном слое, определяет собой не-
сущую способность масляного слоя. Вообще говоря, можно заставить масляный
слой воспринимать весьма большую удельную нагрузку, придав ему соответ-
ственно малую величину по толщине; к тому же величина силы сопротивления
сдвигу, или трения, в зубцах, увеличивается при этом медленнее, чем возможное
увеличение допускаемой нагрузки.
Зная силу суммарного сопротивления движению зубцов S, будет возможно
определить количество тепла, выделяемого при работе зубцов, предполагая
жидкостное трение. Выделяемое в этом случае тепло, равное работе трения Sv,
будет отводиться от шестерен при помощи масла и непосредственной теплоотда-
чей в окружающую шестерни среду.
Уравнение теплового баланса mcciepcii будет иметь следующий вид:
Sv- 427 [Вс(/вы>х) Н — /и11Р)] кгм/сек,
где с - юилоемкость масла, ;
Ц
Li -- количество подаваемого в единицу времени на шестерни масла мя/сек;
? — коэфициент теплопередачи поверхности шестерни в окружающую
среду;
F — новерхноС1ь шестерни, с которой имеет место теплоотдача в окружаю-
щую среду, м2;
/иых — температура сходящего с зубцов шестерен масла, °Ц;
/нч — температура приходящего к зубцам шестерен масла, °Ц;
— температура радиирующих поверхностей шестерни, °Ц;
/оьр — температура среды, окружающей шестерни, °Ц.
5. КОЛИЧЕСТВО СМАЗКИ И ОХЛАЖДЕНИЕ РЕДУКТОРОВ
Из рассмотрения конструкций редукторов видно, чго отвод тепла, возникаю-
щего в местах, где имеет место трение, в том числе трение зубцов шестерен, мо-
жет быть надежно обеспечен только при помощи постороннего охлаждающего
тела, которым является обычно масло. С этой целью масло специально подво-
дится к самым «горячим» местам шестерен, т. е. к месту входа их в зацепление.
Количество тепла, отводимого через тело деталей, весьма незначительно
благодаря небольшой площади сечений деталей и наличию стыков. Поэтому при
определении мощности, затрачиваемой! на трение в зубцах шестерен, обычно при-
нимают, что вся работа трения переходит в тепло и что все вообще образующееся
при этом в зубцах шестерен тепло отводится маслом.
Количество тепла, которое выделяется на зубцах зацепляющихся между со-
бой шестерен редуктора, в этом случае может бьпь выражено так:
* Q,v6 т,.1Уб) кал/сек,
или подобным же образом, но только для двух зацепляющихся между собой ше-
стерен (одной пары), имеем:
«г. кал/сек,
откуда
,, 427 п'
Np 4>" " 75 Q >v'» Л. С.
Обозначим секундный объем масла, подведенного к шестерне и предназначен-
ного для отвода тепла, через В мя/сек. Тогда количество тепла, которое будет
отведено 1 др масла, будет:
(/ кал/м3.
Если масло, подводимое к шестерням, имеет температуру tt, а отводимое с ше-
стерен (нагретое) масло имеет температуру то разность (перепад) температур
будет:
^ — 6 - /,
Следовательно,
ЮОО^Ср ’
! де у — плотность масла При средней между t, и температуре, кг/дм3;
ср —теплоемкость масла для средней между Л и температуре , кал/кг °Ц,
Для ориентировочных расчетов в пределах встречающихся в практике ре-
дукторов температур t> и tx можно принять:
для минерального масла:
0,90 0,92
и
сР 0,4;
для касторового масла:
- 0,96 0,97
п
с;, — 0,56
Для надежной работы шестерен перепад юмпературы t рекомендуется дер-
жать в пределах 35 : 50° при условии, что tx - 45 -: 50га.
Конструктивно подвод масла к зубцам шестерен в большинстве существующих
редукторов осуществляется при помощи маслоподводящей трубки. В этой трубке
133
масло находится под Давлением главной магистрали мотора. Через особые от-
верстия или сопла (обычно калиброванные) масло стекает на зубцы шестерен.
Шйределение размеров отверстий для вытекающего масла производится по
обычным формулам гидравлики. Для этого необходимо знать количество маСла В,
которое должно пройти через отверстия, и скорость vM истечения масла из от-
верстий.
• Обозначим давление масла в трубке у отверстия для истечения (или отвер-
стия сопла) через рм кг/см2. Тогда давление масла в напорной магистрали будет:
( Н = 10 000рм кг/м2.
Зная эти величины, можем определить скорость истечения из отверстия:
и
V№ — у-
м/сек.
Расход масла через отверстие при непрерывном и неизменном истечении будет:
В = у/ум — р/ ]/ у м3/сек,
Здесь g — ускорение силы тяжести, равное 9,81 м/сек2;
•;м 1000-' — плотность масла при соответствующей температуре, кг/м3;
р. =аш — коэфициент расхода из отверстия, где а — коэфициент сжа-
тия струи, <р — коэфициент истечения;
/ — живое поперечное сечение отверстия, через которое вытекает масло, л<2;
ум — скорость вытекания масла, м/сек;
В — расход масла через отверстие, м3/сек;
Н — разность (перепад) давлений масла внутри сосуда и среды, куда оно
вытекает, кг/м2;
= 1м — массовая плотность масла, — сек .
g м1
Цифровые значения коэфициентов о и <р выбираются в зависимости от формы
отверстий или сопла на основании общеизвестных опытных данных.
‘ Для встречающихся в практике авиационных моторов конструкций такого
рода отверстий или сопел, исполненных обычно в виде небольших цилиндриче-
ских отверстий постоянного по своей длине сечения, можно принимать величину
коэфициента у. = 0,60 — 0,70. Отсюда может быть определена площадь одного
отверстия или суммарная площадь нескольких отверстий (в зависимости от кон*
струкции). Площадь живого сечения для прохода масла будет:
, в „
f = — м2.
' ум
Если поперечное сечение сосуда перед отверстием для истечения равно или
превышает десятикратное сечение отверстия для истечения, то скоростью под-
хода масла к отверстию для истечения можно пренебречь; в противном случае
это обстоятельство должно быть учтено.
-Края отверстий, просверленных непосредственно в стенках трубок, обычно
бывают несколько заострены. При истечении через отверстие с острыми краями,
выполненное в относительно тонкой стенке, расчетное живое поперечное сече-
ние струи масла получается значительно меньше площади отверстия для исте-
чения /. К тому же благодаря потерям энергии жидкости действительная вели-
чина скорости истечения ум получается несколько меньше расчетной, получае-
мой из формулы.
Эти обстоятельства должны быть учтены коэфициентом расхода у. Состояние
потока, характеризующееся коэфициентом расхода у, зависит от числа Рейнольдса
[ „ I dyr~H
=—-— , т. е. от отношения—-—,
IM {d — диаметр отверстия истечения, м;
134
v = р — коэфициент кинематической вязкости масла, м21сек;
;i1( —коэфициент вязкости масла, кг-сек/м2.
Значения величин кинематической вязкости для некоторых сортов масел при
разных температурах даны в табл. 19.
Переход от ламинарного течения жидкости к турбулентному характеризуется
критическими числами геинольдса, пу-
тем опытов было найдено, что для таких
жидкостей, как масло, критические чис-
ла Рейнольдса находятся в пределах
/?екр 3000 4000.
Слишком обильное смазывание шес-
терен совершеннонецелесообразно. Боль-
шое количество масла, поданное к шес-
терням, при наличии довольно узкого
картера, в котором вращаются шестерни
редуктора авиационного мотора, может
быстро превращаться в пену; это проис-
ходит вследствие того, что масло, захва-
ченное зубцами, отбрасывается с боль-
шой скоростью на стенку картера. При
наличии такого интенсивного барботажа
возникает работа трения, дополнитель-
ное нагревание и разжижение масла,
что ведет к понижению к. н. д. 7]ред
всего редуктора. Поэтому картер редук-
юра надо делать таким, чтобы были обес-
печены возможность стока масла со сте-
нок и хороший отвод отработавшего и
уже нагревшегося масла из картера.
При смазке маслом между трущимис
устойчивая масляная пленка, которая
Таблиц а 19
Я к 5 сз
О, cj S* m
। Наименование у S ~ :Е
! масла 03 О, F- -Q сз Ь 5 Ь 3
Е я £ нгч СО ф
1 Е-
1 20 7,48
Касторовое | 40 2,30 0,969
80 0,289 —
- — —
Турбинное 20 40 1,720 0,278 0,88
минеральное 80 0,125 —
20 1,89
, Смазочное 1 40 0,593 0.91
минера 1ыюе | 80 0,132
- _ — 1
I поверхностями должна сохраняться
при наличии относительной скорости
этих поверхностей, давления между ними и относительно повышенных темпера-
тур не должна выдавливаться; этим будет устранена возможность появления
сухого трения.
Обеспечить образование совершенной масляной пленки в условиях незна-
чительных относительных скоростей при больших удельных давлениях очень
затруднительно. Обычно при действии зацепления взаимодействие зубцов стре-
мится удалить смазку с поверхностей касания. К тому же при высоких окружных
скоростях масло отбрасывается с поверхности зубцов центробежной силой;
вследствие этого рабочие поверхности не имеют удовлетворительной по качеству
смазки. Поэтому коэфнциенты трения для таких условий работы зубца берутся
обычно в пределах от 0,01 до 0,10 в зависимости от того, как хорошо обеспечена
смазка. При больших скоростях зацепления применяются масла, обладающие
высокой маслянистостью и относительно небольшой вязкостью, что обеспечи-
вает уменьшение жидкостной» трения.
Для шестерен, скорость которых на начальной окружности превышает
20 м/сек, эффективность смазки может быть обеспечена струйным подводом масла
на боковую поверхность шестерни.
Если масло подается для охлаждения шестерен, то его надо подавать на тело
шестерен (лучше в торец), а не в место входа зубцов в зацепление, так как в по-
следнем случае большое количество масла будет нагреваться вследствие бы-
стро» о выталкивания масла в зазоры зацепляющихся зубцов.
6. ВЫБОР ЗАЗОРОВ В ЗУБЦАХ ШЕСТЕРЕН
Зазор в зубцах зацепляющихся шестерен получается за счет разницы между
шириной впадины и толщиной зубца. Этот зазор получается обычно путем умень-
шения толщины зубцов в процессе их обработки против номинального размера
135
толщины зубца. Поэтому толщина зубцов на каждой из зацепляющихся шесте-
рен бывает меньше номинальной на величину, приблизительно равную половине
необходимого зазора. При осуществлении зацепления, состоящего из малой и
большой шестерен, необходимый зазор обычно достигается уменьшением тол-
щины зубцов только большой шестерни. Такое уменьшение толщины может быть
выполнено нормальным режущим инструментом путем нарезания более высоких
зубцов.
Если зазор обеспечивается уменьшением толщины зубцов обеих шестерен, то
Если зазор обеспечивается уменьшением толщины зубцов только одной ше-
стерни, ю
х, ‘1 мм,
- 2 sin «2
!де С| — зазор в зубцах, мм;
— уюл зацепления режущего инструмента;
xt и /,—добавочное углубление режущего инструмента, необходимое для
обеспечения требуемого зазора между зубцами, мм.
При установлении зазоров в зубцах шестерен необходимо иметь в виду, что
в современных конструкциях шестерни изготовляются из стали, а картер обычно
из алюминиевого сплава. Особенно это важно для редукторов, выполненных по
I-й схеме, так как при нагревании в работе деталей редуктора благодаря раз-
ности коэфициентов расширения стали и алюминиевого сплава каждая из ука-
занных деталей получит различные приращения своих размеров, и вследствие
этого могут произойти большие изменения зазо; ов по сравнению с теми, которые
были установлены на «холодном» моторе.
Разберем с -этой стороны схему редуктора 1а (см. фиг. 8, стр. 12).
Назовем: А — расстояние между осями коленчатого вала мотора и вала редук-
тора, СМ, В ХОЛОДНОМ СОСТОЯНИИ Л -“”2СМ’
а,, — коэфициент линейного расширения материала картера (для алю-
миниевот о сплава, при имеющихся в практике температурах,
можно принять ак 0,000024);
— коэфициент линейного расширения материала шестерен (для
стали при имеющихся в практике температурах можно при-
нять аш = 0,000012);
— температура картера при установившейся работе, °Ц;
/ш — температура шестерен редуктора при установившейся работе, °Ц.
В работе расстояние между осями коленчатого вала и вала редуктора будет:
Лк А А»,, — А (1 + /,,) см,
т. е. вследствие расширения материала картера оси коленчатого вала и вала
редуктора раздвинутся.
Сумма радиусов малой и большой шестерен редуктора, изготовленных
из стали, в работе будет:
Л|П (1 Н|Л|)(7' + ч) Л ( I + S'iiiOii) СЯТ,
г. е. каждая из шестерен вследствие расширения материала увеличится в диа-
метре. Следовательно, изменение в положении зацепляющихся зубцов шестерен
по направлению линии, соединяющей их центры, будет:
ДА - A,,, Ак А^щ/щ a.vti,)CM.
Для работы шестерен должен быть обеспечен зазор в зубцах. Обычно этот за-
зор определяется конструктором, а разбег — величиной допусков на точность
изготовления зубца по его толщине на начальной окружности. Но иногда, в за-
висимости от температурных условий, при которых работает редуктор, этот за-
зор в зубцах приходится делать иным, чем дается допусками.
136
Назовем (фиг. 116): ; 1
S — Толщину зубца по начальной окружности измеренную зубомербм (по'
г. хорде на начальной окружности), слц '
SB — ширину впадины зубца, измеренную по хорде на начальной окружно-
т . сти, ,см;
лк — угол, образуемый касательной к рабочей поверхности зубца -в точке
'начальной окружности и прямой линией, проходящей через сере-
дину впадины'зубца и центр шестерни.
Фиг. 116. Схема определения зазоров в зубцах двух
зацепляющихся шестерен с прямыми зубцами.
Фиг. 117. Схема определения
зазоров в зубцах двух зацепля-
ющихся шевронных шестерен.
Зазор, который должен быть обеспечен в зубцах шестерен по условиям из-
готовления, с достаточной для практики точностью может быть выражен так:
= SB — S см.
Учитывая изложенное выше, этот зазор в некоторых случаях следует увели-
чить. Тогда зазор в зубцах шестерен, который должен обеспечить их работу без
заклинивания в. условиях установившейся работы мотора, с достаточной для
практики точностью может быть выражен так:
е2 = et -f- 2 Л A tg Хк см.
В случае косозубчатых или шевронных шестерен при подсчете зазоров в зуб-
цах необходимо учесть угол 0, образуемый направлением зубца на делительном
цилиндре с осью шестерни.
Тогда измеряемый в направлении вращения шестерен зазор в зубцах будет
(фиг. 117):
и необходимый при работе зазор для винтовых или угловых зубцов будет:
е. =---V см-
2 cos [J
Необходимо иметь в виду, что, если из подсчетов величина ДА получается
отрицательной, то это значит, что при установившейся работе шестерен зазор
увеличивается. Следовательно, заклинивания не произойдет, так как нужный за-
зор (ег или г/) обеспечен допусками.
Если же величин^ ДА имеет положительное значение, то это значит, что при
нагревании (в условиях установившейся работы) зазор будет уменьшаться и,
следовательно, чтобы избежать возможного заклинивания, необходимо при на-
значении зазора в зубцах шестерен это учесть и брать его значения по формулам
для е2 или е2'.
/'С,достаточной для практики точностью можно при подсчетах принимать:
= а.
137
Л >4 * s S’
I 1 Практически зазор в зубцах шестерен устанавливается на основании точных
отдельных деталей и затем проверяется на уже собранном моторе при
помощи индикатора следующим способом (фиг. 118).
На картере редуктора на1 шпильках укреплен индикатор. На шейке вала ре-
дуктора при помощи зажима монтирован поводок. При поворачивании вала ре-
дуктора (рукой) на величину зазора в зубцах индикатор дает определенное пока-
зание, Показания индикатора нужно привести к начальному диаметру шестерни,
Фиг. 118 Схема установки индикатора и поводка для измерения зазора
в зубцах шестерен редуктора на окончательно собранном моторе.
У современных авиационных моторов картер редуктора обычно изготовляется
из алюминиевого сплава, и температура его при установившейся работе обычно
не выходит из ' пределов:
/к = 60 -4- 70°.
Исходя из величины этой температуры, для сохранения неизменных зазоров
в зубцах шестерен редуктора е± или г/, т. е. для того, чтобы
ЬА = О,
нужно было бы, чтобы температура шестерен редуктора в условиях установив-
шейся работы не выходила из пределов:
tm -= 120 ч- 140°.
В условиях работы авиационного мотора это не всегда выгодно. Для получе-
ния столь низких температур пришлось бы подавать на шестерни редуктора зна-
чительные количества масла, т. е. увеличивать прокачку масла через мотор;
это сказалось бы отрицательно на масляном и тепловом балансе мотора в целом,
повело бы к увеличению поверхностей радиаторов для охлаждения масла и весьма
неблагоприятно отразилось бы на качестве всего самолета. Поэтому приходится
итти на некоторое увеличение зазора в зубцах шестерен в холодном состоянии
и допускать работу шестерен при температурах, несколько более высоких, лежа-
щих в пределах: , •
/ш = 170-4- 180°.
Автором был проведен замер зазоров в зубцах шестерен редуктора авиацион-
ного мотора. Зазор в зубцах в холодном состоянии был замерен способом, ука-
занным на фиг. 118, и оказался равным 0,25 мм После трехчасовой работы мо-
тора, когда температурный режим его установился, мотор был остановлен
и тем же способом с максимальной быстротой был снова замерен зазор в зубцах
шестерен: он оказался равным 0,19—0,20 мм.
Величины зазоров в зубцах шестерен редукторов мощных авиационных мо-
торов обычно назначаются в следующих пределах:
1) для шлифованных зубцов: 0,08 — 0,2 мм,
2) для нешлифованных зубцов: 0,10 ч- 0,40 мм.
Если окружная скорость зубцов на начальной окружности шестерен превы-
шает 8 MjceK, то величины зазоров в зубцах зацепляющихся шестерен должны
быть не менее указанных в табл. 21.
138
* Указанные в табл. 20 и 21
величины зазоров должны
быть обеспечены в работе;
при установлении их надо
предусматривать температур-
ные расширения.
Если есть уверенность,
что полезное окружное уси-
лие будет всегда превосхо-
дить по величине окружное
усилие от сил инерции, то
зазор между зубцами может
быть выбран в широких
Пределах.
Получить ударный эффект
в дубдах-. шестерен при рабо-
те мржно.игри большой не-
равномерности крутящего,мо-
чаще всего
имеет место в следующих случаях: 1) в моторах с небольшим числом цилин-
дров, 2) при малом числе^оборотов коленчатого вала, 3) при грубых неточ-
Таблица 20
Употребительные суммарные зазоры в зубцах в зави-
симости от величины модуля и диаметрального питча
_______для окружных скоростей до 8 ж/сек
Модуль т, мм Диаметра иь- ный питч DP, англ дюйм Зазоры в зубцах, мм
наимень- ший средний наиболь- ший
1 24 0,05 0,075 0,1 ,
1,5 16 0,05 0,075 0,1
2 12 0,075 0,10 0,13
2,5 10 0,075 0,10 0,13
3 8 0,1 0,13 0,15
4 6 0,13 0,18 0,2
5 5 0,15 0,2 0,25
6 4 0,2 0,25 0,3
8 3 0,25 0,3 0,4
10 2,5 0,3 0,4 0,5
Таблица 21
Употребительные суммарные зазоры в зубцах в зависимости от величины модуля
и диаметрального питча для окружных скоростей выше 8 м/сек
Диаметральный ппгч 1 DR, ’ англ, дюйм 3 4 5 6 7 8 9 10 12
Модуль т, мм 8,0 6,0 5,0 4,0 3,5 3,0 2,75 2,5 2,0
Зазор в зубцах, мм 0 40 0,35 0 28 0,23 0,23 0,20 0,20 0,18 0,18
ностя% зацепления и 4) особенно при критических крутильных колебаниях.
В этих случаях величину зазора в зубцах следует по возможности ограничивать.
гг л ir„urjt;r. -a .иuiiiiiiiikV"-л л У
7. ДЕФЕКТЫ, ВСТРЕЧАЮЩИЕСЯ В ЗУБЦАХ ШЕСТЕРЕН
Опыт, накопленный по шестерням редукторов, дает очень редкие примеры
поломки зубцов шестерен от изгиба. Наиболее часто встречающимися основными
дефектами нужно считать разрушение рабочей поверхности и слоя, лежащего
непосредственно под рабочей поверхностью зубцов. Подобные дефекты можно
разделить на следующие разновидности:
1. «Выкрашивание», или «выщербление» (pitting), которое характеризуется
появлением на рабочей поверхности зубца незначительных углублений вследствие
того, что часть материала отделилась.
Точные причины этого явления еще не установлены, но, судя по характеру
излома, можно предпо. агать, что оно происходит в результате чрезмерно высо-
ких напряжений материала на срез Каковы бы ни были причины, их результат
одинаков — шестерни не могут продолжать работу. Выкрашивание (фиг. 119)
представляет собой особый вид разрушения, происходящего в зубцах шестерен
вблизи начальной окружности, где цилиндрические поверхности приходят в кон-
такт при качении под большими нагрузками, но без скольжения. При испыта-
ниях, проводившихся с целью выявления причин этого дефекта, было установи
лено, что
*
139
Фиг. 120. «Сдирание»
Фиг. 119. «Выкраши- поверхности зубца
ваиие» зубца шестерни. шестерни
" 1) Для появления выкрашивания необходимо присутствие смазки;
, 2) если вязкость смазочного выше определенен критической велйчины, зави-
сящей от нагрузки, то выкрашивания можно избежать;
3) характер отделки поверхности оказывает большое влияние на образование
выкрашивания: хорошо отполированная поверхность его задерживает, а грубо
обработанная — ускоряет;
4) азотированные поверхности не дают выкрашивания в условиях, вызы-
вающих сильное выщербление поверхностей из закаленной стали; вообще выкра-
шивание бывает меньше на более твердых поверхностях.
“Процесс выкрашивания рисуется в следующем виде: небольшая трещина на
поверхности, будучи наполнена ма-
слом, обнаруживает склонность к
росту до тех пор, пока от тела метал-
ла не будет отделена частица, на мес-
те которой образуется выщербина.
Можно утверждать, что выкраши-
вание вызывается трещинами, возни-
кающими в поверхностном слое тол-
щиной менее, чем 0,025 мм, но неизве-
стно, возникают ли они у поверхности,
или под ней. Однако можно обнару-
жить определенную зависимость меж-
ду направлением распространения трещин и направлением обкатки.
2. «Отслаивание», или «выкалывание» (spalling), характеризуется так же,
как и случай выкрашивания, отделением частиц материала, по размеру больших^
чем в первом случае. Явление отслаивания, распространяется обычно по всему
зубцу.
Этот дефект встречается при значительных перегрузках и может быть объяс-
нен тем, что максимальные напряжения в этом случае имеют место на большей
глубине, чем при явлении выкрашивания.
3. Износ по причинам его появления может быть разбиг на три вида:
д) «физический» износ появляется вследствие наличия величины напряже-
ния на срез, превышающей допускаемую;
б) «химический» износ вызывается повторным образованием и удалением
с'рабочих поверхностей зубцов окислов и сульфидов;
в) «абразивный» износ возникает в результате повреждения поверхности
Зубцов посторонними мелкими, но твердыми частицами, попадающими на зубцы
с Пылью (например, силикатов и др.).
4. «Сдирание» (scuffing) рабочих поверхностей зубцов характеризуется об-
разованием довольно значительных ссадин (царапин), как это видно на фиг. 120.
Этот дефект появляется при наличии чрезмерно высоких скоростей нарастания
давлениям особенности,если смазка трущихся поверхностей неудовлетворительна.
«Сдирание» появляется на зубцах в местах их входа' и выхода из зацепления.
В некоторых случаях этот дефект встречается совместно с выкрашиванием.
5. «Накатывание» (rolling) характеризуется задиранием зубца по всей его
рабочей поверхности; этот дефект можно рассматривать как следствие полного
уничтожения масляной пленки, влекущего за собой деформацию всей рабочей
поверхности зубца.
6. Пластическая деформация имеет место при наличии напряжений среза,
превышающих предел текучести сырого (незакаленного) материала зубца, и
вызывает искажение его рабочей поверхности вплоть до образования на ней
вогнутости.
7. «Выдалбливание» (gouging) характеризуется врезанием острого края од-
ного зубца в другой вследствие отсутствия необходимой коррекции рабочей части
поверхности у вершины зубца, благодаря чему вершина зубца ведомой шестернй
врезается в поверхность ножки зубца ведущей.
ГЛАВА IV
ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ДЕТАЛЯМ РЕДУКТОРОВ,
И МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ИХ ИЗГОТОВЛЕНИЯ
1. ТОЧНОСТЬ ОБРАБОТКИ ШЕСТЕРЕН
Необходимость уменьшения веса редуктора заставляет конструкторов допу-
скать весьма высокие напряжения в деталях редуктора, вследствие чего запас
прочности в них обычно весьма невелик. Это обстоятельство обусловливает особо
строгие требования точности, чистоты обработки и монтажа, а также применение
специальных высокосортных материалов с весьма высокими механическими
качествами.
Детали редуктора обычно изготовляются по 2-му классу точности ОСТ; в ред-
ких случаях — по 1-му классу.
Зубцы шестерен изт отовляются по специальным допускам, соответственно их
конструктивным и производственным особенностям. В табл. 22 и 23 приведены
профили основной рейки по стандарту Народного комиссариата оборонной про-
мышленности, а в табл. 25—30 допуски на зубцы шестерен, принятые в Централь-
ном институте авиационного моторостроения им. П. И. Баранова (ЦИАМ).
Британский стандарт на точность изготовления предусматривает следующие
три класса точности.
Британский стандарт на точность изготовления обработанных зубцов шестерен с прямыми
и винтовыми зубцами (B.S.S. 436,-1932, Machine cut tears. A. Helical and straight spur.
C ii у ч a ii приме н e н и я
Точные с нарезанными или шлифованными зубцами шестерни, работающие
при окружных скоростях выше 10 мкек
I Шестерни с чисто обработанными зубцами, работающие при окружных ско-
I ростах от 4 до 15 маек
С Шестерни, работающие при окружных скоростях ниже 6 м/сек
Формулы для допусков па шаг и на профиль зубцов по британскому стандарту,
также для допусков на толщину зубцов даны в табл. 31 и 32.
В этих таблицах накопленная ошибка представляет собой алгебраическую
сумму из всех имеющих место в шаге зацепления ошибок. Допуск на точность
профиля представляет собой наибольшее отклонение полученного профиля зубца
от правильной эвольвенты, проходящей через точку пересечения профиля зубца
с образующей (или основной) окружностью. Толщина зубца шестерни всегда мень-
ше номинального размера толщины зубца; величины толщины зубца лежат между
поминальным размером зубца без наибольшего отклонения и номинальным раз-
мером зубца без наименьшею отклонения. Зазоры в зубцах шестерен получаются
в пределах суммы наибольших и наименьших отклонений на толщину зубцов
обеих зацепляющихся между собой шестерен.
141
Таблица 22 (лист № 1>
~—. 4™ , СССР Народный комиссариат f оборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 50МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПРОФИЛЬ ОСНОВНОЙ РЕЙКИ для я0 = 20° и / = 1,0 Взамен 21 МТ
Авиапромышленное гь
Стандарт распространяется на все виды зубчатых колес с эвольвентным зацеп-
лением, кроме червячных и конических со спиральным зубом
Г—3,1416 т-------
ст
1 Профиль контура в пределах высоты зуба h прямоуюльный.
2 Рабочая высота зуба h - 2 tn.
3 . Угол зацепления а0 = 20°.
4 Толщина зуба по средней линии равна ширине впадины по той же линии и
равна 1,5708 m
5 Модуль по 60 МТ
6 . При отсутствии специа 1ьных соображений нормальная величина радиального
зазора с = 0,2 т.
СТ 1203-Я 1 У твержден 22/VIII-38 г Срок введения 1/Х-38 г.
142
Та б л и ц й 23 (лист № 2)
-Т СССР Народный комиссариат оборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 59МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПРОФИЛЬ ОСНОВНОЙ РЕЙКИ для а0 = 20° и / = 0,8 Взамен 21 МТ
Авиапромышленность
Стандарт распространяется на все виды зубчатых колес с эвольвентным зацеп-
лением кроме червячных и конических со спиральным зубом
— 3,1416 т —
1. Профиль контура в пределах высоты зуба Л прямолинейный.
2. Рабочая высота зуба /г = 1,6/п
3 Угол зацепления а0 = 20°.
4. Толщина зуба по средней линии равна ширине впадины по той же линии и
равна 1,5708т
5. Модуль т берется по 60МТ.
6. При отсутствии специальных соображений нормальная величина радиального
зазора i =0,2 я
7 Рейку с укороченным зубом применять в необходимых случаях
*
СТ 1203-Я 5 Утвержден 22/VHI-38 г Срок введения 1/Х-1938 г.
143
Таблица 24
Стандарты для обработанных зубцов шестерен, принятые в Центральном институте
авиационного моторостроения (ЦИАМ) им. П. И. Баранова 1
ЛриЗнаки, по которым производится выбор точности (класс точности) ц материала для
шестерен
Классы ТОЧНОСТИ Конструкция шестерен Характеристика работы шестерен Материал зубцов Степень чистоты обработки
1-й класс А Цилиндрические ше- стерни наружного за- цепления с прямыми зубцами Сталь ХНЗ » ХН4 Шлифовка (ста- нок Мааг)
Конические шестерни с прямыми зубцами Шестерни, работающие при окружных скоро- стях выше 12 м/сек или СтальХНВС » ХНВ Шлифовка (ста- нок Рейнекер)
1-й класс Б Цилиндрические ше- стерни со спиральными зубцами с меньшими скоростя- ми, но с удельным дав- лением на зубец более 13 000 кг/см* » ХН1 » ХМ1 » ХМАЗ Шлифовка (ста- нок Мааг)
Цилиндрические ше- стерни с прямыми зуб- цами внешнего зацеп- ления Сталь ХНВЦ » ХМАЗ Шлифовка, за- тем азотирование
1 2-й класс А । Цилиндрические ше- стерни наружного и внутреннего зацепле- ния с прямыми зубцами Цилиндрические ше- стерни со спиральны- ми зубцами с углом спирали меньше 20° Шестерни, работаю- щие при окружных скоростях выше 12 мкек, но по конструктивным особенностям не допу- скающие шлифовки Сталь ХНЗ » ХН4 » ХНВЦ » ХНВ Нарезка после калки (станок Феллоу)
Цилиндрические ше- стерни с шевронными зубцами Нарезка после калки (станок Паркинсон)
Конические шестерни с прямыми зубцами / Нарезка после калки (станок Глисон)
2-й класс Б Цилиндрические ше- стерни с прямыми зуб- цами внешнего и внут- реннего зацепления Шестерни, работаю- щие при окружных скоростях от 4 до 12 м!сек Сталь ХНВЦ » ХМАЗ
Цилиндрические ше- стерни со спираль- ными зубцами с углом спирали до 20° Нарезка, затем азотирование
Цилиндрические ше- стерни с шевронными зубцами 1
144
П р о до л жен и-е'табл. 24
Классы ТОЧНОС1И Конструкцияшестерен Характеристика работы шестерен те риал г зубцов Степень чистоты обработки
3~й класс А Я Конические шестерни с прямыми зубцами Шестерни, работаю- щие при окружных скоростях меньше 4 м)сек Сталь ХНЗ > ХН4 » хнвц » хнв Нарезка после катки (станок Рейнекер)
Цилиндрические ше- стерни с прямыми зуб- цами внешнего и внут- реннего зацепления Стать ХН1 » ХМ1 » хнвц Нарезка, затем цементация
Цилиндрические ше- стерни со спиральными зубцами с углом спи- рали до 20°
Цилиндрические ше- стерни с шевронными зубцами Червячные и цилин- дрические шестерни с прямыми и спираль- ными зубцами Конические шестерни с прямыми зубцами
З-й класс Б Стать ХНЗ » ХН4 » ХНВЦ » ХНВ Нарезка после калки (станок Пфаутер)
Сталь ХН1 > ХМ1 » ХНВЦ Нарезка, затем цементация
Та б т и ц а 25 Таблица 26
Допуски на зубцы шестерен
Точность 1 .1 к I 11 с А Точность 1-й к л а с с Б
(Размеры, мм) (Размеры, мм)
Модуль Допуск на толщину зубца Допуск на биение роли ка или ша- рика по впа- динам зубцов Допуск на отклоне- ние основного шах а or теоретическою Модуть 1 1 1 Допуск на -°-° | толщину 38 зубца Допуск на биение роли- ка или ша- рика по впа- 1 динам зубцов Допуск на отклоне- ние основного шага от теоретического
по рабо- по I вра- чей сю- о )Чви рон( j fTOpOlFP по рабо- чей сто- роне по нера- бочей стороне
1 1,75 — 0,030 — 0,050 0 020 — 0,008 — 0,015 - 0,025 |1 11,75 2 12,25 |25~ 2,75 5 125 15 0,030 — 0,010 — 0,020 - 0,025 — 0,030
2 2,25 — 0,040 — 0,070 0 030 — 0,040 — 0,070 — 0 050 0 040
2,5 2,75 3 3,25 3,5 — 0 050 — 0,080
— 0,012 1 -0 080
— 0015
3,75 4 4,25 4,50 5 5,5 6 — 0,060 — 0,100 0 040 3 75 4 4,25 4,50 5 5,5 6 6 5 7 8 |10_ -0 060 — 0,100 0 050 0 060 1
— 0,070 — 0,110 1 1 — 0 070 -0 110 - 0,080 — 0,120 ’-0,100 — 0,140 “о 150 - 0 200
— 0,080 — 0,120
6,5 7 8 10 - 0,100 — 0,140 — 0,150 — 0,200 I 0 050 | -0,016 ! —0 020 — 0,035 -0 040 — 0,020 — 0 040
— 0,025
В. А. Доллрка 1ь—844—lu
145
T a 6 i и ц а 27
Таблица 28
Допуски на зубцы шестерен
Т о чипе г ь 2-и класс А
Точность. 2-н к । а с с Б
(Размеры, льи)
.а о 5 1 1,75 2 2.25 2,5 2.75 3 3,25 3.5 3.75 4 4,25 4.5 5 15,5 6 6,5 7 (8 |10 1 1J75 'Г 2,25 25 2,75 3 3.25 3,5 3,75 4 4,25 4,5j 5 5,5 6 8 10 ! J i! 1 1 1 ' 1 1 1 1 | 1 1 Допуск па ' _ 1 1 1 1 1 | 1 1 1 1 ! , 1 ' Допуск на Р.Р Ру .-РРР у® ®® 1 ®® ®® толщину z °® '|ЭО .Р-Р ®.® .°-с -°-= i-°-° толщину к? ~ —— ~О —С -*О — О 1—0 ОС - - _ к-— 1 — — 1 — 0 —О —О О О —О О О , , J SggxESgX Р-с' -С? О g1 ос— зуоца - । ел о IWX гсЗ -о осл .cc^go- । зуоца j с с _ о • о с с о —' с ~ о 1 о о о о о о О О j о О О —[ «1^1 .х Ф £ g о = £ К Зя я я ПО Я Рч Ft Донусь^н вне основ о г теорем но рабо- чей сто- роне а отклоне- но™ шага ’H41CK0I о по нера- бочей стороне
0,040 0,050 0,000 1 ' 0 070 и 1 Ь J (Размер й . «2 с _ F ч я н а£|я,£ - g го я Рю 4 S.P 0,060 0,070 0 080 0 000 0 100 ( - 0,012 - 0,015 — 0,0'20 0 025 Т а (5 1 -и к 1 а с ы, мм) Допуск и ние основ ог георе по рабо- чей сто- роне — 0,020 - 0,025 — 0,030 - 0 040 ина 20 с А а «пклоне- ного Hiai <t i тлческого по вера- 1 бочеи стороне
— 0,020 - 0 025 - 0,035 — 0,050 1 -0,030 , -0 035 ! 0,050 0 060 , 1
(Размеры, мм)
.а rot о 5 1 1,75 2 2Д5 2,5 12,75 3 '3,25 3,5 ,3,75 4 4.25 4,5 5 1 5,5 IL_ 6,5 7 8 10 — ‘ t О “ >, а ° о я р й 5 < - о го Допуск на отклоне- ние основною шага от теоретического
Допу< Т0Л1Щ i зубца Q Ф " — а - л ? я о ~ Я Я Зя «в я z Чю кая по рабо- чем сто- роне по нера- бочей стороне
- 0,030 — 0,060 — 0,040 - 0,080 — 0,050 - 0,100 - 0,060 — 0,110 — 0.070 — 0,120 0.050 0,060 0,070 0.080 0 090 0 100 -0.015 — 0 020 — 0.030 — 0,040 Т а <5 а - 0.025 — 0,030 — 0.040
— 0 080 - 0,130 0,100 -0,150 • 0,150 - 0 220
— 0 050 ина 30
Т о ч н о с 1 ь З-п к л асе Б
(Размеры, ,им)
_С я? >? ~~з S о 6 ~ '£ g еде« 1 | - 0,040 1.75 j - 0,080 2 | -0,050 2,25 - 0,100 2,5 |’75 -0,060 3.25 “ 0 ,10 3.5 3,75 — 0,070 4,25 _-°-,3<’ 4,5 - 0.060 5 — 0.150 5~5 0,091)' b , -0,160 о" 5“ Г оно' 7 1 —0,190 8~ 1 —0,160 10 1 —0,250 Доплскна 1 5^ 5^ I биение рош- 1 “ о 1 S ьа 11:1)1 ша’ 1 о о о о о рииа по вна- , | динам зубцов! Допуск н ние осное от теоре ио раио- чем сто- роне — 0,030 — 0,045 — 0 060 а отклоне- иого шага тического по нера- бочей стороне - 0.045 — 0,060 — — 0,080
146
Британский стандарт для шестерен с прямыми и винтовыми зубцами
Т а б i и ц а 31
Формулы для допусков на шаг и на профиль зубцов шестерни Допуск на точность
Класс Oik точение шага в соседних зубцах Накопленная ошибка
ТОЧНОСТИ [ ДЮЙМЫ | ии ДЮЙМЫ м ч профиля
А 0 0005 1 f j002 j 0 0005 / 0,г’0ь2° 0 0001L °"01'- 0 0001 L 0 4380 0,00051
В 0 00002 d 0,000т t I Out Q 000CP d ^' ’*0Q4 t + 0,02э4 0 0002 Л 0,0|Р 0,0002 L 0 4108 0,001 t
С 000002d о, 0 0 0 t о it q 00002 d & *'ъ * ’+’ ° Q 8 0,0003 L+° 001 OOOibL М018 0,0021
Бо льшие шестерни внутреннего зацепления (долбле- ные) О or004 d 'OH • । ltlll 00СЮ041Г" "H1 1 "’10tb 0 0003L 0,°"4 0 000 1L и 1П16 0,002 i
I П р и 1 е ч а и 1 е Здесь t —шаг зацепления в дюймах и в «н,
d — диаметр начальной окружности шестерни в дюймах и в мч,
L —длина дуги по начальной окружности, на которой замеряется нам птснная сшибка
Британский стандарт для шестерен с прямыми и винтовыми зубцами
Таблица 32
Форм} 1ы Х1Я допусков на толщину зубцов
Наибольшее отклонение от номинального размера Наименьшее отк юнение от номинального размера
Kii'C точности --------------------------------.-------------------------- —-------------------------------------------------
дюймы мм . дюймы ин
A 0,0002dT°,0°33 0,0002 d~ " ’°ч 9 0,00015 d" ° 093 OOOO15d+0,0°08
В 0,0002 d9 0,0030 0 0002 d~ °’1,49 0,00015 dt0,n"3 0 00015d 0,0508
С 0 0003 d~0,005 0,0003 d+ ° 127 0,00015d 0,003 0 00015 d+0,0o0s
Щесг’рни д 1Я секундj- i меров 0 0001 <T, 0’°01- 0,0001 d^0,0*4’ 0,000075 d’0,0"1 0 000075 d^°’02oi
| Внешнею цля муфт , зацепления 0,0002 d~v°’0035 0,0002 d 0,089 0,00015 d70’"93 0,00015 d 0,0008
сцепления Внутреннего 1 зацепления 0 0007 d+0,01 0,0007 d+0,2°4 O,OOO5d+0,006 0,0005 d+0,1 °2 4 »
Примечание. Здесь d—диаметр начальной окружности шестерен в дюймах и в MM.
&)Мт'анские стандарты основной рейки для обработки зубцов Представлены
на фиг. 121 и 122.
Форма впадины у основания зубца по британскому стандарту близка к полу-
окружности. Такая форма, несмотря на некоторое увеличение глубины впадйНы
по сравнению с обычной, увеличивает у зубца сопротивляемость усталости.
Для зубцов шестерен, работающих с большими окружными скоростями,
необходимо стремиться к возможному уменьшению ошибки в шаге, чтобы избе-
жать возникающих при неправильном шаге больших напряжений.
Эксцентричность шестерен в работе должна быть минимальной, так как в про-
тивном случае при значительных числах оборотов появляются напряжения,
вызываемые ускорениями. В этом случае величина возникающего напряжения
пропорциональна числу оборотов шестерни в минуту.
Фиг. 121. Британский стандарт основ-
ной рейки для обработки профиля зубца
е углом зацепления 20°, для точности
обработки по классу А (размеры в до-
лях шага зацепления /).
Фиг. 122. Британский стандарт основной рейки
для обработки профиля зубца с углом зацепления
20°, для точности обработки по классам В и С
(размеры в долях шага зацепления /).
Чтобы удовлетворить высоким требованиям, предъявляемым к шестерням,
при их изготовлении необходимо соблюдать следующие условия:
1. Точность станка, на котором производится изготовление такой шестерни,
должна обеспечить возможность выполнения обработки по требуемому классу
точности.
2". Рабочий инструмент должен обладать большей точностью, чем изготовляе-
мая шестерня.
3. Установка изделия на станок для обработки и контроль изготовленных ше-
стерен должны быть рассматриваемы как весьма ответственные операции.
Ошибки, полученные в отдельных элементах шестерни, зависят от того,
с какой точностью (с каким допуском) они могу г быть изготовлены.
Зацепляющиеся шестерни должны работать плавно, без толчков и вибрации
и не вызывать шума. Эти требования удовлетворяются точностью изготовления
v и монтажа. Однако при наличии больших окружных скоростей и больших нагру,-
’ з1Ж абсолютно бесшумной работы достигнуть все же не удается даже при соблю-
<Йёнии этих условий.
Большей шум при pa6oie шестерен всегда является результатом каких-ни-
будь ошибок при изюговлении или ущановке.
Изменяющийся по своей силе шум указывает на неправильность зацепления,
котораяможет быть результат ом: неравномерности шага, неправильности формы
зубцов, „пер,е^£цщ1сти нагрузки, изгиба валов.
Ошибка в шаге зацепления есть разница между действитель-
ной и требуемой величинами шага зацепления. Эта величина замеряется при по-
мощи обычных приборов, предназначенных для этой цели.
Ошибка в шаге по делительной окружности (меньшая, чем ошибка щага за-
цепления) есть разница между требуемой и действительной величинами шага,
который замеряется по делительной окружности, имеющей своей осью ось ше-
стерни, т. е. в таком положении, в каком шестерня будет находиться при эксплоа-
тации. В этом случае учитывается влияние возможного биения.
148
На практике измерение нкпа ио чачалыиокружности производят редко,
ограничиваясь проверкой шага зацепления, плавности хода и формы зубца.
Для наглядного представления о величине ошибки шага обычно составляют
таблицу или график, на основании которого принимается решение о возможности
допущений шестерни в эксплоатацию.
Шаг зубца должен быть одинаков для всех зубцов каждой шестерни. Если
основной шаг ведущей шестерни больше основного шага ведомой шестерни, то
зацепления следующей пары зубцов не наступит до тех пор, пока предыдущая
пара зубцов не выйдет из зацепления.
При неточности шага в шестернях с прямыми зубцами имеет место,удар зуб-
цов при входе в зацепление или при выходе из зацепления.
В шевронных шестернях зубцы соприкасаются отдельными участками, вслед-
ствие чею упругость их выше, чем прямых зубцов, соприкосновение которых
происходит по всей линии образующей зубца. Поэтому ударная нагрузка шеврон-
ных шестерен меньше ударной нагрузки шестерен с прямыми зубцами.
Ошибки шага влекут за собой износ зубцов. Избежать их полностью, даже
при большой тщательности изготовления, не удается; поэтому стремятся таким
образом разложить эти неизбежные ошибки, чтобы они оказывали минималь-
ное влияние при работе.
При неправильной толщине зубцов шестерен зазор в зубцах может полу-
читься либо чрезмерно большим, либо чрезмерно малым. В этих случаях работа
зацепляющихся зубцов будет неправильной и обычно сопровождается своеоб-
разным шумом.
О hi и б к а в про ф иле зуб ц a ecu, расстояние между двумя эволь-
вентами, построенными па основной окружности, центр которой совпадает с осью
шестерни, и проходящими через крайние точки действительного профиля зубца
в пределах области контроля.
Ошибки профиля складываются из неправильности основной окружности и
неправильностей самого профиля.
Отступления от правильного профиля (ошибки профиля) зубцов влекут за
собой изменение окружной скорости ведомой шестерни.
Неправильность и шероховатость рабочих поверхностей зубцов, главным
образом, порождают шум в шестернях, вызывают неспокойную работу и увели-
чивают износ. Иногда незначительную шероховатость удается уничтожить пу-
тем приработки шестерен, по нужно следить за тем, чтобы при этом не нарушить
правильности профиля рабочих поверхностей. Более крупные неровности тре-
буют слишком длительной «приработки» впиогь до порчи профиля. Иногда в те-
чение процесса приработки первоначальные неровности не только не уменьшаются,
а, наоборот, увеличиваются.
Большие отступления от правильно) о профиля вызывают при работе возник-
новение удара в зубцах.
При проверке иравилыичли рабочею профиля зубцов за базу выбирается
основная, окружность шестерни.
В шестернях эвольвентного зацепления ошибка как в самом профиле, так и
в расположении зубцов приводит к ошибке в величине основного шага.
О ш и б к а в о в р а щ е н и и и о кругу есть биение по окружности
замеренное в зацеплении или по какому-нибудь вращающемуся совместно кругу.
На величину этой ошибки влияет неравномерная величина впадин и толщин
зубцов, кот орые ограничены своими дойусками и допуском на шаг. При одинаково
высоких точное)ях обеих сторон 'зубца (рабочей и нерабочей) ошибка во враще-
нии по кру) у уменьшается, так как допуски па величину впадины и толщины
зубцов ставятся в более узкие пределы.
Основная окружность эвольвептных профилей шестсрени должна быть,
насколько возможно, колцептричва с ее осью вращения.
Эксцентричность начальной окружности относительно оси вращения ше-
стерни, вообще говоря, не является особенно опасным дефектом, так как вызы-
ваемые при этом изменения скорост и мало влияют на прочность зубцов, порождая
лишь пульсирующий шум; но при недостаточной продолжительности зацепления
и меняющейся нагрузке эксцентричность, креме того, вызывает удар, характери-
зующийся стуком.
149
' О щ и б к'а й направлении зубца есть отклонением зу4ца по«ш>
длине от правильного направления. Эта ошибка обнаруживается путем промеров-
зубца, произведенных в двух (или нескольких) находящихся на некотором, рас-
стоянии Друг от друга плоскостях, перпендикулярных к оси вращения ше-
стерни.
(Валы, на которых монтированы зацепляющиеся шестерни, должны быть па-
раллельны. При монтаже дефекты в направлении зубцов и непараллельность осей
вращения шестерен обнаруживаются проверкой по краске.
Точное расстояние между осями шестерен для эвольвентного профиля зубцов
имеет второстепенное значение; гораздо опаснее,перекос осей вращения зацеп-
ляющихся щестерец. Шестерни должныустанавлйваться’на валах не возможности
%!ЯЯ$Гк~ опорам валов; следует избегать устанавливать шестерни по середине
длинного вала с недостаточным числом его опор или на консольном конце вала,
значительно выступающем за подшипник.
В работающих шестернях рассмотренные выше отступления (ошибки) од-
ного элемента мо!ут компенсироваться ошибками другого, и, 'наоборот,
не исключена возможнось суммирования ошибок нескольких элементов. Поэтому
возникающие в работе шестерен шум и дефекты объясняются не ошибкамГг’от^'
Д&ЖЙЙх"элёментов, а влиянием всех'или нескольких ошибок одновременно.
2. МЕТОДЫ МЕХАНИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ ШЕСТЕРЕН
Шестерни нарезаются различными методами. Каждый из них имеет свои
особенности и требует различною инструмента для нарезания зубцов.
Для нарезания зубцов цилиндрических шестерен основными методами яв-
ляются следующие-
1) фасонное фрезерование зубцов модульной дисковой или модульной конце-
вой фрезой;
2) обкатывание червячной фрезой;
3) обкатывание режущей рейкой (гребенкой);
4) обкатывание режущей шестерней (долбяком)
Для нарезания конических шестерен с прямыми зубцами применяется метод
обкатывания прямобочными резцами, осуществляемый, например, на станках
Рапид, Глисон и Рейнекер
Наиболее употребительными в авиационном моторостроении и обеспечива-
ющими наибольшую точность при механической обработке цилиндрических ше-
Утерей являются методы обкатывания режущей рейкой и режущей шестерней.
По методу обкатывания шестерен режущей рейкой работают станки типа Мааг,
Паркинсон и др. По этому методу производится обработка шестерен как с пря-
мыми, так и с шевронными зубцами. Прямолинейное очертание режущих реек
позволяет изготовлять их с большой точностью (до 0,002 мм), что в свою очередь
обеспечивает высокую точность механической обработки зубцов нарезаемой
шестерни.
Для достижения большей точности сначала нарезают зуб «черновой» рейкой
(обдирка зубца), а затем окончательно доводят его до нужных размеров, пользуясь
для этого «чистовой» рейкой, которая режет только боковыми сторонами профиля,
не трогая дна впадин зубцов
По методу обкатывания режущей шестерней работают станки типа Феллоу.
Метод позволяет нарезать шестерни как с прямыми, так и с косыми винтовыми
зубцами. Точность обрабатываемых шестерен несколько ниже, чем при обработке
режущей рейкой, вследствие трудности точного изготовления инструмента с кри-
волинейными очертаниями. Применение режущей шестерни позволяет с доста-
точной точностью нарезать шестерни не только наружного, но и внутреннего за-
цепления.
За последнее время создалась новая отрасль технологии, занимающаяся во-
просами окончательной обработки и отделки шестерен с целью гарантировать их
наибольшую возможную точность Современные методы обработки на новейших
<|рецизионных станках позволяют обрабатывать зубцы шестерен с точностью
По шагу и профилю до 0,0025 мм
150
Для получения необходимых точностей в быстроходных шестернях и для уве-
личения их надежности в работе зубцы после операции чистовой нарезки на зубо-
долбежных станках проходят обычно еще некоторые дополнительные операции
окончательной обработки (доводки) рабочей поверхности зубцов. К методам
окончательной обработки относятся: шевинг-процесс, шлифовка, притирка
(лапинг-процесс) и хонингование.
Шевинг-процесс состоит в соскабливании тонкой волосообразной
стружки с рабочей поверхности зубца сырой шестерни, чем достигается повыше-
ние точности и улучшение поверхности. Процесс осуществляется на специальных
станках специальным инструментом, именуемым ш е в е р о м; последний в за-
висимое! и 01 конструкции станка может иметь вид рейки или шестерни.
Принцип шевинг-процесса заключается в том, что между зацепляющейся
шестерней и шевером имеет место относительное скольжение, вследствие чего
режущие кромки зубца шевера снимают топкую стружку с рабочей поверхности
зубца обрабатываемой шестерни. Достигаемая при этом процессе в настоящее
время точность по профилю, шагу и эксцентриситету составляет + 0,0025 мм.
Точность профиля зубца после шевингования лежит в пределах от 0,010 до 0,020 мм
для прямых зубцов при биении начальной окружности шестерни от 0,01 до 0,02 мм
и в пределах ог 0,005 до 0,010 мм для шевронных или винтовых колес при биении
начальной окружноеги ст 0,004 до 0,010 мм. Эта точность, естественно, несколько
изменяется после проведения термообработки.
В практике заграничных заводов шевинг-процесс применяется также для ше-
стерен, которые подвергаются цементации, закалке и азотированию. В этом слу-
чае применение шевинг-процесса гарантирует шестерню от ошибок механической
обработки; шестерня страдает лишь о г ошибок, полученных ею в результате
термических обработок.
Шлифов к а является наиболее испытанным и надежным методом окон-
чательной отделки рабочих поверхностей зубцов шестерен. Зубошлифовальные
С1анки автоматически образуют теоретически правильный профиль рабочей по-
верхности зубца, снимая при этом любой припуск с обладающей большой твер-
достью поверхности зубца. Зубошлифовальные станки, работающие по методу
обкатки, обеспечивают точность до 0,0025 мм; при этом обеспечиваются также
совершенно однородные и падежные результаты обработки.
Л а п и и г - п р о ц е с с, или притирка шестерен, применяется для обработки
рабочих поверхностей с высокой твердостью. Этот метод заключается в создании
искусственного износа зубцов шестерен с помощью специального притира. В ка-
честве притира служат шестерни одинакового с притираемой модуля, изготовлен-
ные из серого чу1уна с твердостью по Бринеллю 160 — 180, при обязательном
применении порошкообразною абразивного материала.
Толщина зубца притира делается обычно несколько меньше (на 0,08—0,06 мм)
толщины зубца притираемой шестерни. Число зубцов притира желательно иметь
равным числу зубцов шестерни, с которой будет зацепляться в работе притирае-
мая шестерня.
Притирка является более тонким процессом, чем шлифовка, так как в этом
случае рабочим поверхностям зубцов придается гладкая и блестящая поверх-
ность и обеспечивается их большая точность. Это отнюдь не значит, что притирка
заменяет шлифовку: притирка дополняет шлифовку и проводится обычно после
нее. Для получения хороших по точности результатов при помощи притирки
требуется однородность материала шестерни.
При проведении процесса притирки имеет место в известной степени поверх-
ностное насыщение обрабатываемого материала крупинками абразивного мате-
риала, вследствие чего в дальнейшем возможен преждевременный износ рабочих
поверхности!! зубцов.
X о нии I -процесс ось тдаст перед притиркой тем преимуществом,
что он не требует однородности материала и наряду с высокой точностью и хоро-
шим качеством поверхности не засоряет обработанной поверхности частицами
абразивного материала. Хонингование, исправляя искажения, полученные при
термической обработке, обеспечивает точность в пределах 0,01—0,02 мм.
При хонинг-процессе рабочий инструмент (хон) выполнен из абразивного
материала.
151
3. МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРОВ
- % Материалы, применяемые для изготовления деталей авиационного мотора
ц редуктора, должны обладать максимальной прочностью,' большим сопротив-
лением усталости, высоким пределом упругости.
Валы шестерен редуктора, подверженные значительным нагрузкам (круче-
ние; изгиб и растяжение), втулки винта и некоторые другие детали изготовляются
из хорошо прокованных поковок (свободной ковки или штамповки) из термо-
обработанной хромоникельмолибденовой, хромоникельвольфрамовой или хро;
моницелевой сталей.
После окончательной термообработки материал детали должен удовлетворять
примерно следующим требованиям:
сопротивление разрыву.
предел текучести:
относительное удлинение:
сопротивление удару:
аь 90 кг1мм2\
’> 80 кг/мм2'.
6 > 12%;
А > 9 гк/см2
Для достижения поверхностной твердости, необходимой для надежности ра-
боты зубцов шестерен редукторов, в настоящее время применяются два способа:
1) цементирование с последующей калкой и 2) азотирование.
Шестерни, работающие с большими удельными нагрузками, изготовляются
f из цементирующихся сталей, содержащих хром и не менее 4% никеля. Меньшее
!! количество никеля, особенно при неудачной форме деталей, может вызвать ко-
робление, поводку шестерни при уалке, даже при применении для этой операции
специальных приспособлений. Поэтому для венцов шестерен, не обладаю-
щих вследствие своей конструкции достаточной жесткостью, приходится при-
менять^ ста ль, содержащую никеля не менее 4,2%, хрома 0,6% и углерода макси-
мально 0,12%.
Поковки или штамповки для шестерен должны быть изготовлены таким об-
разом; чтобы было обеспечено правильное (согласованное с конфигурацией бу-
дущей готовой детали) расположение волокон в металле, обеспечивающее необ -
ходимую надежность и прочность, и чтобы волокна при обработке по возможности
не перерезались.
Цементированная (насыщенная углеродом) зона в окончательно обработан-
ном виде деталей должна быть глубиной в 0,6 ч- 0,8 мм. Твердость цементирован-
ного слоя готовой детали обычно бывает в пределах 58 60 по Роквеллу»
(шкала С). В цементированных цилиндрических с прямым зубом шестернях ра-
бочие поверхности зубцов для получения большей точности зацепления обычно
•/подвергаются шлифовке.
В цементированном изделии очень большое значение имеет прочность связи
наружного цементированного слоя с сердцевиной изделия; связь эта необходима
для устранения появления трещин в цементированном слое и для предохранения
?его от откалывания, которое при отсутствии тако"й связи иногда имеет место во
время калки, шлифовки и в процессе работы. Чем меньше разница по содержанию
углерода в наружном цементированном слое и в сердцевине и чем равномернее
понижаются содержание углерода и твердость в направлении от наружного слоя *
к сердцевине, тем прочнее связь цементированного слоя с сердцевиной и тем ра-
ботоспособнее деталь. х
Если в процессе работы деталь кроме износа подвергается также изгибающим
усилиям, то глубина цементированного слоя не должна превышать 10% попе-
речного сечения. Благодаря цементированию прочность металла значительно
повышается, но зато удлинение уменьшается. Цементирование иногда приме-
няется для повышения механической прочности. j
‘ Для деталей, подверженных ударным нагрузкам (зубчатые колеса), наряду
. с высокой твердостью рабочей поверхности пауглероженного слоя требуется
наличие мелкозернистой и вязкой сердцевины. Это достигается специальной-'
' термообработкой (двойной закалкой). .
Температурный режим в процессе цементирования имеет очень серьезное [.
значение. При относительно быстрых повышениях температур во время цемента-?,-
рования получается слишком резкое разграничение науглероженной и ненй*’))
углероженной зон, вследствие чего появляются закалочные напряжения, поро-
ждающие отслаивание. Нужно стреми!вся к получению постепенного плавного
перехода от одной зоны к дру! ой. Такое же явление имеет место при колеблющихся
температурах при проведении цементирования. Весьма существенно влияет на
стремление отслаиваться плохое качество или слишком большая активность
карбюризатора.
При закалке цементированных деталей возникают большие поверхностные
напряжения, которые ведут к короблению. Во избежание коробления следует
применять высоколегированные сорта сталей.
Сильный износ получается в результате малой глубины цементированного
слоя. Мио! олегние опыты указывают на то, что зубцы шестерен, которые подвер-
жены действию изгибающих или сжимающих усилий, при недостаточной глубине
цементированного слоя, несмотря на наличие вязкой сердцевины, разрушаются.
Надо полагать, что '.ио происходит от того, что действующие на зубцах усилия
вызывают такую деформацию сердцевины, которую цементированный слой
может выдержать юлъко в ограниченной степени: он дает трешины, и зубцы по-
с-'спспио разрушаются. Иногда же цементированный спой сперва вдавливается
в мятую сердщгипу, а позднее отслаивается. Если при этом цементированный
слой был достаточно !лубок, то, следовательно, сердцевина получалась недо-
статочно вязкой.
Глубина цементированною слоя обычно не превышает 1,0—1,5 мм для де-
юлей средних размеров при условии, что в окончательно обработанном виде
I чубина цементации будет иметь колебания в пределах 0,8—1,2 мм, а иногда
даже меньше.
Закаленная yiлеро щетая сталь практически обладает'вполне достаточной
твердостью уже при сошржапии углерода в пределах 0,7—0,8%. Во избежание
появления чрезмерной хрупкости общее содержание углерода в наружной 1асти
цементированною слоя нс должно превышать 0,8 --0,9f%, (эвтектоидного состава).
Перед цементацией те места, которые не должны закаливаться, защищают
слоем меди. Часто дня этой же цели при механической обработке, предшествую-
щий операции щ мент ацил, оставляют припуск, который затем перед калкой уда-
ляю!, вследствие чего деталь в этом месте получает твердость сердцевины.
Твердость сердцевины цементированных деталей обычно выдерживаеiся
в пределах 32—40 по Роквеллу. Твердость поверхностного слоя должна быть не
ниже 00 но Роквеллу при глубине цементированного слоя в пределах 0,65—
0,90 мм.
Кроме общеириншых в практике производства проверок размеров, тверщ-
стей, правильности монтажа н пр. производится еще проверка наличия трещин
в окончательно обработанной шестерне на приборе «Магпофлукс», принцип ря-
бо ня которого заключается в следующем.
Намагниченная шестерня кладется в ванну, содержащую окись железа.
1 1алпчие трещины вызыва» г усиление магнитного поля в месю дефекта, и частицы
окиси железа прит>и пвакися туда, образуя толстую черную линию, ясно выделя-
ющуюся на полированной поверхности.
Приведем примерный порядок и.чотопления шестерен с прямыми зубцами из.
цементируемой стали ХН1:
1. Ковка или штамповка.
2. Нормализация, испытание на твердишь и осмотр.
3. Предварительная i рубая механическая обрабсгка.
4. Нормализация.
5, Обработка с припуском па тех участках, которые не должны быть заце-
ментированы. Обработка с припуском на шлифовку там, i/,e необходима цемен-
тация.
6. Окончаклыюе нарезание зубцов с припуском на шлифовку или притирку.
7. Цементация.
8. Удаление обточкой щмепшроланпоп поверхности с участков, которые
не должны закаливаться.
9. Закалка в масле после ши рева до 780°.
10. Отпуск в масляной ванне 140 -150° в течение 15—30 мин.
11. Обдувка песком is испытание на irnpioui.
12. Окончательная шлифовка отвериия, юрцов и втулки.
13. Шлифовка или притирка зубцов.
14. Окончательный контроль.
При процессе азотирования сердцевина изделия сохраняет присущие дан-
ному сорту стали механические качества, так как диффузия азота имеет место
лишь в наружном слое. Перед азотированием те места, которые не подлежат
насыщению азотом, защищают слоем никеля или олова; из практических опытов
можно заключить, чт о слой олова в этом случае является более надежной защитой.
Азотирование имеет некоторые преимущества перед цементированием:
1. При азотировании практически не бывает коробления (так как процесс
проходит при темпера:урах около 500Щ);
поэтому процессу' азотирования могут 1200 \ ' 1 j
подвершться дшали с резкими нерехо- - - -7--------
дами и невыгодной для цементирования '______________1
и калки конфш у рации. Вследствие .по! о / | Г
шлифовка деталей после их аюшрова- | \ 7 1
ния не обязаге п>на. Ада , А ——4---------1 t -i--|—
Расстояние осп поверхности в ече
Фиг 124 Твердость по Виккерсу в стальных
дета 1ях в зависимости от изменения глубины
иод поверхностью.
1 -г hi азо шрог.шпого с юн, II—для ц< мсптпроваи-
11,11 II 1 1Ь i.ll'IIHOl о < .11'3
Фог. 123. Изменение гнерюсш азотиро-
ванного слоя бо 1Ьшои ineciepiin редук-
тора в зависимости ог температурь!
нагревания.
2. Бо юе высокая поверхностная гвердоыь слоя, дохоуящая до 1000—1100
по Бринеллю (71—73 по Роквеллу, шкала С), по сравнению с цементированным
слоем, твердость коюрого не превосходит 580 —620 по Бринеллю (58—60 по Рок-
веллу, шкала С), и вследствие этого бо пяная сопротивляемость изнашиванию
и истиранию
3. Имеющие место при процессе а «пирования деформации (набухание) мо-
гут быть заранее достаточно точно определены на основании опыта и учтены
при проведении процесса механической обработки.
4. Устойчивость поверхностной твердости до температур 500 - 550 (фн1. 123).
Глубину азотированного слоя обычно задают в пределах 0,3 0,5 мм в ю-
товом изделии.
В качес!ве материала для дотированной детали применяется обычно спе-
циальная сталь с содержанием около 1"„ алюминия.
Если изделия при работе подвержены высоким поверхностным давлениям,
io предпочтение нужно опции цементированному слою. По опытным данным дав-
ление на поверхности в случае азотированною слоя не должно быть выше
7000 кг/см2 3 4. Хорошие резулышы при дотировании дают стали, содержащие
такие элементы как Mo, V. А1. Сг; при этом азотированный слой надежно дер-
жится на опюешельно мят кон серщевипе и не проявляет опасной тенденции
откалываться. Нужно имть в ни ту, чю чем опаснее для работающей детали
явление продавливания, тем толще должен бьпь азотированный слой и тем тверже
должна быт 11 сердцевина ичелия.
Для уменьшения хрупкосш азотированною сюя нрибыаюг к «двойному
азотированию» («дун юкс-процссс»; с последу ютим медленным отпуском при тем-
пературе около 580 Такой процесс обеспечиваем относительно более глубо-
кое диффундирование ншридоч.
V Сравнительные ориентировочные изменения твердости ио глубине цемент»-'
. :рованного и азотированного слоев приведены на фиг. 124. Цементированный и
азотированный слои, расположенные в зонах концентрации напряжений, блаГо-
Лриятно влияют на повышение прочности, ослабляя, а иногда и полностью устра-
няя (при азотировании) влияние концентрации напряжений. - .
Требования к применяемым в авиационном моторостроении материалам, и
их свойства приведены в табл. 33.
4. ВЫБОР ВЕЛИЧИНЫ ДОПУСКАЕМОГО НАПРЯЖЕНИЯ В МАТЕРИАЛЕ ЗУБЦОВ
ШЕСТЕРЕН РЕДУКТОРА
До настоящего времени при расчетах деталей машин/в том числе и деталей
редуктора авиационных моторов, применяются методы, не отражающие распре-
деления действующих напряжений. Такое положение вещей объясняется недо-
статочной изученностью условий нагрузки и характера работы самого материала
в деталях. Несовершенство современных методов расчета деталей машин застав-
ляет прибегать в большинстве случаев к назначению «запаса прочности». При
назначении рабочих напряжений либо делят на величину «запаса прочности.»
показатели механической прочности материала, либо умножают на нее расчетные
усилия. Допускаемые напряжения в деталях надлежит выбйрать с учетом всех
влияющих на них факторов. В качественных сталях особенно сильно сказывается
состояние отделки поверхности. Выбор «запаса прочности» представляет значи-
тельные трудности;е?о приходится устанавливать на основании статистики экспло-
атации (аварийности) и опытных испытаний специальных конструкций. Рост
требований, предъявляемых к качеству конструкции и к ее надежности, наряду
с необходимостью уменьшения веса привели к необходимости применения высоу
кокачественных материалов и к дальнейшему изучению и уточнению расчетов.
Элементарные методы сопротивления материалов оказываются недостаточ-
ными, чтобы составить представление о напряжениях материала и их распреде-
лении в местах приложения нагрузки. То же относится и к случаю, когда де-
таль имеет конфигурацию с резко изменяющимся поперечным сеченйем, когда
налицо малые радиусы закруглений, острые углы, подрезы, глубокие риски и пр.
В этих случаях задачи определения действующих напряжений решаются при
помощи теории упругости.
Характеристикой материала стали служат обычно механические свойства,
к которым относятся:
1. Временное сопротивление или предел прочности <зь кг/мм3. Для прибли-
зительных расчетов можно полагать (см. табл. 33), что для никелевых и хромо-
никелевых сталей временное сопротивление разрыву аь = 0,34 Нв (^в —
число твердости по Бринеллю).
2. Предел текучести as кг/мм2', нижний предел текучести принимается \да ос-
нову при выборе допускаемых напряжений в сталях.
3. Предел упругости <зв кг/мм2.
4. Предел пропорциональности <зР кг/мм2.
5. Поперечное сжатие (сужение) <1>%.
б. Удлинение 3%. *
7. Твердость.
8. Сопротивление на удар А кг.м1см2.
Удельная вязкость, или ударная вязкость, определяется ударным испыта-
нием надрезанного образца на излом. Работа в.кг-м, затраченная на излом,
отнесенная к 1 см2 площади излома, представляет удельную вязкость в кг-м/см2.
9. Предел усталости или предел выносливости при изгибе кг/мм2 — пре-
дельное напряжение, которое материал (сталь) может выдерживать, не разру-
шаясь, подвергаясь при этом воздействию достаточно большого числа циклов
перемен нагрузки. Для таких материалов, как сталь, предел усталости с доста-
точной для обычной практики точностью выявляется уже при числе циклов <
перемен нагрузок, равном 10 000 000. Но при наличии закаленных поверхностей^
, зубцов с твердостью поверхностного слоя по Бринеллю 400 и более предел устд--.
лости .материала поверхностного слоя продолжает довольно существенно
цщться с увеличением количества перемен нагрузок и за пределами 10
Циклов перемен нагрузок.
Й
’ № по порядку
Таблица 33
Спецификация некоторых сталей, наиболее употребительных для деталей редукторов авиационных моторов
Марка Химический состав, % Термообработка Механические качества после термообработки Применение Для цемен- тируемых шестерен Для азоти- руемых шестерен и валов
i ГУАП X 1 О I I 2 ! ГО 4 1Л j S® J о углерод i g? j кремний 3: 1 марганец . i 1 । ел ! сера фосфор i । хром 1 ( никель | 1 вольфрам ] । < ' ванадий j 3 j молибден | ф . 1 ~ 1 алюминии | темпе- ратура закалки °ц и среда темпе- ратура отпуска °Ц 150—170 временное сопро- 1 тивление оь ' кг{ммг [ предел текучести | cs / •KifMM* 1 :ительное и|ние В, % эечное ежа-] 1 ударное сопро- 1 — , кам ' — 1 тивление А, твердость по Бринеллю
диаметр i отпечатка мм 1 । число твер- дости при I 10/3000/30
р| Ni А1 1 относ j удли! I и i nonej । ® j тие ср
XHI 0,17 0,37 0,25 0,55 0,030 0,035 0,60^ 2,75‘ — 0,90 3,25' — — 760—860 Масло 100 80 11 3,55 3,10
ХМ1 35 ХМЮА 18ХНВА 0,10 0,16 0.10 0,16 0,35 0.20 0,50 0,030 0,030 0,75 1J0 3.401 4,00 — — — — 760—800 150-170 100 80 9 55 9 3,55 3,10 293 388
И114 0,17 0,37 0,25 0,55 0,30 0,60 0,25 0,55 0,030 0,035 1,35 1,65 4,10 0,80 4,60’ 1,20 „„„ »f5 — 950-850 Воздух Г50—170 100 75 12 50 12 3,30 > 341
хМаз 53А1 53А2 ХНВ 0,30 0,38 0.15 0,22 0,20 0,30 0,33 0,41 0,17 0,37 0,17 0,37 0,40 0,40 0,030 0,035 1,35 1,65 0,40 — — 10,40 ,0,60 0,75 1,25 950 Вода 600-670 Масло 100 85 95 85 15 50 9 3,60 3,40 285 321
0,030 0,035 0,030 0,030 1,35 1,65 1 4,100,80 (|1и 4,60. 1,20 и 1 ' 0,25 0,45 — 950—850 Воздух 850 Масло 820 Масло 150—170 500—550 520-600 Масло 500-560 Масло 120 110 i 10 ! 12 ( । ~ 1 12 10 1 45 50 50 50 30 40 10 12 3,25 3,05 3,40 3,10 352 401 321 388 321 363 352 416
0,25 0,50 0,25 0,50 0,025 0,030 1,30 1,70 1,20 1,60 ' 4,00 0,80 0,25 4,70 1,20 11Л 0,45 1 1 — ПО 115 95 100 9 6 3,40 3,20 3,25 3,00 Для валов Для втулок винта я иногда для шестерен
ХН4 Х5ВА 3,00 3,701 1 ' ;о,1’ (о,з ( [о,зс
0,45 0,55 0,40 0,6 1 0,035 0,035 1 0,75 1,10 — 840—860 370—420 в течение 2 час. 150 ( 3,08 2,79 393 481 Для пружин *ГТГ~“
«г
Д' ' / л?1-? ч
данных практики для шестерен со с^ал^ными можй>
«Оть. Цринято*следующее соотношение между допускаемом. напряжением по-
А$фййти материала зубца на смятие <зсм и временным сопротивлением <зь в за-
> |ЙСИМОсти от числа циклов перемен нагрузки
Фиг 125 Допускаемое напряжение смятия гсч в зависимости от числа циклов
перемен нагрузки для сталей разной твердости Цифры означают числа твер-
дости по Бринетлю
Пример подобной зависимости для напряжения смятия приведен на фиг. 125.
Можно принимать с достаточным для практических целей приближением, что
для сталей предел усталости на растяжение составляет от 35 до 50% величины
временного сопротивления разрыву, т е
^тпст-сжа^ _ 0)35 __ 0;50j
СЬ
где Эраст — сжат — предел усталости стали на растяжение — сжатие кг! мм2
Прибавление кетали некоторых элементов значительно облагораживает струк-
туру такого материала и увеличивает его способность противостоять знакопе-
ременным напряжениям Отношение предела усталости к временному сопро-
тивлению для легированных сталей колеблется в тех же пределах, и в отличие
от обыкновенных углеродистых сталей тепловая обработка легирова
лей в общем не повышает этого отношения Обычно в практике эти механические
качества принято указывать для случая растяжения (см табл 33)
Для соотношений между одноименными физическими величинами для случаев
растяжения и сжатия нет установившихся твердых цифр, но для целей практи-
ческих расчетов можно с достаточной уверенностью допускать, что сопротивле-
ние стали на сжатие практически то же, что и на растяжение Между пределами
усталости на растяжение — сжатие и на изгиб может быть принята такая зави-
симость
_гРаст-С1ат_==0б0_080
п/
t i 10. Между сопротивлением сталей на растяжение, сжатие и срез может быту
установлена определенная зависимость. Для соотношений между WJlAfe4
• ншй одноименных напряжений для среза и растяжение, на основании приме-
нения энергетической гипотезы Мизеса-Гемки (Mises-Henky), которая хорошо
* подтверждается испытаниями, выявилось, что величина напряжений для случая
, среза составляет* 57% от величины таковых для случая изгиба.
При наличии в материале «сложных напряжений» можно полагать, что как
для мягкой стали, так и для сталей с высоким содержанием углерода предел
усталости при переменном кручении ок
равен приблизительно 0,57 величины
предела усталости при изгибе. Числен-
ные значения различных напряже-
ний для хромоникелевой 'стали в за-
висимости от твердости, представлены
на фиг. 126.
Допускаемые напряжения в этом
случае определяются по пределу уста-
лости при переменном кручении аи .
Предел усталости устанавливается
испытанием материала под перемен-
ной нагрузкой с симметрично изме-
няющимся циклом нагрузки
Между пределом усталости на
изгиб <3j и пределом усталости на кру-
- з,. существует такая зависи-
изгиб
чение
мость
— = 0, 575-г-0,03.
Указанные зависимости для пре-
делов усталости пригодны только для
приближенных расчетов. Для полу-
чения надежных результатов необ-
ходимо проводить соответствующие
испытания на усталость.
При соприкосновении зубцов меж-
ду собой под влиянием силы, действу-
Фиг. 127. Схема распределения напря-
жении смятия на площадке контакта. ,
Фиг. 126. Изменение механических свойств ' 7
хромоникелевой стали типа ХНЗ в зависи-
мости от числа твердости по Бринеллю
I—временное сопротивление разрыву, II—предел
Текучести при растяжении, III—предел пропор-
циональности при растяжении, IV—срезывающее
напряжение, V—вероятный предел усталости при
изгибе, VI—предел усталости при < peat
ющей в данный момент на зубцы, имеет место деформация рабочих поверхностей
зацепляющихся зубцов. Принято полагать, что на образовавшейся от дефор-
мации площадке силы распределяются по закону эллипса.
Согласно теории Герца, наибольшие напряжения .смятия на площадке кон-
такта получаются в середине площадки из уравнения площади эллипса (фиг. 127).
Тогда общее усичие по всей площадке контакта будет:
/ Р = Ртах Ь KZ,
Откуда:
1 = 4 Ртах — P’s KZfCM,
488 '
тогда наибольшее напряжение смятия:
Л.,ак - 1,272 кг/слг,
Iде Ь} —ширина полоски контакта, см;
b — длина полоски контакта, см;
— усилие, приходящееся на единицу длины полоски контакта, ‘кг/см^
По мнению Шмиттера (Shmitter), основанному на выводах Бауда(Ваиб), большая
точность получается, если принять, что распределение напряжений по площадке
контакта двух зубцов происходи! но закону параболы, а не эллипса.
Фиг. 128. К определению напряжении
растяжения п сжатия под поверхностью
контакта.
Фш 129. К определению напряжении
среза под поверхностью контакта.
Бауд в своих нес кдованпях счита 1, чю
Ромк
1.5
Ь,
кг,'см*.
Ширина полоски кон(акта Ь. определяется из формулы Герца:
см,
i*e mt и т, — коэфициешы Пуассона для материалов зубцов ведущей и ве-
домой шестерен:
п Е, — модули упругости материала зубцов ведущей и ведомой шесте-
рен, кг'см1;
гч, и П2— радиусы кривизны рабочих поверхностей зубцов ведущей и
ведомой шестерен, см.
Как следует из теории Герца, наибольшие напряжения смятия имеют место
в середине полоски контакта, и 1ак как материал зубцов в этом месте не имеет
возможности расширяться в стороны, ю надо предполагать, что разрушение
зубцов происходит не от напряжений смятия па поверхности.
Под влиянием вышеуказанных причин на некоторой глубине под поверхностью
площадки контакта возникают coi ласно современной теории упругости следующие
напряжения (фиг. 128 и 129):
1. Главное напряжение а., направленное вдоль центральной контактной
линии зацепления и действующее в юм же направлении, что и рабочее усилие
по зубцу.
150
€ 2. Главное напряжение направленное перпендикулярно к направлению
Игральной контактной линии зацепления.
? 3. Главное напряжение направленное перпендикулярно к главной плос-
кости (к плоскости чертежа).
Фиг 131. Численные значения напряжений
Ртах’ поученные согласно фиг. 132.
Фиг. J130. Расположение напряжении
под рабочей поверхностью зубца.
4. Касательное (тангенциальное, срезывающее) напряжение, направленное
мод углом 45° к направлению центральной контактной линии зацепления. При-
менительно к рассматриваемому случаю (зуб-
цы шестерен) касательное напряжение при-
обретает наибольшие значения в трех плос-
костях, а именно:
1)
2)
3)
I/
2
% —
2 “
Касательное напряжение становится наи-
большим касательным напряжением в том
случае, если главные напряжения я- и <зч
имеют разные знаки.
В практике зубцов шестерен редукторов
авиационных моторов приходится иметь дело
с термически обработанными зубцами. В этих
Фиг. 132 Распределение напряже-
ний Рп1ах под поверхностью контакта,
^полученное фотоэластическим способом
случаях за счет повышения поверхностн< й твердости приходится жертвовать
вязкостью. В зоне с повышенной твердостью необходимо учитывать главные
напряжения о2 и Оу. Для вязкой зоны зубцов должно быть учтено наибольшее
касательное напряжение.
При хрупких материалах, таких, как стекло, разрушение происходит под дей-
ствием наибольшего растягивающего напряжения. Это напряжение имеет место
на концах площади касания.
Расположение линий, изображающих основные напряжения в сжимаемом
.материале, ограниченном цилиндрической поверхностью, представлено на фиг. 130.
Здесь сплошными линиями обозначены напряжения сжатия, а пунктирными—
напряжения растяжения. На поверхности контакта оба напряжения становится
' напряжениями сжатия
Расположение напряжений среза в сжимаемом упругом материале, ограни-
ченном цилиндрической поверхностью, изображено на фиг. 131. По мере увели-
чения нагрузки при прочих равных условиях растут по величине и напряжения
‘Среза.
На фиг. 132 представлено протекание линий напряжений в эксперименталь-
,ных бакелитовых цилиндрах, поясняющее данные фиг. 131.
Согласно теории упругости, если известны величины наибольшего напряжения
•смятия на плоскости контакта рП1ах и ширина плоскости контакта blt представ-
А 60
ляется возможным определить напряжения в любой точке материала работаю-
щего зубца.
Величины разных напряжений в упругом материале зубца изменяются с глу-
биной под поверхностью контакта. Результаты подсчетов напряжений пред-
ставлены на фиг. 133, где величина различных напряжений представлена из-
меняющейся в зависимости от отношения глубины проникновения z к ширине
площадки контакта bL.
Здесь представлены кривые протекания следующих напряжений:
/ — а2, главное напряжение сжатия;
II — а , главное напряжение, напр шлейное по оси Y;
///—Яд., главное напряжение, направленное вдоль линии контакта (вдоль
средней линии площадки контакта);
/V — , касательное напряжение среза;
V — —2—^ касательное напряжение среза.
Анализируя величину изменения напряжений в зависимости от глубины,
замечаем, что наибольшее зна-
чение по своей величине напря-
жение среза V приобретает, на
глубине 0,39 Ьх от поверхности
площадки контакта в напра-
влении оси Z, а величина это-
го напряжения достигает вели-
чины, равной (0,304 ч- 0,31) рта1С-
Неоднократные наблюдения слу-
чаев разрушения зубцов шесте-
рен обнаруживали, что причи-
ной могли быть напряжения сре-
за. Нужно полагать, что при
расчете критическим напряже-
нием в зубцах шестерен действи-
тельно является напряжение
среза, которое по своей вели-
чине равно половине алгебраи-
ческой разности составляющих
напряжений.
По данным Томаса (Н. R. Tho-
mas) и Гёрша (V. A. Hoersch)
максимальная разность соста-
вляющих напряжений для упру-
гого цилиндра, соприкасающе-
гося с плоскостью, равна:
Напряжение В Волях Ртах
Фиг. 133. Изменение величин главных и танген-
циальных напряжений в материале под рабочей
поверхностью зубца.
а2 — = 0,30025 • 2 ртах,
где s, — составляющая напряжения под поверхностью, направленная внутрь тела;
за — составляющая напряжения под поверхностью, направленная парал-
лельно плоскости контакта;
п -- 1 f^2_________________________________Кр /СЛ11
Ртах. I/ Г/ / 2\i К2/СМ
Г «[( 1 -mi)Ez+ ( 1 -m2)Ex] rKi гкг
(обозначения см. стр. 159).
Полагая для двух стальных зубцов = т.2 = 0,3 и Et =.- Е, = 2 150 000 .
кг/см2, подставляя, получим:
Ртах = 865 l/ f кг/см2.
V - ГК1 ГК2 *
Коэфициенты Пуассона тг и т3, вообще говоря, влияют очень незначительно.
Например, если mv = /д, принять равным не 0,25, а 0,30, то полуоси эллипса
В. А. Доллежаль—844—И 161
уменьшаются приблизительно на 1%, а наибольшее давление на площадке кон-
такта увеличится приблизительно на 2%.
Подставляя в формулу принятое нами значение максимального напряжения
среза (расчетного), получим;
Зсреза ~ ~2 (°* ’ 3v) ~~ Зпы\ Кг[сМ“,
Sepe.a - J (0,30025 • 2pmav) = 0,30025.865 ]/ _
F " hl fh2
-=- 2601/ кг1см2. (9)
V " ' М ' rK2
Непосредственно на самой поверхности площадки контакта сами по себе состав-
ляющие напряжения больше, чем внутри, как видно из фиг. 133, но разность
этих напряжений меньше. Составляющая поверхностного напряжения (///)
равна по своей величине половине составляющей напряжения сжатия, т. е.:
1
л о — 2 3-0’
Следовательно, максимальное напряжение среза на поверхности площадки кон-
такта будет;
_ 1 / . 1 / 1 \
Зере ы ииверчп — 2 1-0 <r|J ~~ 7 3=0 J —
- ~2 7 3:о = 1 3=о = 0,25 530 кг',см2.
Деформация, развивающаяся в направлении действующих максимальных
касательных напряжений, приводит к образованию трещин, вследствие чего
прочность при переменной нагрузке понижается, так как под влиянием увели-
чившихся концентраций напряжений трещина продолжает развиваться. На
возникновение и развитие такой трещины влияет величина наибольших напря-
жений, конфигурация детали, состояние ее поверхности и внутренние неоднород-
ности материала.
При сложных напряженных cociояниях деталей из пластических материалов,
к каковым относятся стальные зубцы шестерен, общепринято производить рас-
чет на нрочпостьпо теории наибольших касательных напряжений (третья теория
прочности, или теория Кулона и Гест).
Согласно этой теории причиной разрушения считаются наибольшие каса-
тельные напряжения.
В эюм случае при определении величины допускаемою напряжения среза
приходится вводить коэфициент использования длины контактной линии т1().
Тогда допускаемое рабочее максимальное напряжение среза а,р( убудет:
3< ре I I === °|.
Iде s,_ — предел усталости при переменном кручении, кг/мм-;
т|0 — коэфициент использования длины контактной линии 1) при прямых,
хорошо исполненных (шлифованных) зубцах v;0 - 0,95 : 1,0; 2) при
шевронных зубцах, в зависимости от степени точности, т)0 = 0,80--
0,90, и выше.
Для хрупких материалов запас прочности должен быть повышен. Некоторые
трудности возникают при определении оптимальных значений допускаемых на-
пряжений при материалах с очень большой твердостью, так как с увеличением
твердости материала наличие прогиба материала вследствие повышенной хруп-
кости становится опасным, и поэтому требования к чистоте и точности обработки
значительно повышаются. Применение тщательной обработки рабочих поверхно-
оей зубцов шестерен очень способствует увеличению сроков их службы.
Немалую роль в вопросе определения величины допускаемого рабочего напря-
жения играет температурный режим, при котором зубцы шестерен будут нахо-
162
Ьйъся их работы. Результаты испытаний по определению влияния
Г температуры масла на работу шестерен представлены на фиг. 134*• Из протека-
О$я кривых видно, что усталость сталей уменьшается при нагреве в масле в срав-
Кнении с комнатной температурой Понижение предела усталости стали при нагре-
рВевмасле с температурой 125° составляет 10—12%. В случае Же, когда напря-
Гжения превосходят предел усталости, продолжительность службы на усталость
гири температуре 125° составляет лишь около 10% от срока службы при комнат-
‘ ной температуре.
Число циклов перемен нагрузки во поломки
Фиг 134 Изменение максимального напряжения уста-
лости стали в зависимости ог числа циклов перемен
нагрузки до поломки для различных температурных
условий.,
Опыты производились с разными сортами легированных сталей, образцы
1 Которых подвергались цементации на глубину в среднем 1,25 мм и последующей
закалке
Если во время работы температура шестерен будет около 125°, то необхо-
s Димо рекомендовать при изготовлении таких шестерен подвергать их после за-
* калки последующему повторному нагреву и вторичной закалке, так как аусте-
\t нитная структура материала в этом случае обеспечивает сравнительно более
' высокую сопротивляемость усталости.
Г
$
8 * «'Transaction of the American Society for Metals», т. XXV, № 1, стр 245—259, 1937.
ГЛАВА V
РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРОВ
1. РАСЧЕТ ЗУБЦОВ ШЕСТЕРЕН НА ПРОЧНОСТЬ
В настоящее время применяется большое число самых разнообразных спо-
собов расчета зубцов шестерен на прочность Каждая фирма, занимающаяся
изготовлением шестерен, производит их расчет по своему собственному способу,
проверенному ею на многочисленных образцах. Большинство этих методов но-
сит полуэмпирический характер.
Приводимые ниже методы расчетов зубцов шестерен на прочность не учиты-
вают влияния масляного слоя между рабочими поверхностями зубцов, ограни-
чиваясь лишь формулированием общею требования о необходимости надежной
смазки зубцов
При расчете на прочность цилиндрических шестерен с прямыми и шеврон-
ными зубцами чаще всего пользуются методом Бэкингэма, а для шевронных ше-
стерен иногда методом Шмиттера
По Бэкингэму опасными напряжениями являются напряжения смятия на
поверхности контакта, а по Шмигтеру — напряжения среза, возникающие на
некоторой 1 лубине под поверхностью контакта
При расчете зубцов шестерен авиационных моторов рекомендуется произ-
водить проверку по тому и другому методу, так как в одних случаях опасными
могут быть напряжения смятия на поверхности, а в других — напряжения среза.
Кроме того, рекомендуется проверять зубцы на прочность от изгиба по формулам
балки.
Конические шестерни с прямыми зубцами можно рассчитывать на прочность
по методу, изложенному на стр. 173 и 193
Расчет по формулам «балки»
Расчетным усилием для шестерен редуктора является окружное усилие Р.
Предполагая, что точка приложения усилия на зубец шестерни находится на
вершине зубца (фиг. 135), можно рассматри-
вать работающий зубец шестерни как консоль-
ную балку, защемленную у основания зубца
(в ободе) и нагруженную силой Р2 кг Тогда из-
гибающий момент будет:
Мизг = P2h кг /см,
где Р2 — усилие на зубец шестерни, кг;
h. — полная высота зубца, см.
Называя напряжение материала в зубце
шестерни, полученное из рассмотрения зубца
как консольной балки, статически нагруженной
силой Р2, статическим напряжением материала
Кст, получим:
м
К,. = -^г кг/см*,
где w — модуль сопротивления сечения зубца, см3.
Фиг. 135. Размеры зубца и прило-
жение нагрузки при расчете зубца
по «формуле балки ».
164
"v Обозначая (фиг. 135) толщину зубца в расчетном сечении (у основания зубца)
чбрёз в см и длину зубца через Ьв см, найдем:
преобразовывая, получим-
17 _Мизг _&Ph K i z
К<т «Г “ й2&н Кг'СМ •
Но силу, действующую на зубец шестерни, можно выразить еще и по общеиз-
вестной формуле, распространенной в практике общего машиностроения:
Р% ~ С bBtB кг,
где С — коэфициент, зависящий от качества материала зубцов и характера
действующей нагрузки кг/см2
Подставляя это выражение силы Р2 в формулу для определения статического
напряжения материала, получим.
6/„ /г
К(Т = С ~а,- кг 1см2
Во всякой зубчатой передаче в тот момент, когда один зубец выходит из за-
цепления, а на его место вступает другой, возникают дополнительные нагрузки,
может быть и очень кратковременные (удар), но достаточные по своей величине
для того, чтобы их нужно было учитывать при расчете Причина возникновения
этих нагрузок прежде все! о кроется в том, что размеры зубцов шестерен, выпол-
ненных современными методами производства, не являются абсолютно одинако-
выми. Каждый зубец одной и той же шестерни отличается от соседних на опре-
деленную величину (в пределах допуска) Эта разница размеров и порождает
удары при входе в зацепление. Величина этой дополнительной нагрузки, есте-
ственно, зависит от величины разницы между размерами зубцов. Чем больше
допуск на зубцы, тем при прочих равных условиях больше возникающая в работе ,
дополнительная сила Чем больше скорость Прохождения зубца по зубцу, т. е
чем короче то время, в которое это ударное действие в зубцах должно иметь ме-
сто, и чем больше массы, связанные с шестернями, тем больше по величине
будет эта дополнительная сила, так как живая сила пропорциональна массе
и квадрату скорости mv2.
Наличие переменного крутящего момента, передаваемою шестернями редук-
тора авиационного мотора, может привести к тому, что зубцы шестерен не будут
постоянно соприкасаться своими рабочими сторонами; усилие на зубец будет
меняться от положительной величины к отрицательной. Такое же явление мо-
жет возникнуть н при наличии постоянного по величине крутящего момента Эти
обстоятельства в свою очередь могут привести к добавочной нагрузке на зубец
Указанные выше дополнительные нагрузки ищут дать очень большую по
своей величине силу, значительно превосходящую подсчитанное по среднему
крутящему моменту расчетное окружное усилие Для учета возникающих та-
кого рода дополнительных нагрузок при расчете зубчатой передачи на прочность
обычно вводят соответствующий коэфициент
По способам учета этих дополнительных нагрузок при расчете имеется до-
статочно всяких предложений как оптытных, так и теоретических. Обычно пред-
лагается статическое напряжение в зубце, подсчитанное по формуле балки,
исправлять соответствующим коэфициентом
Так как величина удара зависит от скорости прохождения зацепляющихся
зубцов, то естественно, что величина этого коэфициента зависит от окружной
скорости на начальной окружности зубцов шестерен. Коэфициент этот назовем
коэфициентом скорости и будем обозначать его через f
Определение коэфициента скорости теоретическим путем представляет зна-
чительные трудности вследствие большого количества неизвестных параметров,
из которых необходимо исходить. Чрезвычайно серьезное значение для этого
определения имеет разрешение вопроса о распределенишнагрузки между зубцами,
165
——— Окружная скорость, г/ м/сеК ——
Фиг. 136. Зависимость коэфициента скорости у
от точности зацепления шестерен при ошибке в
зацеплении.
ЙЙЕЩяйщмися в зацеплении. Окончательного и вполне надежного разрешения,
фот вопрос пока еще не имеет. Вследствие, этого экспериментаторы дают'обычно
Опытные значения*, коэфициентов скорости, полученные лабораторным методом,
й^выражают их эмпирической формулой.
При практическом определении коэфициента скорости руководствовались
Следующим соображением: если шестерня, Нагруженная определенной силой,
которую она выдерживает без поло-
мок при неподвижном состоянии,
приводится во вращение, то при опре-
деленной окружной скорости она пе-
рестает выдерживать нагрузку ука-
занной величины и ломается. Опыт
повторялся в разных комбинациях
нагрузок и окружных скоростей.
Тогда, разделив величину ломающей
нагрузки при вращении на величину
ломающей нагрузки при неподвиж-
ном состоянии, получим численное
значение этого отношения, которое и
носит название коэфициента скорости.
Так, например, две шестерни, переда-
ющие нагрузку на зубцах 4000 кг,
I ~в о,о25 мм-, п —в о,О5о мм; ш —в 0,150 мм. сломались при окружной скорости на
начальной окружности Зубцов, рав-
ной 20 м/сек. Эти же шестерни, будучи нагружены статической силой
(при неподвижно стоящих шестернях), сломались при нагрузке 10 000 кг. Тогда
коэфициент скорости для этих шестерен при скорости 20 м/сек будет равен =
= 0,4.
После ряда таких экспериментов представилась возможность дать опреде-
ленный закон изменения этих величин.
Об изменении коэфициента скорости f в зависимости от точности изготовления
и условий, при которых работают шестерни, можно судить по опытам, прове-
денным в 1924 г. экспериментаторами Франклином и Смитом. В качестве испы-
туемых были взяты чугунные шестерни, имевшие 60 зубцов при модуле зацепле-
ния 2,5 мм.
В зависимости от неточности зацепления все шестерни были разделены на
три группы: с ошибкой в зацеплении 0,025, 0,050 и 0,150 мм. Все три группы
Подверглись весьма тщательному испытанию в лабораторных условиях на спе-
циальной испытательной машине, в результате чего была получена зависимость
Величины коэфициента скорости f от точности зацепления шестерен. Результаты
этих испытаний приведены на фиг. 136.
Конструктору при расчете приходится выбирать коэфициент скорости, со-
образуясь с производственными возможностями имеющегося в наличии обору-
дования и условиями термообработки, позволяющими обеспечить должную
точность, тщательность и чистоту обработанных зубцов.
Эмпирические формулы для определения коэфициентов скорости даются мно-
гими авторами и имеют такой вид:
1. формула Барта-Льюиса:
1 = (Ю)
2. формула Барта (исправленная):
(11)
k б + у v '
3. формула «американская»:
; 4. формула по справочнику Кента:
’ = (13)
(66
фф*^ла Дальхау (Германия):
^=‘-й- <м>
В этих формулах окружная скорость на начальной окружности зубцов ше-
стерни v выражена в м/сек.
Кроме приведенных применяется еще формула Яндесека.
(,5)
\ 1000 J
где окружная скорость зубцов v выражена в футах в минуту
Кривые изменений величины коэфициента скорости, подсчитанных по при-
веденным выше формулам в зависимости от окружной скорости на зубцах, при-
ведены на фиг 137—140.
' На фигурах показано, в каких приблизительно пределах величин окружных
скоростей можно выбирать коэфициенты при наличии соответствующих точностей
в исполненных зубцах
Шестерни, выполненные с достаточной точностью и работающие в пределах
окружных скоростей от 14 до 26 м/сек, могут быть подсчитаны по формул для
коэфициента скорости
_ 15
Ч 15 + v '
Шестерни, выполненные по 1-му высшему классу точности и работающие в пре-
делах окружных скоростей от 22 м/сек и выше, могут быть подсчитаны по формуле
для коэфициента скорости
" — 5.56
7 ~ 5,56 + /V ‘
Нужно иметь в виду, что напряжения КСт, получаемые по приведенным форму-
лам, имеют весьма относительные значения и могут приниматься только как
•сравнительные В рассуждениях при определении напряжений исходили из того
условия, что передача усилия от ведомой шестерни к ведущей производится
только одним зубцом, т е предполагали, что в зацеплении находится только
одна пара зубцов. В действительности, как указывалось выше, дело обстоит не
так. В зависимости от числа зубцов на каждой из шестерен, угла зацепления и
точности изготовления, иными словами, от длины линии зацепления I и про-
должительности зацеплени е, одновременно в зацеплении будет находиться не
один зубец, а несколько зубцов Из находящихся в данный момент в зацеплении
зубцов не все будут находиться в стадии полного зацепления. Благодаря нали-
чию упругости зубцов от изгибающих усилий передаваемая этими зубцами на-
грузка распределяется неравномерно по всем этим зубцам.
В литературе существует целый ряд исследований по вопросу распределения
усилий по зубцам, находящимся в зацеплении. Неоднократные попытки экспе-
риментаторов и теоретиков установить закон распределения нагрузок по зуб-
цам шестерен до сих пор не увенчались успехом Вследствие этого в практике
расчетов приходится исходить из условия, что только один зубец передает все
усилие. Эта условность при расчете заставляет пользоваться исключительно
относительными величинами На практике приходится пользоваться результа-
тами, проверенными на существующих шестернях, достаточно хорошо оправдав-
ших себя в эксплоатационной работе, и на основании полученных таким образом
величин выбирать необходимые размеры деталей вновь проектируемой конструк-
ции.
Аналогично тому, как это было принято нами выше (см. стр. 164), т. е. счи-
тая, что зубец шестерни работает как консольная балка, защемленная одним
концом (в ободе шестерни) и нагруженная на другом (свободном конце) силой,
равной величине окружного усилия Р (фиг. 141), можно написать:
/Он а2
р — __Л— кг
1 6h
167
Фиг. 137. Зависимость величины коэфициента скорости т от
3
Фиг 139. Зависимость величины коэфициента скорости у" от
- 5,56
5,5617'
величины окружной скорости на зубцах. у при’ Y'
Фиг. 140. Зависимость величины коэфициента скорости у" от •
„ . 15
величины окружной скорости на зубцах о при v’
где Р — окружное усилие, кг; г
' — статическое напряжение изгиба материала зубца, кг] см2; '
Ьв — ширина обода шестерни (длина зубца), см;
а — толщина зубца у основания, см;
h — высота зубца, см.
Для определения расчетного сечения зубца в профиль зубца вписывается
парабола, как это представлено
на фиг. 141. Сечения параболы
по высоте зубца равнопрочны.
Расчетное сечение зубца опреде-
лится в том Месте, где ветви па-
раболы будут касаться профи-
ля зубца.
Фиг. 142 Зависимость величины коэфициента профил»
зубца у от числа зубцов шестерни.
I—для эвольвентного профиля с углом зацепления 14'/,°,
II—для нормальной высоты зубца с углом зацепления 20°.
III—для зубца укороченной высоты с углом зацепления 20°,
IV—для зубца с углом зацепления 1ЬЧг°, корригированного.
Фиг. 141. Графическое определение
коэфициента профиля зубца у для
расчета зубца по формуле Льюиса
Из прямоугольного треугольника (фиг. 141) имеем:
а2
X = ..
4/1
или
а2 = 4 h х.
Подставляя это выражение в формулу, получим-
<т&н4Юс . 2х
—ел— з-
или, умножая и деля на /„,
Р^КстЬа(я£ .
Если обозначим:
2х
*н = У’
то получим общеизвестную формулу Льюиса-
Р = /СстМнУ Кг. (16>
Так как величина отрезка х (фиг. 141) пропорциональна шагу зубцов ше-
стерни /в,то, следовательно, величина коэфициента формы зубца у [из формулы
(16)] зависит только от формы зубца, т. е. от угла зацепления, числа зубцов ше-
стерни и высоты Зубца, но не зависит от модуля зацепления. На фиг. 142 пока-
зано протекание кривых для значений у в зависимости от числа зубцов шестерен,
для разных профилей зубцов (см. также табл. 35).
Таким образом при желании сделать зубцы ведущей и ведомой шестерен-
равнопрочными при расчете на статическое напряжение материала К'ст, необхо-
даме, чтобы коэфициенты профиля зубца для зубцов обеих шестерен были равны.
Одинаковое значение коэфициентов у для зубцов обеих шестерен ^достигается
путем исправления профиля зубцов применением коррекции.
В целях уравнения надежности при работе зубцов двух находящихся в за-
цеплении шестерен толщину зубцов у малой шестерни делают не только равной,
по в большинстве случаев даже большей, чем у большой ведомой шестерни.
Объясняется это тем, что каждый из зубцов малой шестерни, которых по числу
^меньше, чаще получает нагрузку, вследствие чего усталость материала в нем
появится раньше, чем в зубце большой шестерни, Чтобы компенсировать эту
нагрузку, конструкторы путем утолщения основания зубца стараются сделать
его более жестким и тем снизить напряжения, не давая им возможности пре-
высить напряжения, допускаемые при работе на усталость.
Расчетные напряжения в зубцах понижаются при зубце укороченном (как,
например, у редуктора мотора Нэпир, или с уширенной ножкой, но при этом
уменьшается продолжительность зацепления е
Напряжения могу г сильно возрасти, если зубцы начнут работать по своей
длине одной стороной, что часто бывает в результате коробления при закалке,
неправильной механической обработки или неверного монтажа.
Величина статического напряжения материала Кст, выведенная в том пред-
положении, что зубец шестерни работает как консольная, защемленная с одного
конца балка, конечно, не может быть признана точной
Конфигурация зубца, имеющего довольно резкие переходы от рабочей по-
верхности к впадине зубца, очерчена, исходя из специфических условий работы
зубца, радиусами чрезвычайно ограниченной величины. Профессор Тимошенко
и Бауд, описывая свои опыты с испытаниями зубчатых колес х, пришли к заклю-
чению, что при определении истинных напряжений в зубцах работающей под
нагрузкой шестерни величина радиуса закругления у основания зубца имеет
первостепенное значение; зто всегда нужно иметь в виду при конструировании.
•Форма очертания зубца и степень закругленности его у основания очень сильно
влияют на неравномерность распределения напряжений в этих местах, поэтому
следует избегать резких переходов путем увеличения радиусов закруглений
у оснований зубца Из опытов было найдено, что увеличение глубины впадины
между зубцами, вызванное ее полукруглой формой, несколько уменьшает ста-
тическую прочность, но зато значительно повышает сопротивляемость усталости,
особенно для закаленных и термически обработанных зубцов шестерен.
Имея в виду эти обстоятельства, величину статического напряжения КСт
необходимо уточнить Фактор, который будет учитывать значение величины
радиуса закругления у основания зубца, назовем коэфициентом закругления
у основания зубца
Указанные выше авторы предлагают такое выражение для коэфициента
закругления у основания зубца
= 1>6 ,
ГЗ т 1
где т — коэфициент концентрации напряжений, т е. отно-
шение величины наибольшего напряжения материала в месте, где имеется не-
равномерное распределение напряжений, к среднему номинальному напряжению,
высчитанному по соответствующему сечению детали.
откуда
9 - Ь67? .
13 я+ 0,15а’
здесь а — толщина зубца у его основания, мм;
R — радиус закругления у основания зубца, лои (фиг. 143).
Тогда статическое напряжение материала в зубцах шестерен с учетом
коэфициента концентрации напряжений примет такой вид:
Кст = pp- кг/см2. (17)
------------— ГЗ
1 «Mechanical Engineering», ноябрь 1926.
170
^НпредНавленйое на фиг. 143 распределение наибольшего йй?1рЯЖени5Ь у
Закругления и напряжения Кёт, подсчитанного по формуле баЗв^быЛс rtprty-
чено в результате проведенных опытов с целлулоидными зубцами. Определяя
оптическим методом изменение цвета отдельных мест целлулоидного зубца во
время его изгиба, представилось возможным судить о величине напряжений.
Величины статических напряжений Кст в современных хорошо работающих
Зубцах шестерен редукторов авиационных моторов колеблются в пределах от
2500 до 3700 кг/см2, а величины ко-
эфициентов закругления у основания
зубца р3 — в пределах от 0,75 до
1,00 в зависимости от особенностей
конструкции зубца
Для определения изгибающих на-
пряжений в зубцах шестерен необ-
ходимо подсчитанное выше выраже-
ние статического напряжения кёт- со-
ответственно исправить на величину
коэфициента скорости •*. Тогда допу-
стимое изгибающее напряжене в зуб-
цах будет:
кг 1см2, (18)
где f — коэфициент скорости, под-
считанный по одной из приведенных
выше формул (10)—(15) В большин-
стве случаев при расчетах можно
принимать:
ТСизг — °/. I
। Выбрав нужный коэфициент СКО- фиг 143 Распределение расчетных напряже-
рости у по графикам фиг. 137 — 140 ний в месте закругления зубца у ножки,
или по соответствующим формулам, от
можно найти приведенную к динамическим условиям (при скорости) величину
нагрузки; тогда'
Рдин ~= — кг
Для шестерен редукторов авиационных моторов, выполненных с достаточной
точностью и снабженных, как это имеет место в большинстве конструкций, спе-
циальными амортизирующими устройствами, невидимому, можно применять
15
формулу коэфициента скорости 7'" = 15т^- Это тем более допустимо, что долго-
летний опыт с разнообразными конструкциями редукторов не дал еще поломок
зубцов от изгиба. Итак,
К^ин = кг/см2
1н >
ИЛИ
Рдин = Кдин/нйнУ кг, (19)
где РдиЫ — статическая нагрузка на зубец, эквивалентная динамической на-
, грузке от окружного усилия, кг;
^дин — напряжение изгиба в зубце, кг/см2.
Для определения величины предельной допустимой стати-
ческой нагрузки на зубец можно Принять.
Рдоп — °s^h У ха, (20)
' где Рдоп — предельная статическая нагрузка, которую может выдержать Зубец,
если рассматривать его как балку, кг;
171
/н — шаг зацепления, см;
Ьн -т- длина зубца (ширина обода шестерни), см;
у — коэфициент формы (профиля) зубца; величины его для разных усло-
вий берутся по графику фиг. 142 или по табл. 35 и 37;
os — предел текучести материала шестерни кг/см2.
Прочность зубцов на изгиб по формуле балки может быть рассчитана по
уравнению Льюиса, по которому определяется допустимая безопасная изги-
бающая нагрузка (статическая прочность):
Ризг — К[ 1н.ЬцУ К2, х (21)
где Kf — допустимое напряжение материала зубца на изгиб, кг/см2; остальные
обозначения те же, что выше.
Неоднократные испытания сталей на усталость выявили тесную зависимость
величины допускаемых напряжений Kf от числа
твердости по Бринеллю. Эта зависимость пред-
Число твердости по — ставлена в табл. 34 (по Бэкингэму). Нагрузка, подсчитанная по формуле (21),
Kf, должна всегда быть больше по своей величине,
Бринеллю кг/см- чем динамическая нагрузка Ряип> вычисленная по формуле (28) (стр. 178), а именно:
150 2530 1) для постоянной нагрузки
200 3520
240 4220 Ризг — 1,25 Рдян кг;
280 320 4920 5630 2) для переменной (пульсирующей) нагрузки
360 6330
400 7040 РцЗГ — 1,35 РдИН К8,
3) для ударной нагрузки
РИЗГ = 1,50 Рдин К2.
Для косозубчатых и шевронных шестерен при опре-
делении допускаемой предельной нагрузки, высчитанной по формуле балки,
нужно иметь в виду, что величина на1рузки для этих шестерен изменяется на
протяжении боковой поверхности зубцов; а так как величина упругой деформа-
ции (для идеальных шестерен) должна быть постоянной на Протяжении всей
боковой поверхности зубца, то на середине зубца по его высоте для необходимой
деформации потребуется большая по величине нагрузка, чем у вершины зубца.
Если боковая поверхность зубцов достаточно широка, чтобы обеспечить сопри-
косновение по всей высоте активных профилей зубцов,-то величина нагрузки
на середине зубца будет приблизительно в 1,3*3 раза больше величины средней
нагрузки на зубец.
Для расчета зубцов шевронных и косозубчатых шестерен может быть при-
менена модифицированная формула Льюиса (по Бэкишэму):
Лгзг.ш = 0,75 К//н &,ушсо80 кг, (22)
гДе Ризг. и—предельная нагрузка на зубец при расчете по формуле балки, кг;
Kf — допускаемое напряжение при изгибе, кг/см2 (табл. 34);
/н — нормальный шаг по начальной окружности (измеренный нормально
к направлению зубца), см;
bs — рабочая ширина обода шестерни, см;
ут — коэфициент формы зубца;
Р — угол геликса.
Величины коэфициентов формы зубца уш берутся из табл. 36 по условному
числу зубцов zB, которое определяется по указанной выше формуле (см. стр. 115).
Получаемые по формуле (22) величины нагрузок РизТ. ш должны быть равны
или превышать величину динамической нагрузки, получаемую из формулы (29)
(стр. 181), а именно:
1) для постоянной нагрузки
Риэг ш ~ 1,25 ^дии. ш кг,
172
2) для переменной (пульсирующей) нагрузки
► Ризг. ш ~ 1 • 35 Рдин. ш К2\
3) для ударной нагрузки
РИЗГ. Ш = 1,50 РДИН. Ш КЗ.
Расчет конических шестерен по формуле Льюиса отличается
тем,что в формулу вместо ширины обода Ьа, как было для цилиндрических шесте-
рен, подставляют величину Ь2Ы по формуле (7) (см. стр, 120).
Для определения величины коэфициента формы зубца конической шестерни у
можно пользоваться диаграммой величины у, составленной для цилиндрических
шестерен (фиг. 142 или табл. 35 и 37), но для этого необходимо число зубцов
конической шестерни zK0H привести к эквивалентному числу зубцов цилиндри-
ческой шестерни, тогда:
7
«он ___
соя а 2-цил ?
а кон
Таблица 35
Величины значений коэфициента у
в формуле Льюиса для разных условий
| Число зубцов шестерни i с углом зацепления ' с углом зацепления 1 и 20°, с нормальной 1 s высотой з^бца | й со ацепления ч
с углом зацепления 1 20°, с укороченным зубцом 1 , с углом зацепления | 1442°, без подрез- | ки, корригирован- ный зубец
10 0,056 0,064 0,083 0,131 1
11 0,061 0,072 0,092 0,128
12 0,067 0,078 0,099 0,125
13 0,071 0,083 0,103 0,123
L4 0,075 0,088 0,108 0,121
15 0,078 0,092 0,111 0,120
16 0,081 0,094 0,115 0,120
17 0,084 0,096 0,117 0,120
18 0,086 0,098 0,120 0,120
19 0,088 0,100 0,123 0,119
20 0,090 0,102 0 125 0,119
21 0,092 0,104 0,127 0,119
23 0,094 0,106 0,130 0,119
25 0,097 0,108 0,133 0,118
27 0,099 0,111 0,136 0,116
30 0,101 0,114 0,139 0,114
34 0,104 0,118 0,142 0,112
38 0,106 0,122 0,145 0,110
43 0,108 0,126 0,147 0,108
50 0,110 0,130 0,151 0,110
60 0,113 0,134 0,154 0,113
75 0,115 0,138 0,158 0,115
100 0,117 0,142 0,161 0,117
150 0,119 0,146 0165 0,119
300 0,122 0,150 0,170 0,122
Рейка 0,124 0,154 0,175 0,124
Таблица 36
Величины коэфициентов уш
Условное число зубцов zB 1 1 Смешанная и эвольвент- ная системы с углом за- цепления НЧг0 Эвольвентная система с уг- лом зацепления 20°, с нор- мальной высотой зубца С углом зацепления 20°, с нормальной высотой зуб- ца, малое число зубцов С углом зацепления 20°, с укороченным зубцом С углом заце- пления 20°; внутреннее зацепление с нормальной высотой зубца
малая ше- стерня, на- ружное за- цепление большая ше- стерня, вну- треннее за- цепление
5 0,173 0,200 .
6 — — 0,163 — 0,201 —
7 „— — 0,153 — 0,202 —
8 — — 0,142 — 0,203 —
9 — — 0,142 — 0,204 —-
10 -— — 0,142 — 0,205 —
11 — — 0,142 — 0,206 —
12 0,113 0,132 0,142 0,158 0,207 —
13 0,120 0,141 0,146 0,164 0,208
14 0,127 0,149 0,146 0,172 0,209 —
15 0,132 0,156 — 0,177 0,210 —
16 0,137 0,160 0,184 0,211 —
17 0,142 0,163 — 0,187 0,215 —
18 0,146 0,166 0,192 0,218 —
19 0,150 0,170 — 0,196 0,222
20 0,153 0,173 — 0,200 0,225 —-
21 0,156 0,176 — 0,203 0,228 —
22 0,158 0,178 — 0,206 0,230 —
24 0,162 0,182 — 0,211 0,233 —.
26 0,166 0,187 — 0,216 0,236 —
28 0,170 0,190 — 0,219 0,239 0,400
30 0,172 0,193 0,222 0,242 0,395
34 0,176 0,200 — 0,227 0,246 0,387
38 0,180 0,207 — 0,232 0,250 0,380
43 0,183 0,214 — 0,235 0,253 0,372
50 0,187 0,221 — 0,241 0,256 0,364
60 0,192 0,227 0,246 0,260 0,356
75 0,195 0,234 — 0,252 0 264 0,348
100 0,198 0,241 — 0,257 0,268 0,340
150 0,202 0,248 — 0,264 0,272 0,332
300 0,207 0,255 — 0,272 0,276 0,325
Рейка 0,210 0,262 — 0,280 — ——
173
i Таблица 37 .
Величины значений коэфициента у в формуле Льюиса для зубцов, шестерен внутреннего
зацепления
Числа зубцов Внутреннее зацепление с углом 20°, с нормальной высотой зубца Число зубцов Внутреннее зацепление с углом 20°, с нормальной высотой зубца
малая шестерня, наружное заце- пление большая шестер- ня, внутреннее зацепление малая шестерня, наружное заце- пление большая шестер- ня, внутреннее зацепление
5 0,102 . 20 0,116
6 0,102 — 21 0,118 —
7 0,102 — 23 0,119
8 0,103 — 25 0,123 —
9 0,103 — 27 0,126 —
10 0,103 —. 30 0,129 0.216
11 0,104 — 34 0,132 0,210
12 0,104 38 0,135 0,205
13 0,104 — 43 0,137 0,200
14 0,105 — 50 0,139 0,195
15 0,105 — 60 0,142 0,190
16 0,106 — 75 0,144 0,185
17 0,109 — 100 0,147 0,180
.18 0,111 — 150 0,149 0,175
118 0,114 — 300 0,152 0,170
где zK0H — число зубцов конической шестерни;
«ион — половина угла у вершины начального конуса шестерни (см. фиг. 109).
2цил — эквивалентное число зубцов цилиндрической шестерни.
После этого нужную величину коэфициента у берут по фиг. 142 или по табл.
. 35s-37 против числа зубцов гЦИл-
‘Для того чтобы зубцы не сломались при работе, необходимо,-чтобы значения,
подученные по формуле (20), были больше, чем значения, полученные по формуле
(19), т. е. чтобы имело место неравенство:
Рдоп > Рпт 1
или чтобы
А > ^дин ,
Отношение
р а
Доп ,,,
----= —,— = Ф •
р К
дин “дин
' представляет собой коэфициент запаса прочности.
Материалы, применяемые для шестерен современных редукторов авиацион-
ных моторов, обладают пределом текучести as = 7000 н- 8000 кг/см2 и даже выше.
Из анализа ряда современных редукторов можно установить, что величина
коэфициента запаса прочности^'" лежит в весьма широких пределах, а именно,
как видно из Приложения II, = 1,15-.-2,50.
Формула для Рдин была выведена в предположении, что в случае прямых
зубцов, вся ййгрузка передается одной парой зубцов. Если продолжительность
зацепления для данной зацепляющейся пары шестерен получается больше еди-
ницы, то в формулу рекомендуется вводить поправочный коэфициент учи-
тывающий продолжительность зацепления; тогда формула для расчета зубцов
примет такой вид:
Р = кг, (23)
где оу—предел усталости материала при изгибе.
Величины коэфициентов на основании предварительных опытных исследо-
ваний Гвидо, Маркса и Кеттера (Guido, Н. Marx u. L.E. Cutter) рекомендуется
брать по табл. 38. Исчерпывающих данных для выбора этого коэфициента к
настоящему времени не имеется.
174 •
|Р^Вта&т. 38 принято Ci —
Ье hr — высота головки зубца,
та—нормальный модуль, см.
\ В среднем величину коэфи-
4циента можно рекомендовать
принимать такой:
г — ___
1.15-1,25 ’
в”зависимости от профиля зуб-
цов и чисел зубцов шестерен,
где е — продолжительность за-
цепления.
Предельная статическая на-
грузка, действующая перпенди-
кулярно к направлению зубца,
может быть выражена так:
Рпр. ст. н =38^н^нУнСх ке, (24)
Таблица 38
Значения поправочного коэфициента С®, учитываю-
щего продолжительность зацепления
Числи зубцов за- цепляющихся ше- стерен Значения коэфициента
смешанный профиль при « = 1472° Сх- 1 эвольвентный профиль а = 20° Ci = 0,8
21 *2
12 12 1,Ю 1,13
20 30 1,15 1,20
30 30 1,47 1,22
30 40 1,60 1,24
30 60 1,60 1,25
30 80 ' 1,60 1,26
30 100 1,60 1,27
30 Рейка 1,60 1,29
100 100 1,60 1,31
100 Рейка 1,60 1,33
где as — предел текучести материала, кг/см2;
Ся — коэфициэнт продолжительности зацепления.
Метод расчета Бэкингэма
Метод этот разработан в Америке в результате семилетней экспериментальной
работы Бэкингэма в лабораториях и опубликован в журнале «American Maschi-
nist» 19311. На основании проведенных опытов Бэкингэм считает, что нагрузки
в зубцах шестерен, подсчитанные по формулам Льюиса, преуменьшены по срав-
нению с реально действующими в существующих конструкциях.
При разработке нового метода расчета на прочность на основании результатов
испытаний шестерен, полученных на испытательной машине Льюиса, при по-
мощи методов теории упругости, стало необходимым выявить влияние на на-
дежность работы шестерен: 1) величины ошибки зацепления, 2) величины до-
бавочных нагрузок от сил инерции, возникающих вследствие наличия деформа-
ций материала шестерен, и 3) величины вращающихся масс.
Ошибки зацепления вместе с деформацией зубцов шестерен при наличии
Постоянной окружной скорости ведущей шестерни порождают ускорения и
замедления ведомой шестерни. Вследствие такого изменения скорости при на-
личии передаваемой нагрузки возникают переменные силы инерции. На осно-
вании диаграмм зацепления опытных шестерен выяснилось, что ошибка за-
цепления имеет наиболее сильное влияние в момент перехода зацепления с одной
пары зацепляющихся зубцов на другую. Это влияние не зависит от того, имеется
ли в наличии ошибка в шаге или ошибка в профиле зубцов шестерен. При вели-
чине ошибки зацепления, превышающей величину эластичной деформации
материала зубцов, вся нагрузка передается только одной парой зубцов.
Упомянутые выше изменения скорости распределяются между ведущей и
ведомой шестернями соответственно отношению их собственных и действующих
вместе с ними масс. Вследствие наличия ускорений и возникающих при этом,
сил инерции в процессе работы шестерен может иметь место стремление к разъеди-
нению зацепляющихся между собой зубцов. В противовес этому полезная дей-
ствующая нагрузка на зубцах будет стремиться удержать зубцы в состоянии
контакта. Расхождение зубцов благодаря эластичности материала шестерен
вообще ничтожно мало по своей величине. Усилия, возникающие вследствие
наличия такой ошибки, при достаточной величине могут удалить зубцы Друг
от друга; в результате этого при последующем соприкосновении поверх-
————.— ,
* См- также Книгу Buckingham-Olah, «Stirnrader mit geraden Zahnen , 1932 и E. Б эки н-
г ЭМ, Цилиндрические зубчатые колеса, ОНТИ, 1935. . /
1>
«остей двух зубцов произойдет удар зубцов друг о друга, и в них возникнут
значительно более высокие напряжения, превышающие напряжения, возникаю-
щие только от действия полезной нагрузки. Если величина полезной переда-
ваемой нагрузки настолько Превышает величину силы инерции, что последняя
Не может вызвать расхождения зацепляющихся зубцов, то результирующая
нагрузка в течение некоторого промежутка времени представится в виде суммы
из полезной нагрузки и сил инерции.
Испытания показали, что величина добавочной динамической нагрузки
в общем не зависит от величины передаваемой нагрузки. Величина динамической
нагрузки зависит от величины скорости, от величины вращающихся масс, от
размера ошибок зацепления, от эластических свойств материалов и конструк-
тивных особенностей шестерен. Расчетная нагрузка, возникающая в механизме
шестерен, может быть Представлена в виде суммы из полезной и дополни-
тельной (возникшей при ударе) нагрузок.
Это противоречит общепринятым в настоящее время способам расчета зубцов
шестерен на прочность, при которых в расчет вводятся только коэфициенты ско-
рости, зависящие лишь от скорости.
Напряжение, возникающее при ударе, не должно превосходить пределов
напряжения смятия для данного материала зубцов шестерен, так как в Противном
случае будет иметь место явление чрезмерного износа.
Влияние вращающихся масс на работу зубцов шестерен может иметь место
при наличии значительных по величине масс, соединенных с шестернями. Изме-
нение действующей массы очень сильно зависит от скорости и точности изго-
товления шестерен.
Приводимые ниже расчетные формулы для металлических цилиндрических
шестерен относятся к шестерням, работающим в нормальных условиях. Не-
обходимо отметить, что если вес шестерен уменьшен до возможного минимума,
что обычно имеет место в редукторах авиационных моторов, то влияние масс
-самых шестерен может быть весьма незначительным, и тогда применение При-
водимых ниже общих уравнений может дать несколько большее приращение
нагрузок, чем это будет в действительности. Это обстоятельство, однако, может
измениться в случае наличия винта с большой массой.
1. Определение расчетных динамических нагрузок. Для расчета зубцов ше-
стерен на Прочность по методу Бэкингэма можно написаДь:
Р ДИН — (Р3 + £Дин) кг, (25)
где
5Дин = Р4 - -1- -- -uPii кг/см (26)
i Ь 024-^ у + 0,24 |/
V
и
Р4 -“Pj+CjC кг/см; (27)
здесь Рдин—статическая нагрузка, эквивалентная полной передаваемой на-
грузке (полезная + динамическая), кг;
— динамическое приращение нагрузки (от скорости) на 1 см длины
зубца, кг/см;
Ьа — длина зубца (ширина обода шестерни), см;
v — окружная скорость па начальной окружности шестерни, ж/сек;
е — допускаемая наибольшая ошибка в зубцах шестерен, см;
Ct — постоянная величина, зависящая от материала шестерни и формы
зубцов, кг/см2;
р
Р3 = .— — полезная нагрузка на 1 см длины зубца, передаваемая зубцом,
кг)см;
Р2 — полезная нагрузка (от окружного усилия), передаваемая зубцом, кг.
В табл. 39 Приведены средние значения постоянной величины Сх.
Определение Постоянной величины может быть Произведено на основании
следующих соображений.
176
Т#4лй1ца 3©
__________________________________________________ ,______________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________
Материал 1 Форма зубца Постоянная величина Сг кг/см2
угол зацепле- ния а° высота зубца
Чугун по чугуну (ковкий чу- 144 Нормальная 56 000
гун по ковкому чугуну) 20 >> 58000
20 Укороченная 60 000
Чугун по стали (ковкий чу- 147, Нормальная 77000
гун по стали) 20 )> 80000
) 20 Укороченная 83 000
Стать по ста ш 14’ . Нормальная 112000
20 )> 116 000
20 Укороченная 120000
Величйна деформации зубцов по выводам проф Тимошенко и Бауда является
результатом деформации от действующих на
зубцы сил. Величина прогиба, появляющаяся
от действующего давления на рабочих поверх-
ностях зубцов в месте их соприкосновения, мо-
iiuvi/j/v иции о ;ui.viu пл wn j/шхuvnuu viinn у mu । ,,
жет быть для зубца ведущей шестерни опреде- fa
лена так: 017/,'
1т!
E2 я
см
Фи. 144. Размер зубца шестерни
и приложение силы при определе-
нии величины прогиба зубца.
оа -
8 2
см;
соответственно для ведущей и
Аналогично этому найдем эту величину про-
гиба для зубца ведомой шестерни:
1 ~/ 2 , . 4г, . . 4г Л
л
здесь Е, и Е2 — модули упругости материала
ведомой шестерен, кг/см1'.
mL и т2 — коэфициенты Пуассона для материалов зубцов ведущей и
ведомой шестерен;
ту и 1,— радиусы кривизны рабочих поверхностей зубцов соответ-
ственно для ведущей и ведомой шестерен, см;
bi —- ширина полоски контакта между двумя зацепляющимися зуб-
цами, см.
Величина прогиба зубца от действия изгибающей силы может быть определена
йз уравнения консольной балки переменного сечения (фиг. 144).
Для зубца ведущей шестерни прогиб от изгиба может быть определен так:
. р 12/; । / о
j* I q L I / U
Аналогично этому
Рз 12/2 Г/ 3
Р, 4(7 — *i)(i +W1)
см.
27 А 7 ) ? S xj Г г 1 (Л1 + Л01)
найдем прогиб для ведомой шестерни:
хг\(х Л , Л1 , Р3 4(/3-х»)(1+тг)
_ „о2 . . _ - 2/J U + lg л?] + Т,------------------ СМ-
Обозначим полную деформацию зубца ведущей шестерни так:
Зх == Зх -ф 31 см.
Подставляя и преобразовывая, получим-
Р I 1 — т?
? __ ) Г) 1
Pi 1 л
Оа —
4fl 4 ш +
bi S bl J ~
S. А. Доллежаль—811—12
Xi
7
4 (4 -Xt)(l T №)
^01
(М.
*1
'Обозначая величину, стоящую в фигурных скобках, через -i-, получим:
Аналогично для ведомой шестерни можно написать:
0g = 03 4“ °2
Суммируя полные прогибы обоих зубцов, найдем:
откуда
__। Рз __ р /Ег »>i -Т
Ei Е2и>2 3 \ o>j . В, ш2 )’
Р3
Oj 4- о2
Ei «1 • Е«
Ei <»1 + Е2 ш2
= CL кг/см2.
Числовые значения величин ш1 и ш2 (коэфициентов эластичности), полученные
опытным путем для различных условий, представлены в табл. 40.
Таблица 40
Значения коэфициентов эластичности «ц н для различных условий
ffi" § Величина коэфициента эластичности И Ф Д’ ю Величина к оэфициента эластичности
« к о & нормальный! нормальный укорочен- со Д ® а- нормальный нормальный укорочен-
.к £ зуоец, угол зуоец, угол ный зубец, 2 °-’ ь* зубец, угол зубец, угол ный зубец,
S <U зацепления зацепления угол зацеп- S Ф зацепления зацепления угол зацеп-
Ь1 ы 141/г° 20° ления 20° S 14V2° 20° ления 20°
12 0,09205 0,09659 0,10315 27 0,10315 0,10604 0,11075
13 0,09382 0,09837 0,10417 30 0,10367 0,10669 0,11122
14 0,09545 0,10000 0,10537 34 0,10442 0,10752 0,11168
15 0,09659 0,10121 0,10604 38 0,10490 0.10830 0,11212
16 0,09768 0,10179 0,10690 43 0,10537 0,10904 0,11241
17 0,09871 0,10235 0,10731 50 0,10582 0,10975 0,11291
18 0,09936 0,10289 0,10791 60 0,10648 0,11042 0,11336
19 0,10000 0,10341 0,10849 75 0,10690 0,11107 0,11387
20 0,10061 0,10392 0,10886 100 0,10731 0,11168 0,11425
21 0,10121 0,10442 0,10922 150 0,10772 0,11226 0,11472
23 0,10179 0,10490 0.10975 300 0,10830 0,11282 0,11529
25 0,10262 0,10537 0,11026 Рейка 0,10868 0,11336 0,11584
Величины коэфициентов и ш2, подсчитанные по приведенным выше фор-
мулам, могут несколько отличаться от значений, приведенных в табл. 40.
В дальнейшем Бэкингэм несколько упростил формулу для определения
величины максимальной кратковременной нагрузки, создаваемой рабочими или
Динамическими условиями.
, В этом случае полное динамическое усилие, действующее на начальной окруж-
ности шестерен, может быть выражено так:
на начальной окружности шестерни
ДИН 6,6г + -/ba Сд + Р 0 4-0,151 л/ н,,С„ -1Р ' ( )
Здесь Р — окружное усилие, действующее
которое может быть выражено так:
р — 75 Ne
V
кг,
где — эффективная мощность на носке коленчатого вала мотора, л, с;
v — скорость на начальной окружности шестерен, м^сск\
Сд — фактор деформации, кг{см-,
Ья—ширина боковой поверхности шестерен (зубцов), см.
178
м Значения величин Сд для разных материалов^ формы зубцов л этом случае
могутбыть определены по следующим формулам: - '
1) Для нормального зубца с углом зацепления 14 *]а°
Сж = 0,107 —у е—у- кг [саг,
~е7 + е2’
2) для нормального зубца с углом зацепления 20°
Сд-= 0,111 । е—р кг/см;
* Е±
3) для укороченного зубца с углом зацепления 20°
Сд =- 0,115 —е—j- кг[см.
Е1~ +
Здесь е т— действующая ошибка, см;
Ег и Е3 — модули упругости материала соответственно малой и большой
шестерен кг/см2.
Приведенные формулы для подсчета величин фактора деформации Сд дают
средние значения. Более точно его величину можно определить по табл. 39,
полагая,
Сд = Схе. 1
Значения величины фактора деформации Сд, подсчитанные для стали по
стали по этим формулам, представлены в табл. 41.
Таблица 41
Значения фактора деформации Сд для случая зацепления с двумя стальными шестернями
Угол Зацепления и высота зубца Действующая ошибка е, см
0,00125 0,0025 0,0050 0,0075 0,010 0,0125
141/,,0, нормальная высота зубца . 142,5 285 570 855 1140 1425
20°, нормальная высота зубца . . .... 148 296 590 890 1185 1480
20°, укороченный зубец . 153 ЗОб 612 926 1225 1530
При подсчетах этой таблицы было принято.
Ег = 2 130 000 кг {см2.
Величина действующей ошибки е является результатом точности обработки
зубцов; ориентировочные величины ошибок е для разных классов точностей
обработки даны в табл. 42. По данным этой таблицы построен график фиг. 145.
На графике нанесены ошибки, принятые в стандартах на шестерни ЦИАМ.
Зависимость величины действующей ошибки от величины окружной скорости
на начальной окружности, обеспечивающая практически спокойную и надеж-
ную работу шестерен, дана в табл. 43. По данным этой таблицы построен
график фиг. 146.
Значения величины нагрузок, полученные по методу Бэкингэма, не должны
-быть выше значений иаУрузок, полученных по формуле (20), т. е. всегда должно
быть:
Рмт Рдин.
176
Таблица 42
Наибольшие действующие ошибки е, см
Модуль т, мм Диамет- ральный питч DP 3-й класс 2-и класс 1-и класс
8 3 0,0080 0,0040 0,0020
б 4 0,0065 0,0033 0,0018
5 5 0 0055 0,0028 0 0015
4 6 0,0050 0,0025 0,0013
Таблйца 43
Максимальная допустимая ошибка
е, см в зависимости от скорости
V, м/с^к е, см в, м[сек е, см
| 7,5 0,0050 20 0,0015
10 0,0038 23 0,0014
12 5 0,0030 25 0,0013
15 0,0023 28 0,00125
18 0,0018 30 0,0012
Фиг 145 Зависимость величины допускаемой ошибки е от размеров
модуля зацепления т для различных классов точности изготов-
ления по данным Ьэкингэма (сплошные линии) и по стандартам
ЦИАМ (пунктир)
Отношение
р
(ОП =.©
р
чип
назовем коэфициентом запаса прочности зубца при расчете на изгиб.
Из анализа (см Приложение II) нескольких современных конструкций ре-
дукторов выявилось, что значения величины колеблются в пределах
' -0,99-.-2,25.
В случае шевронных и косозубчатых шестерен при вычислении нагрузки
Необходимо учитывать влияние yuia геликса £
480
‘Л '’V л ‘ ’ЧП
* IJq Бакингэму, величина общей динамической или наибольшей кратковре-
менной нагрузки может быть определена из уравнения:
’ _ 6,6г (Р 4- b С cos2 cos 8
Р — ' 1 ,s Д ' / г д_ р
6,6г + у Р + b С cos2 f>
(29)
'Где Р'ин ш — общая динамическая нагрузка кг;
Р — окружное усилие кг;
v —окружная скорость на начальной окружности м/сек;
Сд — фактор деформации кг/см; величины Сд берутся из табл. 41
или определяются по формулам (стр. 179);
bs — рабочая ширина обода шестерни, см;
{3—угол геликса.
Результаты, получаемые по формуле (29), достаточно хорошо согласуются
с данными эксплоатационной прак-
тики.
•Для случая планетарных шес-
терен в формулы (28) или (29) для
определения величины динамиче-
ской нагрузки Р;ин или р;йИ1Ц
должна быть подставлена величи-
на скорости v, с которой зубцы
зацепляются.
Уравнение (28) для величины ди-
намической нагрузки Рдин(стр.178)
V м/сек
Фиг 146 Зависимость величины допускаемой
ошибки е от окружной скорости на начальной
окружности зубцов
дает приближенные результаты.
Дело в том, что неточности (ошиб-
ки) в изготовлении зубцов вызы-
вают при работе ускорения и за-
медления; это приводит в свою оче-
редь к изменению величины инер-
ционных усилий на зубцах, которая
зависит от величины масс вращающихся деталей, от величины окружных скоростей
шестерен и от характера и размера неточностей зубцов. Если величина неточ-
ности больше, чем величина деформации под нагрузкой, то усилие передает
только одна пара зубцов, за исключением тех моментов, в течение которых за-
цепление переходит с одного зубца на другой. Вследствие того, что в этих слу-
чаях усилие, возникшее в результате ускорения, прекратилось, нагрузку воспри-
нимает на себя вторая пара зубцов. Так как сила инерции замедляет скорость
вращения ведущей шестерни и ускоряет вращение ведомой, то, ввиду наличия
' разных скоростей, массы, связанные с каждой из шестерен, стремятся вращаться
независимо. Такому стремлению препятствует усилие, приложенное на зубцах.
Поэтому, если бы сила инерции была равна приложенному усилию на зубцах,
то величина, на которую расходятся зубцы, была бы равна действительной
ошибке профиля Упруюсть материала зубцов в действительности уменьшает
эту величину расхождения зубцов
Дальнейшие рассуждения основаны па предположении, что нагрузка пере-
дается только одной парой зацепляющихся между собой зубцов и что при де-
формациях и имеющихся неточностях зацепления будет иметь место постоянное
ускорение. При наличии неточностей зацепления возникают ускорения, ко-
торые способны нарушить соприкосновение между зубцами. При последующем
соединении зубцов произойдет удар, вследствие которого могут возникнуть
усилия, по величине во много раз превышающие передаваемую нагрузку.
Возникающие при неточном изготовлении зубцов шестерен разности в вели-
чинах скоростей могут быть в значительной степени компенсированы самими
' зубцами в том случае, если последние обладают достаточой упругостью;
В практике приходится иметь д|ло с усилиями, возникающими вследствие уско-
рений. и с усилиями, возникающими при ударах '
Обычно в работе имеют место такие конструкции шестеренных передач, у ко-
торых на валу шестерен монтированы детали, обладающие массой определенной
181
вейййины. При расчете этих передач необходимо учитывать влияние величины масс
самых 'шестерен и величины масс деталей, связанных с ними. Величина при-
веденной К начальной окружности шестерен массы характеризуется упругостью
соединяющих отдельные массы деталей (валов, муфт и пр.). Понятно, что чем
больше величина массы присоединенных деталей, тем при прочих равных усло-
виях больше величина добавочной нагрузки на зубцы шестерен.
Детали, соединяющие отдельные массы, обычно бывают упругими и, сле-
довательно, деформирующимися, вследствие чего действительные ускорения
вращающихся масс будут соответственно несколько уменьшены.
Для проведения такого анализа требуется определение следующих величин:
1) приведенных масс, отнесенных к начальным окружностям шестерен;
2) усилий, возникающих вследствие ускорений (инерционных усилий);
3) деформации профилей зубцов;
4) усилия от действующего ускорения.
Приведенные ниже уравнения составлены на основании законов динамики
упругого тела с некоторыми допущениями. При расчете ответственных и сильно
нагруженных передач, каковыми являются редукторы авиационных мо-
торов, необходимо иметь в виду, что вес деталей уменьшен до возможного
минимума, а следовательно, и влияние масс будет значительно меньшим, чем
при средних условиях. Для этого случая величина динамической нагрузки с
учетом действия масс вращающихся деталей может быть выражена следующим
уравнением:
Рдин = Р + //Л2/7—Л) кг; (30)
Здесь
А = ЬаСл + Р кг.
где
А -- 19 000 mi* кг
(здесь 19000 есть фактор, имеющий в данном случае размерность ~);
А — нагрузка, вызываемая ускорением (считая, что материал неупругий);
А — нагрузка, требующаяся для деформирования зубца (от статической
деформации и от неточностей шага зацепления);
/а — сила от действующего ускорения;
гг — радиус начальной окружности ведущей шестерни, см;
г2 — радиус начальной окружности ведомой шестерни, см;
v — скорость на начальной окружности, м/рек;
т — эффективная масса, приведенная к начальной окружности шестерен,
кг • сек2.
см ’ „
Ли — ширина обода шестерни (длина зубца), см;
Сд—фактор деформации, кг/см;
Р — окружное усилие, действующее на начальной окружности шестерен, кг.
Величина масс т есть величина переменная и зависит от величины масс
щестерен, величины масс деталей, соединенных с шестернями, упругости соеди-
няющих эти массы валов или муфт, точности зацепления шестерен, скорости
на начальной окружности шестерен.
Если все вышеназванные величины известны, то, применяя следующие урав-
нения, можно определить величину эффективной массы, приведенной к началь-
ной окружности шестерен.
т.т, „,
т =-----—кг • секшем;
тг -;-т. 1
эффективная масса на начальной окружности малой шестерни.
т1 = тм + тп1 кг • секшем;
эффективная масса на начальной окружности большой шестерни
т2 — /н0 4- тач кг • секшем
132
Здесь тк — масса малой шестерни^-приведенная к начальной окружности ра-
диуса /г, кг-сек2[см;
ms —масса большой шестерни, приведенная к начальной окружности
радиуса г2, кг- сек2/см;
та 1 — приведенное к начальной окружности малой шестерни влияние
массы шк на профиль зубца малой шестерни, кг-сек2]см;
угв^Ц\с1-в1
Шп1 = —-----2Д-------- кг ' сек /см’
Причем
/Д= 19000 fri-+-L=Y ткц2 Лг>
В1 = (тч 4- тб) Аг 4- етГ, Sv
Сх = етктб L\,
где тк — эффективная масса (кривошипног о механизма), полученная от масс,
соединенных с малой шестерней, приведенная к радиусу /у, кг-сек2/см;
19 000—фактор, имеющий в данном случае размерность см3/м2, ,
2t — фактор эластичности соединения на валу малой шестерни-
о
"1 <-1Г1 ’
<ft—-угон закручивания вала в радианах;
е — действующая ошибка, см;
та.,— приведенное к начальной окружности большой шестерни влияние
массы тв на профиль зубца большой шестерни,' кг-сек2/см:
т„2 —2д---------кг сен2;см,
причем
А2 = 19 000 У mBv2 кг,
В2 = (т^ 4- т5) А„ 4- еты S2,
С, =- emBm42a,
где тв — эффективная масса (винта и вала редуктора), полученная от масс
деталей, соединенных с большой шестерней, приведенная к радиусу
г2; кг-сек2/см;
19000 — фактор, имеющий в данном случае размерность см31м2,
2^ — фактор эластичности соединения на валу большой шестерни:
<р3 — угол закручивания вала в радианах
В частном случае при сплошных (неполых) цилиндрических валах:
где о?! и d2—-диаметры валов, см,
Gt и G.,— модули упругости материала валов при кручении, кг/см2;-
1Г и 12 — расчетные длины валов, см
В зубчатых передачах, состоящих из нескольких пар шестерен, при дан- ,
ном плавно действующем ведущем окружном усилии в первой паре за-
цепляющихся шестерен, в последующих по направлению передаваемой мощности
парЗх шестерен будут возникать пульсирующие нагрузки, величина которых
в большей или меньшей степени зависит от упругости материала зубцов и.Вели-’
чины ошибок профилей. Действие и распределение этих пульсирующих нагрузок
может быть таково, что в некоторые периоды наибольшие значения нагрузки
будут складываться с инерционными усилиями или ударными нагрузками,
возникающими при работе в предыдущей паре зацепляющихся шестерен.
Инерционные усилия и ударные нагрузки, возникающие при работе первой
пары зацепляющихся шестерен, вследствие упругости зубцов шестерен
и передающих усилия промежуточных дез алей (валы, муфгы и нр.), а также
работы, поглощаемой внутренним трением, не всегда будут передаваться на
зубцы последующей пары зацепляющихся шестерен.
шестернями редуктора V-образиого 12-цитипдроны о .пш.-щнониого моюра.
д luii.i и рине (рипых ч нт пана ре [\i. rup.i it 1 ч*>ртн faниинпых iipv-
rhtfii на V'hic 11>'* м(м»д\ нсдомоп и[(*(. i}>in и и пищим, / -к |шнгдецпаи длина ьо-
H‘11'1,1 П 1Г<' ва II ХК'-КД > В<‘Д\ |1|(Т И ]ИН 11 II V(‘< I ОД (t IK I НИЯ < и С ргдо | ЧЧСП Hl I II
м,и сы I, р и к» > I ini 111 р' । < । М|‘\ац(|!М(
Особенности передач с несколькими парами зацепляющихся шее герен, имею-
щих в своей схеме кроме указанных выше и такой неопределенный элемент,
как промежуточную передачу, состоящую из ряда взаимно зацепляющихся ше-
стерен, чрезвычайно затрудняют точный расчет.
Часшчио такие передачи могут бьпь исследованы методом, применяемым
при определении влияния величины вращающихся масс, укрепленных на валах
шестерен.
Для редукторов со смещенной осью (с двумя шеещрнями) вьн одно применять
шевронные шестерни, гак как они при прочих равных условиях обеспечивают
исключительную плавность при зацеплении вследствие ты о, что в них нагрузка
с одного зубца на другой переходит без. удара: .но имеет очень важное значение
для сроков службы сильно нагруженных шестерен.
В редукторах с большим количеством сателлп'чых шестерен стремятся
к возможно более равномерному распределению нагрузок между зубцами одно-
временно работающих са1еллитов. Попытки разрешения окно вопроса привели
к конструкции звеньевой цепи, к которой крепятся концы осей сателлитов. В не-
которых конструкциях обеспечивалась достаточная гибкость валиков кресто-
вины и самых сателлитов. В этом случае уравнивание н;ч рузок должно было
достигаться за счет прогибов при работе указанных деталей.
Пример. Определим величину ударной uai рузкн P't,И|1но приближенной
формуле Бэкншэма (28) для условий нашего примера, приведенного в Приложе-
нии И, предполагая, что шестерни выполнены с прямыми зубцами при ш,
.5 мм. Дано: Р 4080 кг; е 0,005 см; о 20 ; /Д ЛД 2150 000 кг!ся-.
Т<» да:
Сд 597 кг см,
п, е юдоваи'лыю. согласно формуле (28)
(В Lt
9240 к,‘.
i-
р Определим влияние масс для нашего примера.
< ’ Схематическое расположение масс механизма этого У:образного 12-ци-
линдрового мотора представлено на фиг. 147.
' Для этого случая имеем:
/пм = 0,0053 кг • сек*1см,
тк = 0,1035 кг • секшем
условно считаем суммарную
массу отдельных кривошипов,
сосредоточенной в середине
длины коленчатого вала;
/Иг, = 0,0135 кг • секшем
тв = 3,700 кг сек2!см
2г = 57 500 кг!см
22 = 10 200 кг)см (с учетом амортизационных пружин).
Тогда согласно формулам, приведенным на стр. 182 и 183, получаем:
т = 0,0043 кг • секЧсм.
Далее, согласно данным тех же формул, имеем:
Л = 867 кг,
f2 = 9160 кг
fa = 795 кг.
Величина динамической нагрузки с учетом масс будет:
Рдии = 7800 кг. .
Величина силы удара в зубцах шестерен может быть уменьшена увеличением
точности изготовления зубцов, повышением чистоты отделки их рабочих по-
верхностей, уменьшением масс и т. д.
Заслуживает в этом отношении особого внимания мероприятие, введенное
в британский стандарт, а именно: незначительное отступление от эвольвентного
профиля у самой вершины зубца, что дает возможность уменьшить скорость
удара, а следовательно, и его силу в несколько раз.
Для определения степени влияния амортизационных пружин, поставлен-
ных в случае нашего примера между большой шестерней и валом винта, про-
ведем такой же расчет в предположении, что пружин нет и, следовательно, боль-
шая шестерня «епосредственно укреплена на валу винта. В этом случае будет:
Б’2 = 44000 кг/ем;
все остальные исходные данные остаются без изменения.
После пересчета получим:
/’дин — 7830 кг.
Таким образом можно заключить, что влияние амортизационных ..пружин
на величину ударной нагрузки, вообще говоря, незначительно.
Приближенная формула Бэкингэма дает для нашего примера несколько
завышенные (на 15—20%) по величине усилия. ч
Нужно отметить, что в рассматриваемом в нашем примере моторе при расчете
его вала на крутильные колебания обнаружилось, что при резонансе 4-го по^
рядка максимальный крутящий момент с учетом крутильных колебаний достигает
величины 87 250 кг-см при 1980 об/мин коленчатого вала.
2. Расчет на смятие и изнашивание. Местные напряжения у поверхности-
контакта (места соприкосновения) двух зубцов шестерни имеют весьма серьезное
значение. ..:
' 1S5. .
Величина этих напряжении определяет собой величину изнашивания рабочей
поверхности зубца шестерни. Чрезмерные напряжения смятия в зубцах шестерен
влекут за собой преждевременное разрушение поверхностного слоя рабочей
части зубцов шестерен, наступающее очень быстро.
Напряжение смятия возникает в результате взаимного давления выпуклых
поверхностей профиля зубцов. Никогда не следует переходить через пределы
упругости материала во избежание возникновения остаточных деформаций.
В противном случае будет иметь место чрезмерный износ зубцов. Как указывалось
выше, величина напряжения смятия определяет собой толщину смазывающего
Фш . I И. P.iiiipe,Юнис напря-
жения ~ на рабочей поверхно
chi зубцов двух зацепляющихся
шесюрен.
Фиг. 149. Опре ie ieuue зависимости
радиуса кривизны рабочей поверх-
ности $убца от начального диамет-
ра Hiccicpnii и угла зацеп lennji.
зубцы масляпо!о слоя. Чем больше давление на поверхности соприкосновения
и чем меньше относительная скорость скольжения зубцов, тем труднее удержать
масло между соприкасающимися зубцами. На начальной окружности относи-
тельная скорость скольжения прямых зубцов равна нулю, следовательно, тут
имеет место чистое качение одного зубца по другому. В этом месте масло легко
вытесняется, и обнаженные поверхности приходят в непосредственное соприкосно-
вение; если к тому же имеет место напряжение смятия, превосходящее пре-
делы упругости материала зубцов, го износ сщновится неизбежным.
В е л и ч и п а пре д е л ь н ой на г р у з к и па изнашивание зубцов
шестерен зависит от предела выносливости материала на рабочих поверхностях
зубцов, от радиусов кривизны профилей зацепляющихся поверхностей п относи-
тельной 1вердости зацепляющихся поверхностей. Предельная нащрузка на износ
должна быть равна величине динамической нагрузки hjiii несколько превышать ее.
Для определения устойчивости зубцов шестерен на смятие и изнашивание
применим общеизвестную формулу Герца для случая нажатия друг па друга
двух цилиндров.
Можно написать:
1де ссч - максима шипе допуск немое напряжение см'яи’.я материала, пг/см2
(фиг 148);
Р2— усилие, с коюрым зубцы давят дру! па друи,
Ьь - - длина зубца (ширина обода шестерни), см,
rhl — радиус кривизны рабочей новерхност зубца малой шестерни, см;
Ли — радиус кривизны рабочей поверхности зубца большой шестерни, см;
—модуль упругости материала малой шестерни, кг!см2;
—модуль yiipvrocin материл та большой шестерни, кг/см2.
На основании фйг. 149 можно написать:
d, . 4, .
Гм = -J- Sin a; rh2 = - j- Sin а,
где а — угол зацепления;
dt — диаметр начальной окружности малой шестерни, см;
d2 — диаметр начальной окружности большой шестерни, см.
Преобразовывая и замечая, что
Ч 2mszif 2;и
di~di ' m А - zi + 2п ’
где ms — модуль]7 зацепления, обозначим:
для внешнего зацепления,
j = 2Z11
" 2i + 2п
для внутреннего зацепления
д 2гп
п 2п —’ г1
Здесь Ап—коэфициент передаточного числа:
zi — число зубцов малой шестерни;
zn — число зубцов большой шестерни.
Возведя обе части равенства в квадрат, получим:
(32)
(33)
Преобразовывая это выражение путем подстановки, обозначим:
sin а / 1 1 \
Кизк = + ~е2 / кг/см ’
где Кизн — коэфициент напряжения смятия, кг/см2.
Выражение для расчета зубцов шестерен на изнашивание принимает такой
вид:
р изн = dj&H /СизнАц ке, (34а)
где Ризн— предельная нагрузка на зубец, кг, при которой еще не имеет места
разрушающее действие износа (или смятия).
Максимальные значения /Сизн для различных случаев приведены в табл. 44
и 44а. Значения асм (наибольшее напряжение смятия) для сталей изменяются
В зависимости от числа твердости по Бринеллю и числа перемен нагрузки.
Из опытов со сталями удалось установить, что если число твердости по Бри-
неллю превышает 400, то сталь, повидимому, не имеет определенного предела
прочности на усталость, который продолжает понижаться по мере увеличения
числа циклов перемен нагрузки.
Срок службы изменяется обратно пропорционально величине нагрузки. Так,
например, если величина нагрузки удваивается, то срок службы будет в этом
случае составлять приблизительно лишь 10% его первоначальной величины.
Приводимая табл. 44а дает пределы прочности на усталость поверхности ма-
териала для закаленных сталей. Указанные величины /<Изн относятся к шестер-
ням с чисто обработанными рабочими поверхностями зубцов, обеспеченными
хорошей смазкой во время работы.
Определение числа перемен нагрузки (перемен напряжений) может быть
произведено на основании следующих соображений. Число циклов перемен
нагрузки равно
% = т • 60 • пк,
’ г
(34)
187
"* Т а б л и ц а 44
ксимальные допускаемые напряжения смятия
Гоэфициенты напряжения смятия для случая
Двух стальных зацепляющихся шестерен
Число твердости К кг [см1
по Бринеллю ’см 'КИЗН,
малой большой кг[см2 при при
шестерни шестерни a=-14VZ а=20.°
150 150 3 500 2,1 2,9
200 150 4 200 3,0 4,1
250 150 4 900 4,1 5,55
200 200 4 900 4,1 5 55
250 200 5600 5 35 7,25
300 200 6 300 6,75 9,2
250 250 6 300 6,75 9,2
300 250 7 000 8,35 11 4
350 250 7 750 10,1 138
300 300 7 750 10,1 13,8
350 300 8 450 12,0 16,4
400 300 8 800 13,1 17 9
350 350 9150 14,1 19,3
400 350 9850 16,4 22,4
400 400 10 500 18,9 25,8
где* Т —время в часах,
Т а б л и ц а 44а
Значения величины сой и Кнзн для
закаленных сталей
Число твердости | по Бри- не длю ’см, кгрм1 ^изн, кг [см2 при a = 14V2o ^изй, кгссм2 при а=20°
10 000 000 циклов перемен жений напря-
450 13200 29,5 40,5
500 14 750 36,8 50,5
550 16400 45,5 62,2
600 17 900 54,5 —
20000000 циклов перемен напря- жений
1 450 12000 24.2 33,0
500 13400 30£ 41,3
550 14 750 36,9 50,5
600 16 200 44,3 60,5
50000000 циклов перемен жений напря-
450 10 350 18,1 24,7
500 11 600 22,8 31,2
550 12800 27,7 38,2
600 14 100 33,4 45,8
100 000000 циклов перемен жении напря-
45<) 9 300 14,6 20,0
500 10400 18,4 25,0
550 11 450 22,2 30,4
600 12 600 26,9 36,7
в течение кото-
рого шестерня должна работать;
п — среднее число оборотов в минуту
малой (ведущей) шестерни редук-
тора, на котором она работает в
продолжение заданного числа ча-
сов работы 7;
к — число шестерен, с которыми рас-
считываемая шестерня одновре-
менно зацепляется при работе.
Как указывалось выше (стр. 161), макси-
мальное напряжение имеет место на неко-
торой глубине, а не на самой поверхности
площади соприкосновения зубцов. Этим
может быть отчасти объяснено появление
раковин на поверхности соприкосновения,
так как трещина от усталости в мате-
риале детали зарождается на некоторой
глубине от поверхности и, постепенно распространяясь, образует раковину
Вследствие этою необходимо огранич! вать местные напряжения смятия
на зубцах шестерен. Особенно сильно могут сказаться эти соображения
при малых толщинах цементированною или, в особенности, азотированного слоя-
Так, нацример, при толщине азотированною слоя, равной 0,3 мм, напряжение
смятия Р)Пах не рекомендуют брать более 7000—6500 кг/см2.
В практике имеют место следующие значения напряжения смятия на зубцах
для шестерен редукторов авиационных моторов:
1) для цементированных шестерен:
Pmav - 11 000 - 15 000 кг>см2;
2) для азотированных шестерен
Ртах = 10000- 12 000 кг см2.
Для определения величины предельной нагрузки на изнашивание, нагревание
и смятие зубцов шевронных и косозубчатых шестерен
можно пользоваться таким уравнением:
р __ dl
- «йТз кг-
(35)
188
где PU!II m—преде шная ветчина пиру ки hi изнашивание и смятие, кг
г/,— начальный диаметр чаюй шестерни, си,
1\ — рабочая ширина обода шестерни, см,
Кпт — коэфициент напряжения смятия, кг/см1 величины /<1ОИ берутся по
шбл 44 и 44а или определяются по формуле (34)
А, — коэфициент пере да!очног о числа, опре шляется по формулам (32)
или (33)
3—уюл I еликса
Чтобы при работе шестерен бы ia обеспечена их надежность в отношении
их работы на смяте и изнашивание необходимо сохранение неравенства
Р н ш Р П111 ,
г е °начения Риш, ио пленные но формуле (34а), должны быть всегда больше
значении, полученных по форму зам (25), (28) или (30) тля РДИ1„ Р'и„и Р из
расчета на прочнойь
Отношение
Рп I , ,
U
цт ф'— когфициенг запаса (надежноыь) при paooie на изнашивание
Из анализа детальною просчет современных редукторов выяснилось, что
.качения величины коэфициента запаса </ при работе на изнашивание и смязие
могут колебап.ся в npeieiax
ф' -=г 0 85 117
Иа основании данных расчыов редукторов, приведенных в Приложении II,
замечаем что оиюшенис «3 г гя редукторов моторов фирмы Ролльс-Ройс
получилось очень ии.кое (0,85 и 0,88) Рекомендуется иметь оiношение ф'>1
Не исключена возможной!, чю магериа i шсыерен и .убцов допускает более
высокие напряжения смяшя чем бы ю предположено при составлении При-
ложения II Возможно, чю применение высокосортной смазки и несколько
ослабленный режим рабоня шестерен в ус ювиях эксн шагании па самолете
отчасти компенсирую! ни высокие напряжения изнашивания Но все же расчет
показывай, что шсыерпи р< дуктор г моюров фирмы Ролльс-Ройс в смысл.,
изнашивания находят.я hi пределе максимально допустимых напряжений
Метод расчета, предложенный Шмиттером
Д ш 1зип!(>!1.1\ и шсьро.шых шсыерен уси те, приходящееся на единицу
д швы (1 с и) кош 1К1ной шипи, может быть опредешно так
Р f кг с м
где Р, -суммарно. ыь юнце по иньи конюкы, нормыьнэе к направле-
нию зубца, кг,
1,т - мпнима н.ная д шна копытной пшин, си
Радиусы кривизны рабочих новерхноски .убцов мшу г быть выражены так
d ЧП а
2 С0.3, z u’
(/, Sill l
/1 -a LU
> CO.
Тогда на основании фш
150 по 1учасм
Подставляя в форму iy ннюним вс дичин Р >, / , и , получим [см
(9), стр. 162]
/ Р (</t Li ) ,
=cpeja — 2b0 I / . — — -------- кг сч~
I/ Sin^cusa^
формулу'
13<
190
Фиг. 150. Схема усилий в зубцах шевронных
шестерен.
Фиг 151. Величина предельных напряжении усталости на срез для материала
поверхности сталей при разном числе циклов перемен нагрузки.
I— дтя 10 000 000 циклов перемен нагрузки, Л—для 20 000 000 циклов перемен нагрузки7,
III— дли 50 000 000 циклов перемен нагрузки, IV—для 100 000 000 циклов перемен нагруз-
ки, И—для большой (ведомой) шестерни (по данным Шмиттера), VI—д 1я малой (ведущей)
шестерни (по данным Шмиттера).
^еЛичина окружного усилия будет:
1 р— ( ’среза Y as cos
* / \ 260 ) dj + d. he'
Величина удельного окружного усилия, приходящегося на единицу ширины
' обода шестерни, будет:
Р f С \2 * 4 / (J и
/ среза \ чип 12 : i
дг = I ~fc~ л , Я sin as cos а., кг CM.
b \ 260 / b di + dt s 5 '
Замечаем, что на основании предыдущего:
'mm _ КЫ_ 1_
b ын 1Н ’
где К — коэфициент длины контактной линии;
I — длина линии зацепления, см;
in—шаг зацепления по основной окружности, измеренный нормально
к направлению зубца, см.
Величина может быть представлена так:
где z — степень редукции.
Тогда после подстановки величина окружного усилия может быть представ-
лена так:
Р=(°26(г) (т/Р1 (т~1 ) (sin а4 COS а,) 6 кг. (36)
Назовем в этом уравнении:
/ с \ з
1- 7м = ) —фактором материала.
2. '1Д — К~. = т.т —фактором длины контактной линии,
*Н * * •
где К = 0,9 для общих случаев, /< = 0,95 для стандартных шестерен.
3- 7п = -——фактором степени редукции.
4. 7л = sin as cos —фактором кривизны. ,
Величины напряжений усталости материала на срез могут быть выбираемы
согласно данным фиг. 151. В случае цементированных и азотированных рабочих"
‘ поверхностей зубцов при назначении напряжений должно быть принято во
: внимание число циклов перемен нагрузки каждого зубца за время работы ше-
стерни. Приведенные величины являются ориентировочными и могут быть из-
менены в зависимости от результатов механических испытаний различных сортов
сталей.
Для учета влияния окружной скорости зубцов во время работы и влияния воз-
никающих дополнительных напряжений в это уравнение необходимо ввести фак-
тор скорости т, взяв его по одной из формул (10)—(14). Кроме того, для определения
i величины допускаемого для надежной работы окружного усилия должен быть
' вреден еще один фактор, который учитывал бы особенности конструкции: степень
' Пластичности соединений, количество шестерен, находящихся одновременно
^/Зацеплении, и пр. Учитывающий эти обстоятельства фактор назовем «факто-
трвм конструкции» . Для современных конструкций быстроходных шестерен
\ С ординарным, двойным и тройным перебором можно принимать:
Этот 'фактор увеличивается по мере уменьшения ширины обода шестерни:
Тогда можно написать, что величина динамического окружного усилия будет:
Ад = Ум Тд 'i'n Пк кг (37)
иди, замечая, что:
7ИКр = 71 620—= Рд~-,
"м
•откуда
р„
N. = —® -L-iL л q
2-71620
Получим, подставляя допустимую величину передаваемой мощности:
N _ Ъ.Тд -Гп „ г
е 143 240
Величина окружного усилия Р может быть подставлена также' в формулу Ба-
кингэма, из которой может быть определена величина допустимого окружного
усилия на зубцы с учетом влияния вращающихся масс.
Для примера определим величину расчетной нагрузки по написанным выше
•формулам. Замечаем что шестерни, рассматриваемые в примере, приведенном в
Приложении II, удовлетворяют первому положению первого случая (см.
•стр. 103—104). Тогда:
/ты = 13,4 • 2 = 26,8 см.
Максимальное напряжение среза в нашем случае будет иметь место при-
близительно на глубине 0,25—0,30 мм от рабочей поверхности зубцов, где твер-
дость материала согласно фиг. 124, стр. 154 можно ожидать равной около 600
по Виккерсу, что в переводе дает число твердости по Бринеллю 520—530.
Предположив, что требующаяся продолжительность работы шестерни равна
200 час. и что среднее число оборотов ведущей (малой) шестерни в течение всего
этого срока будет равно 1700 об/мин, определим число циклов перемен нагрузки,
которым будет подвергаться каждый зубец шестерни; число циклов перемен
нагрузки будет:
= 200 • 60 • 1700 20000000.
Тогда, как показано на фиг. 151, сопротивление усталости материала на
•срез осрезапри 20000000 перемен нагрузки будет около 3500 кг/см2.
Допускаемое напряжение среза для шевронных зубцов в этом случае будет
(см. стр. 162):
Асре.за z==; асреза *0 = 3500 0,9 3150 K£[CM~.
Тогда величина допускаемого окружного усилия по формуле (36) будет:
Р= 14300 кг.
Для определения величины динамического окружного усилия, которое может
передавать такая шестерня, необходимо , в величину усилия Р, получаемого
из формулы (36), ввести поправку на коэфициенты скорости 7 и «фактор кон-
струкции» . Примем для нашего примера, приведенного в Приложении. Пт
7 = -у'" = 0,45 (см. стр. 166);
-jK — 0,65 (см. стр. 191)
Тогда по формуле (37) получим:
, Рд = 4180кг.
192
t Расчет зубцов конических шестерен на прочность
Расчет на прочность зубцов конических шестерен может быть произведен,
'еслй предположить, что при действии окружного усилия в зубце конической
шестерни с прямыми зубцами во всех сечениях вдоль всего зубца возникают
одинаковые по своей величине напряжения, причем равнодействующая всех
сил, приложенных к зубцу, приложена в средине длины образующей зубца
Сделав такие допущения, можно рассчитывать зубцы конической шестерни по
формулам, применяемым в этом случае для цилиндрических шестерен, как бы
заменив рассчитываемую коническую шестерню эквивалентной цилиндрической
шестерней с диаметром
шириной 6К0Ни модулем тср. Здесь £>2 и —диаметры начальных окружностей
конусов (см фиг. 109, стр. 121).
Согласно обозначениям фиг. 109 можно написать:
£?ср — Окон 51П &кон-
Коэфициент, учитывающий продолжительность зацепления, принимают наи-
меньшим:
= 1-
Тогда:
РИЗГ. КОП — 3/^К0Н^ерУ "|Чс КЗ,
Причем у надо брать для
' _______________________ Z, ' ______ zt . _
Z2~cos0? ^“cosfl? Тср~^тср;
здесь Ризг. кон — допустимая нагрузка, кг;
Zi и z2 — числа зубцов зацепляющихся шестерен;
' /Ср — средний шаг зацепления, см;
7 — коэфициент скорости, выбираемый согласно данным стр. 166:
— предел усталости при изгибе, кг/см2.
Предельная-статическая нагрузка зубца может быть оценена так:
^стТвон ~ 3 з^КОи/срУ КЗ,
где os — предел текучести материала, кг/см2.
Для определения выносливости на изнашивание рабочих поверхностей зубцов
конических шестерен используем преобразованную2 формулу Фишера, в ре-
зультате чего:
Г1 С2 sin а ( 1 ( и п2 о sin fll
^изп. кон - 1>4 " ( £1 Г -Е-) Окои 2 si„ „ sin
ИЛИ
Р If /Т2 р sin О,
изн. кон = Аизн ^/’«onl-linTsiTer Кг’ ''°'
Здесь кизн—можно брать из таблицы Бэкингэма (табл. 44 и 44а);
Ev и Е, — модули упругости материала ведущей и ведомой шестерен, кг/см2;
01 и 62 — углы делительных конусов рассчитываемой и зацепляющейся ше-
стерен;
0 —• межосевой угол;
а—угол зацепления;
D.,— диаметр начальной окружности рассчитываемой шестерни, см
(см. фиг. 109);
Д ____ /’кон I < J’ltOH I i ( /’кон V I
t L 'Г 3 < L j J ’
где йкон — ширина шестерни, см (фиг. 109);
L — образующая конуса (дистанция), см (фиг. 109);
^изн.кон — предельная нагрузка на изнашивание, кг.
1 А ч е р к а н, Расчет и конструкция металлорежущих станков, т. 1, гл. VI,
’ Там же.
В. А. Доллежаль—S44—13 193
Результаты исследований Лера
t Лер (Lehr, Франция) провел сравнительный расчет (табл. 45) ряда суще-
ствующих новейших редукторов авиационных моторов, приняв в соображение
следующие коэфициенты:
1. Изгиб зубцов (фиг. 152):
h Р
коэфициент изгиба Ki= --^-^-кг/мм2.
~б
где h — высота зубца, мм;
b — длина зубца по образующей шестерни, мм;
а — толщина зубца у основания (у ножки, у корня), мм
2. Давление (смятие) зубцов.
1 Р , ,
т,— -у кг! мм2.
Фиг
а где гк1 и zk2 — радиусы кривизны рабочих поверхно-
152. Схема приложения стей зубцов зацепляющихся шестерен, мм.
усилия на зубец 3. Нагревание.
коэфициент нагревания К3 =
Щ ± Щ
Zj (1га) ’
Здесь i\—радиус начальной окружности малой шестерни, мм;
Zi — число зубцов малой шестерни,
и п2 — числа оборотов в минуту малой и большой шестерен;
b—длина зубца по образующей, мм
Если одна из колеблющихся масс относительно велика, а другая отно-
сительно мала (как это имеет место в редукторных авиационных моторах при
работе с винтом), то тогда масса, связанная с валом, на котором сидит винт,,
будет вращаться, вообще говоря, равномерно, а меньшая масса, связанная с
кривошипом, будет повторять все колебания последнего.
Величины сил, возникающих от наличия в этих случаях ускорений, могут
быть определены, если известен закон изменения движения. Можно принять
с достаточной для практики точностью для зубчатых зацеплений, что изменение
движения зубца является частью синусоидального колебания. При этом пред-
положении наибольшая сила инерции, действующая на зубцы шестерен, будет:
Г = О,О11л^щШо,
где F — величина дополнительного окружного усилия, возникающего в резуль-
тате наличия ошибок в зубцах, кг;
ай — ошибка в зубцах (амплитуда колебания) или величина отклонения
ведущей шестерни от среднего значения, мм-.
М — величина массы вращающихся с шестерней деталей, связанной жестко
с зубцами ведущей шестерни, отнесенная к начальной окружности
шестерни;
zz1 — число оборотов в минуту малой шестерни;
— число периодов колебаний, происходящих на прртяжении одного обо-
рота малой шестерни; оно равно по крайней мере числу зубцов z.
Нужно стремиться чтобы величина окружного полезного усилия была бы
не меньше силы F, так как в противном случае зубцы разойдутся и потом вновь
-сойдутся с ударом, и колеса начнут вибрировать ‘
Необходимо стремиться к уменьшению массы М у обеих или по крайней
мере у одной шестерни, уменьшать величину колеблющихся совместно с ше=
194
961
. тт?—“ to o* 1 to to о* to D. CD 1 щ ST | w* Тип редуктора
ТПТ Коронная Сателлит Неподвижн. Коронная Сателлит Неподвижн. I П т g <л з tn g tn g спз Род шестерен
оронная ателлит еподвмжн-. (П “ О О CD О CD о CD л а ь ьа aS О и О СТ CD 0" CD 0" SD й 6 s ЁИ Е » Е » Q CD О CD tT CD tr JD Ё so P so
ная [ИТ ВИЖН. CD JO i 1 W r CD CD 1 CD
I
ОО*&. ОО 4b. да 'Ьх 122,5 51.83 73,5 94,65 55 94,65 чозХ о — с ел 00 to да ел 87,5 122,5 1 91 136,5 96 144 о о to 00 to 00 O) 4b- Радиус ча окружное™ число sv6h чальной I, мм
4^ КЗ 4^ СП о сл 1 CO — 4b. Ч СО Ц1 45; 26' 9,13 ’ co KO 1 СП co 1 JX. IO пв г- з у
СП СЛ СП CDO> СП О 4b. О tOOO
8,32 00 00 Ч ел CD 00 00 14,7 12,5 iZJ'oi i 10,121 высота зубцов h мм
7,83 — о gq мое -О ОХ СП да CD да ч — | 12,8 113,5 to 11,7 to толщина зубца у основания я, мм б ц ы
В 4b. О со о 4ь. О to to to 4ь. 4b. 4 4^ .UI -о да •Ч Ф».*1 СП О сл СП О ! O 4b. 4ь. СП to to g g длина зубца b мм
CO со СО О) 1 1 11 1 1 1 Число сателлитов
to о 0 to о о to о о to о о to 0 to o о CD to о to o о to о о Угол зацепления
2400 2250 2280 1 1 2120 । 2000 | 2650 2200 2050 2400 2600 2600 число оборотов коленчатого вала об/мин
К 159 i 132,5 । 330 233 £2.1 X to 245 227,5 165 165 средн, крутящий момент на колен- чатом валу, кг/м Данн
4b. CD CD 4b. to to ! к> да to to число цилиндров мотора ые м
1,50 1,50 1,17 1,24 1,24 : \ t-E‘1 0IT 1,24 1,24 1,24 отношение макси- мального крутяще- го момента к сред- нему отора
266 | 238,5 199- 388 to да со 215 176 i 270 to 00 to '. 205 . 205 максимальный крутящий момент кг/м
1057 947 790 1056 9101 252 2010 2970 2920 9681 1 2440 Окружное усилие Р, кг
26,4 23,6 19,8 29,2 FSZ ,00 СП СП co 4ь. 4b. to СП да To GO GO JD 4 СЛ — СЛ '4b. 1 4b. GO jD^b-l СЛ Q) GJ—/—Си 1 4b. 4b. да о дам £ “0
21,4 co to 1 16,1 — to — Ч 040 to 4b. - 1' 17,5 co J—GO О ОЗ О 19,7 18,6 CD 00 О 22,9 I 22,3 to — ОФ QtJ 17,2 20,6 л Ti Л ь*
14,4 Ft I — to to о oo о 16,25 L‘L rti 17,45 j 18,7. 00 00 cn 22,2 to Cn мм
0,92 1 0,82 i 0,69 — О ьо ч to со 1 0,78 j 0,37 0,68 1,29 | 1,06 ' 1,34 sot 1,42 л ta *
2400 2250 2280 2120 2000 । 2650 j 2200 j 2050 2400 i 2600 009E j XS Чи< обор шест об/А
' 2400 2400 1 2250 I 2250 2280 2280 2770 2770 to to о о оо о о Cn Cn 00 00 4b. 4b. О О 1570 1366 1600 1735 1735 3 и ерей шн ч ь э © 33
4800 2400 4500 2250 to to СЛ 00 о о о 650 2770 to 4b- о о о о о о ; 3i9o 5840 | 3770 1 3416 4000 I 4335 ! 4335 г Н г к 1
to—to M—to to —t6 M—IO — A.-n -м3- — оо СР 4* 4b. to— to 4ь» 4b.~4b. GO — СЛ to Goto to to bo ST iT 1,5 2,6 1 2,1 3,9 to — C) 4b. 1
il [ 2300 2800 ,1150 1 1900 2400 : 950 ЭЮ 2200. 3000 2006 2400 1000 to to 4b. £b> О <э СЛ QOQ 2300 1300 2300 1200 2350 1250 1400 750 2600 1400 > ы ? "
Таблица 45
стернёй масс или вводить пружинный амортизатор между шестерней и коле-
блющейся совместно с ней массой
Уменьшение ошибки а0 может быть достигнуто более высокой точностью
обработки (шлифовкой).
При прочих равных условиях меньший модуль зубцов позволяет получить
более высокую точность, но есть опасность в возрастании в этом случае вели-
чины Хк =? z
Анализируя свою таблицу, Лер приходит к заключению, что в современных
редукторах авиамоторов имеют место такие средние и максимальные значения
принятых им коэфициенгов
Для редукторов, выпотнениых по схеме.1а
Средние Максималь ные
Ki 20,5 кг/мм" 22,9 кг/мм3
к. . 1 25 к, /мм3 1,42 кг]мм3
Ki . .... 2200 2600
Для редукторов, выполненных по схемам 2а, 2Ь и 2d
Средние
17,5 кг/мм2
0,85 кг] мм3
2800
Максимальные
21,4 кг] мм1
1,22 кг]мм2
3300
Kt
К>
2. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА НА ПРОЧНОСТЬ
Определение величины жироскопического момента
ОсЬ вращения
винта
Фиг. 153 Схема к опреде-
лению* жироскопического
момента винта
ОсЬ вращения
самолета
Авиационный редукторный мотор, установленный на самолете и работающий
на воздушный гребной винт, испытывает в полете
некоторые нагрузки на свои детали, зависящее от -
изменений направления полета и скорости. К такого
рода нагрузкам относится и действие жироскопиче-
ского момента от винта
Жироскопический момент появляется в резуль-
тате действия поворотного ускорения, имеющего
место при изменении направления оси вращения
винта Появляющаяся при этом пара сил стремится
повернуть ось вращения винта в такое положение,
чтобы она совпадала с осью вращения всего само-
лета
Выражение для величины жироскопического мо-
мента двухлопастного винта напишется так (фиг. 153):
Жир ma\ = 2/oWU)! sin a sin р кг-м,
где /0 — момент инерции винта кг-м - сек2,
ш —угловая скорость вращения винта сек—1;
— угловая скорость вращения самолета сек-1;
углы аир для случая максимального (расчетного) значения равны 90°.
Момент инерции может быть выражен так
10 = Mr2,
здесь М — масса винта, кг • сек2/м;
г — радиус инерции винта, м;
М — кг-сек2{м,
где G — вес винта, кг;
g— ускорение силы тяжести, равное 9,81 л//се№.
Тогда
Gr2
/0 = -ооГ кг-м-сек2-
100
; ' l^ec ЛйнТа может быть определен по приведенным йьййе ДШйШм <Йр. 3&)
¥ * Радиус инерции винта может быть выражен так:
Г = е/? М,
где R — радиус винта, равный D~ м;
е,— коэфициент, зависящий от материала и размеров винта; обычно этот
коэфициент лежит в пределах от 0,35 до 0,50. Радиус инерции винта
может быть принят-
для деревянных винтов
г = (0,4 — 0,48) R м",
для метачлических винтов
г -=(0,35 — 0,40)/? м.
Для практических целей в обычных расчетах достаточно бывает при опре-
делении жироскопического момента Л4жир. тах учитывать момент инерции только
Самого винта 10. Но для более точных расчетов или при особенностях конструкции
необходимо при определении величины жироскопического момента Л1ЖИр.гаах
учитывать также влияние веса втулки винта.
Угловая скорость винта
где лр — число оборотов винта в минуту.
Угловая скорость самолета:
2л -!
“1 -- -в- сек ,
где S — время полного поворота самолета в секундах, которое может быть
принято: для истребителя 4—6 сек , для разведчика 10 сек. и для тяжелых са-
молетов 20 сек
При двухлопастном винте жироскопический момент приобретает максималь-
ную величину дважды за один оборот винта. С этой точки зрения более благо-
приятными являются трехлопастные винты, для которых жироскопический
момент будет выражен так
-44;1;ир щах ~ ? К2’М,
что представляет в два раза меньшую величину, чем для двухлопастного винта.
Угол £ для случая максимального значения равен 90°.
Определение величины центробежной силы, вызванной неуравновешенностью
винта
t Каждый винт, как бы точно он ни был изготовлен, страдает всегда некоторой
неуравновешенностью. Эта неуравновешенность при вращении винта порождает
центробежную силу, которую можно выразить так.
(7, Рд
7’ кг,
gR
где G, — неуравновешенная сила винта, кг (согласно техническим требованиям
на винты допускаемая неуравновешенность на конце лопасти винта
может быть не выше 5 г);
7? — радиус винта, м;
g — ускорение силы тяжести, равное 9,81 м1сек2',
ив — окружная скорость на конце лопасти винта.
nRn
Рв = ~3(Г MiceK“’ ’
Пр — число оборотов винта в минуту. i
1*7
1 ? Определение усилий, действующих на детали редукторов; расчет вала
редуктора на прочность
При расчете деталей редуктора должны, быть приняты во. внимание все силы,
действующие в нем, а именно:
!) сила Р2, действующая на зубец от окружного усилия, кг;
2) крутящий момент Мкр рсд, кг • м;
3) жироскопический момент Л1жир. тах, кг. м; '
4) вес винта и втулки Gp + Gp, кг;
5) неуравновешенная центробежная сила винга Т, кг;
б) осевая сила А, растягивающая в случае тянущего винта конец вала за
. (см. стр. 203).
на
упорным подшипником, кг
Схема приложения сил
Ведомая
Р
Рг
Рг
'.В еду шин
Фиг. 154. Разложение сил в шестер-
нях редуктора (для случая двух
цилиндрических шестерен).
Р2
Р
вал редуктора в случае редуктора, выполненного
по схеме 1а (фиг. 8), представлена на фиг. 154
и 155.
Расчет вала на прочность производится по
обычным общепринятым методам. Суммарные
напряжения необходимо брать не выше преде-
лов усталости материала.
Расчет вала редуктора, выполненного по схе-
ме 1а, производится на следующие усилия.
Определяют реакции сил в опорах А и В
(фиг. 154 и 155). В горизонтальной плоскости
действуют следующие силы:
1. От окружного усилия:
п> Ра
Р •=----кг,
а + Ь ’
Р" - кг
' - а+ ЬКг-
2. От жироскопического момента:
Q = —1SB кг.
а + Ь
Для надежности расчета действие жироскопического момента можно пред-
полагать в горизонтальной плоскости, так как в этом случае имеют место наивыс-
Фиг. 155. Схема расположения действующих сил на валу редуктора
для расчета на прочность.
щие из возможных суммарные усилия на опорах. Необходимо проверить и
другие варианты величины возможных суммарных сил реакции на опорах и
выбрать за расчетный тот вариант их направления, который может вызвать
йо время работы наибольшие напряжения.
1®8
кг.
'• ' 3.' От неуравновешенной силы винта:
• р'__Т (а + Ь + с)
7,1------а-Гь~ кг>
р” __ Тс
и а + ь
Неуравновешенная сила винта есть силовой вектор, вращающийся с той же
скоростью, как и самый винт, и в плоскости вращения винта. При расчетах на проч-
ность необходимо выбирать такие направления этой силы, которые представ-
ляли бы наихудший из возможных в практической работе случаев.
4. От собственного веса винта и втулки:
G„ (а + b + с) G„ с
Gt в ' 7 Г>" в
=-------------- Кг (у —----
а 4- Ь ’ а + b
Тогда изгибающий момент в точке D, действующий в горизонтальной пло-
скости , будет:
кг.
'Ипзг. гор — (р 4” Q 4~ Риб кг-см,
или
АТцзг. го р - {p"d + Q + р"н)а кг-см.
Изгибающий момент в точке D, действующий в вертикальной плоскости,
будет:
А^цзг. верт ;— G Ь Кг-СМ.
Расчетный изгибающий момент в точке D будет:
АГцзг —j/"Л1изг.гор + -Ми3г. верт К2-СМ. ...{
ч Изгибающий момент, действующий на вал винта в вертикальной плоскости
< в точке В, будет:
АГизг. в — (Т 4” GB) с 4” АТжир кг-см. '
Для расчетного значения этого изгибающего момента нужно предположить,
что сила Т действует по направлению силы GB •
Напряжение изгиба вала в сечении точки D будет:
м
-1131=-^-кг/см^
"ИЗГ
где 1тизг — модуль сопротивления изгибу, см3:
п / di —d* \ ,
щизг=32-(_1____}Сл/3,
di и d — наружный и внутренний диаметры вала винта в расчетном сечении
Напряжение кручения от крутящего момента Af„p будет:
Мкп
... . Зкр = - KzjCM?',
ч
здесь Wnp — модуль сопротивления кручению:
Суммарное напряжение в валу винта в точке D определится по формуле
Сен-Венана:
Аналогичным
Бинта в Сечении
4
°сумм — 0,35злзг -р 0,65 j/" зйзг 4- 4бкр кг)см- • ,
образом могут быть определены также напряжения в валу
точки В.
ISO
Здесь напряжение изгиба будет:
МИ§ГВ , о
Зизг в — ~ , кг]см .
WB
Напряжение растяжения в расчетном сечении (под упорным подшипником)
от действия силы тяги винта будет.
Зраст — “ Кг’СМ2.
У
Если предположить, что упорный подшипник монтирован совместно с опор-
ным подшипником, т. е. в точке В, тогда суммарное напряжение в валу от
растяжения и изгиба будет.
аВ — Злзг В “Ь Зраст КС’СМГ.
Напряжение кручения в сечении точки В в этом случае будет;
I
Звр в ~ ..у- кг]см~.
wbp В
Тогда суммарное расчетное напряжение в сечении точки В может быть опре-
делено по формуле Сен-Венана:
[° сумм В ~ 0,35зв + 0,65У зв+ 4з“р в кг/см2.
Предлагаемый вариант расчета является одним из возможных. Необходимо
в каждом отдельном случае учитывать своеобразность конструкции рассчиты-
ваемого редуктора. Кроме того, необходимо просмотреть несколько из возможных
вариантов расположения отдельных усилий и выбрать из них наиболее опасный.
Допускаемые величины суммарных напряжений для валов редуктора авиа-
ционных моторов при условии применения высоколегированных сталей нахо-
дятся в пределах 1800—2300 кг/см2.
Как правило, в ответственных деталях нужно особенно избегать резких
переходов и острых подрезов; радиусы закруглений должны быть сделаны
плавными и достаточной величины во избежание возможной концентрации на-
пряжений; с этой же целью поверхности вала должны быть механически обра-
ботаны насколько возможно чисто
Для других схем редукторов, сообразуясь с расположением передающих
усилия деталей, приходится решать вопрос об определении действующих на
вал сил отдельно в каждом случае
Расчет редукторов с сателлитными шестернями
(коническими или цилиндрическими) ведется на суммарное усилие на зубцы Р2
от окружного усилия Р, действующего на начальной окружности ведущей ше-
стерни редуктора. Величина этого усилия должна быть разложена на каждый
сателлит, зацепляющийся с ведущей шестерней. Тогда расчетная сила, действую-
щая на зубец каждой из сателлитных шестерен, будет.
рге=-и кгг
44 «>
где Р2 суммарная сила на зубцы ог окружною усилия на начальной окруж-
ности ведущей шестерни редуктора, кг;
и — количество сателлитных шестерен, зацепляющихся с ведущей ше-
стерней.
Сила, воспринимаемая подшипником сателлитной шестерни и одновременно
изгибающая ее палец, направлена перпендикулярно к оси пальца- сателлита
и равна удвоенной силе давления 'йа зубец сателлитной шестерни.
Суммарное усилие на зубцах неподвижной шестерни от всех зацепляющихся
с неподвижной шестерней сателлитов будет.
Рнеп = РU : P> Кс.
200
Налагая:
Р9С= —кг
- COS а
ПолугГим:
Рнеп = — — U — ----- кг,
нвп eos a cos а
е
где Рс — часть окружного усилия, приходящаяся на один сателлит, кг;
а. — угол зацепления шестерен;
Р — окружное усилие на начальной окружности ведущей шестерни, кг;
Р = Рси кг.
В случае редукторов с коническими шестернями необходимо при проектиро-
вании учитывать все силы, действующие в такого рода механизме. При
наличии конических шестерен имеют место усилия, действующие в напра-
влении оси вращения шестерен. Для восприятия этих сил в редукторах с кони-
ческими зубчатыми колесами предусматривают специальный упорный подшипник
(подпятник) у каждой конической шестерни.
Фиг. 156 Схема расположения сил в редукторе с коническими сател-
литными шестернями (типа Фарман).
Определение сил, действующих вдоль оси вращения конических шестерен,,
может быть сделано по общеизвестным формулам, имеющимся в любом курсе-
Деталей машин.
На фиг. 156 представлена для примера схема редуктора типа Фарман. Из:
фигуры следует:
Q = Р2, sin а кг. '
I
На основании предыдущего можем написать:
Р
О -= —— sin » = Р, tg г кг.
COS а с °
Замечаем из фиг. 156, что:
^сат ___________________________ _ *^н»н
2 sin Ч, 2 sin fij 2 sin 6т
И
+ 2?2 -Нз = 180°.
Кроме того, нам известно, что:
— msZj см,
dcaT = msz1T см,
^неп — MsZlII CM.
<Мк5да определяем величины углов р,, ра и ра. Из фиг. 156 следует:
Тх = Q sin pt = Рс tg 7, sin р4 кг.
Аналогично этому получим:
Т2 = P6tgasinp3 кг,
Ts = Pctg7sinp3 кг.
Фиг. 157. Расположение сил в редукторе с цилиндрическими сателлитными,
шестернями.
»
Так как число сателлитов равно и, то естественно, что расчет упорных под-
шипников ведущей и неподвижной шестерен должен быть произведен на усилие
Ft = 7\ii = Pcii tg a sin рг = Р tg а sin р4 кг
для ведущей шестерни и
F3 = Таи = Рси tg а sin р3 = Р tg 7 sin р3 кг
для неподвижной шестерни.
Упорный подшипник сателлитной шестерни должен быть рассчитан на усилие:
F2 = Т2 + S cos р4 кг.
Величина S представляет собой центробежную силу, появляющуюся при
вращении сателлита вокруг оси вала винта:
G г2
S - —л— кг,
g/?c
где G,_. — вес сателлита, кг;
g = 9,81 —ускорение силы тяжести, м/сек2;
Rc —г расстояние о г оси вала винта до центра тяжести
сателлитной шестерни, м;
r.Rc Пц i п .
vc — —30 м/сек — окружная скорость на радиусе вращения
пр — число оборотов вала винта в минуту;
р4 = 9О°-(Р2 + Рз).
202
,-‘.y ',v. ч> - * а ., > < ; V • ч*И
'Эти же силы должны быть приняты во внимание при расчете пальцец сател-'
литных шестерен, так как они вызовут в последних напряжения растяжения
и изгиба.
Сила Ssinp4 (фиг. 156) будет действовать перпендикулярно к направлению
оси пальца сателлитной шестерни и, слагаясь геометрически с силой давления
на ось пальца от окружного усилия Р2, дает результирующее усилие для расчета
яальца и радиального подшипника сателлитной шестерни.
На фиг. 157 представлена схема разложения сил для редуктора с цилиндри-
ческими сателлитными шестернями.
Расчет на прочность основных деталей производится по общепринятым прин-
ципам. Принципы расчета картера, а равно и вопросы расчета на крутильные
колебания, достаточно подробно освещены в труде проф. И. Ш. Неймана «Дина-
мика .и расчет на прочность авиационных двигателей».
Выбор подшипников качения и расчет упорного подшипника вала винта;
материалы для скользящих подшипников
В редукторах современных авиационных моторов находят применение самые
разнообразные типы подшипников качения.
Упорный носовой подшипник должен воспринимать как тянущие, так и
толкающие усилия, возникающие при работе винта. Ввиду значительных вели-
чин осевых нагрузок в современных редукторных моторах большинство кон-
структоров стремится разгрузить носовой подшипник от радиальных нагрузок
й заставить его воспринимать только силу тяги винта.
Выбор подшипника качения, подверженного одновременному действию осевой
и‘радиальной нагрузок, производится на основании расчета по формуле:
Рэ = 7? + у А кг,
где Р,, — эквивалентная чцсто радиальная нагрузка, по которой высчитывается
долговечность подшипника, кг;
R — существующая радиальная нагрузка подшипника, кг;
А — существующая осевая нагрузка подшипника, кг;
у — коэфициент, зависящий от типа подшипника (указывается заводом,
изготовившим подшипник).
Определив эквивалентную чисто радиальную нагрузку Ра, можно подобрать
такой размер подшипника, который дает желаемую долговечность. Тогда на-
грузка подшипника, выбираемая для данных чисел оборотов по каталогу,
берется по формуле:
Q = Pas кг,
Где s — коэфициент безопасности, указываемый заводом.
Радиальная нагрузка R определяется расчетом. Осевая нагрузка А может
быть взята по данным практики. ’
При работе на месте (без движения самолета) винт способен развить до 2 кг
тяги на 1 л. с. мощности мотора. Так как эта нагрузка является кратковременной
и так как в полете (на скорости) сила, действующая на упорный подшипник,
значительно снижается, то при расчетах можно принимать, что 1 л. с. мощности
Мотора на винте способна развить от 1,35 до 1,50 кг тяги, т. е.
А = (1,35 = 1,50) Np кг,
где 7V() — мощность на винте, л. с.
Для однорядных шарикоподшипников фирмы SKF серии 6200 (не ка-
чающиеся и без отверстия для вкладывания шариков), работающих надежно
на авиационных моторах в качестве упорных подшипников, воспринимающих
только толкающие й тянущие усилия от винта, можно-рекомендовать такие
средние величины: для коэфициента у от 1,25’до 1,35 и для коэфициента безопас-
ности s от 1,40 до 1,60.
По данным каталога фирмы SKF величина коэфициента безопасности s может
значительно изменяться в зависимости от условий, в которых работает подшип-
ник. Так, для однорядных шарикоподшипников, у которых по условиям работы
203 '
Должно вращаться наружное кольцо, коэфициент безопасности должен быть
^велйчён (примерно в два раза) по сравнению со случаем, когда вращается внут-
$ённее кольцо. При таких же условиях работы для всех типов радиальных, под-
шипников коэфициент безопасности должен быть также увеличен (приблизи-
тельно в 1% раза). %
Наиболее употребительны типы подшипников, представленные на фиг.<158;
в зависимости от размера внутреннего диаметра d они допускают следующие
Предельные числа оборотов в минуту1:
I — шариковые однорядные радиальные от 1500 об/мин и выше;
// — радиальные с короткими цилиндрическими роликами практически от
1500 об/мин и выше;
III — шариковые ординарные упорные от 1000 об/мин и выше;
IV —шариковые радиально-упорные от 1000—1500 об/мин и выше.
Согласно руководящим указаниям по выбору шариковых и роликовых под*
шипников, составленным Техношар-'
• снабом и одобренным КС НКТП,
выбор подшипников качения опре-
деляется:
а) величиной и направлением на-
грузки на подшипник (радиальная,
аксиальная или комбинированная на-
грузка);
1 п б) характером нагрузки (постоян-
Фиг. 158. Наиболее употребительные в редук- ная, переменная, ударная);
торах авиационных моторов типы подшипников в) ЧИСЛОМ оборотов вращающегося
качения. кольца подшипника;
г) экономически целесообразным,
рабочим сроком службы подшипника (долговечностью в часах);
д) требованиями к подшипнику, определяемыми конструктивными особен-
ностями машинного узла, как, например: необходимость обеспечить возможность
самоустанавливания подшип-
ника при перекосах вала,
возможность посадки подшип-
ника непосредственно на вал
или на коническую втулку,
возможность монтажа подшип-
ника в собранном виде или
необходимость раздельного
монтажа «колен, необходи-
мость обеспечить возможность
смещения частей узла при
температурных колебаниях,
возможность регулировки за-
тяжки подшипника и пр.
Под долговечностью под-
шипника понимается время,
выраженное в рабочих часах,
в течение которого не менее
Таблица 46
Значения коэфициента т
Наименования подшип- ников Обозначения ‘подшипников т
1. Шарикоподшипники ради- альные однорядные всех серий 4-9, 200-222, 301-320, 405-41.3 1,5
2. Шарикоподшипники ради- ально-упорные (одноряд- ные неразбориые) 26 200 26300 0,74
3. Роликоподшипники кони- ческие 7 300 7 500 7 600 1,3
90% подшипников должны при испытаниях проработать без появления при-
знаков начала усталости материала. Характерными признаками начала уста-
лости материала являются следы выкрашивания металла на рабочих поверх-
ностях в виде мелких точек («сыпь») или отслаивания (шелушения).
Для радиальных и радиально-упорных подшип-
ников определенной конструкции, размеров и качества материала долго-
вечность зависит от величины, направления и характера действующих на под-,.
шипник усилий, от числа оборотов и от того, какбе кольцо вращается — наруж-
ное или внутреннее. Влияние на долговечность подшипников характера нагрузки,
вращения наружного кольца и действия аксиальных усилий учитывается при
1 Более подробно см. Сборник общесоюзных стандартов на шарико- и роликоподшипники.
выборе подшипника тем, что в расчет вводится не действительная нагрузкйЗ||
условная, постоянная по величине и направлению, радиальная нагрузка
При этой нагрузке Q долговечность подшипника при вращении внутреннего
кольца предполагается одинаковой с долговечностью подшипника в данных
конкретных условиях работы.
Зависимость между долговечностью, нагрузкой и числом оборотов выра-
жается для радиальных и радиально-упорных подшипников следующей эмпи-
рической формулой:
Q(rz/z)°'4=C,
(39)
где Q — условная нагрузка на подшипник, кг;
п — число оборотов подшипника в минуту;
h — долговечность подшипника в часах;
С — постоянная, называемая «коэфициентом работоспособности» подшип-
ника, зависящая от конструкции, внутренних размеров и качества
материала подшипника. Величины коэфициента работоспособности для
подшипников разных типов и размеров установлены в соответствую-
щих ОСТ/ВКС.
Таблица 47
Примерные значения коэфициента Аб
Таблица 48
Значения коэфициента кк
Характер нагрузки на подшипник кб
Постоянная спокойная нагрузка
Нагрузка со слабыми толчками
Нагрузка со значительным^
т;олчкамн нлн вибрацией ___
Ударная нагрузка с сильными
и частыми толчками
1,5
Какое кольцо вращается
Внутреннее кольцо
Для сферических под- , .
, шнпников 1,1
Наружное
кольцо
Для всех прочих под-
шипников 1,45
2 I
3
1
Для пользования этой формулой при выборе радиальных и радиально-упор-
ных подшипников необходимо определить прежде всего условную радиальную
нагрузку на подшипник. Эта нагрузка определяется по формуле:
(?=(/? + тД)Мк «г, (40)
где R — фактическая радиальная нагрузка, кг;
А — фактическая аксиальная нагрузка, кг;
т — коэфициент, учитывающий неодинаковое влияние на долговечность
радиальных и аксиальных усилий; этот коэфициент, определяемый
опытным путем, зависит от типа и размера подшипника; значения
коэфициента т приведены в табл. 46;
ка — коэфициент, учитывающий влияние на долговечность характера на-
грузки; этот коэфициент выбирается на основании данных опыта работы
подшипников в осуществленных конструкциях с аналогичным ха-
рактером нагрузки; примерные значения для коэфициента кб приве-
дены в табл. 47;
кК — коэфициент, учитывающий зависимость долговечности от того, вра-
" щается ли внутреннее кольцо, или наружное; значения коэфициента
кК приведены в табл. 48;
Соединяя формулы (39) и (40), получаем:
С = (R + mA)k6kK(n/if-s.
Подсчитав по этой формуле величину С, имеем возможность подобрать под-
ходящий для данных условий подшипник.
205
.Упорные Прдщипники выбираются по величине коэфициента
работоспособности, подсчитываемой по формуле:
Л 0,35 ,0," ,
С = Ап Л к^.
Примерные значения коэфициента кб те же, что и для радиальных подшип-
ников по табл. 47.
На графике фиг. 159 даны подсчитанные величины произведений (лй)°>3 и
„0,35 йо.з.
Ориентировочные величины «коэфициентов быстроходности» С для наиболее
употребительных типов подшипников в зависимости от их размеров даны на
фиг. 160.
Фиг 159 Зависимость значений («Л)° 3 и («0,35 /10,3) от числа оборотов в
минуту п для различного числа часов й.
Скользящие подшипники, если таковые Имеют место в конструкции редуктора,
изготовляются обычно в виде стальных вкладышей или втулок с заливкой баб-
битом, или свинцовистой бронзой. \
Баббит отличается хорошими антифрикционными качествами, вследствие чего
подшипники, залитые баббитом, могут надежно работать при относительно
тонком масляном слое и не особенно страдать от наличия полусухого трения.
Недостатком баббита является ею сравнительно низкий предел текучести и
низкий предел усталости, вследствие чего он не выдерживает больших удельных
нагрузок, хорошо работая лишь при низких и средних удельных давлениях
(не выше 120 кг/см2).
Свинцовистая бронза обладает значительным преимуществом в отношений*
допускаемых высоких удельных давлений. Вследствие этого в последнее время
она получила большое распространение в качестве антифрикционного материала'
для сильно нагруженных подшипников. При температуре 100° твердость свин-
цовистой бронзы приблизительно в 21/2 раза выше, чем баббита. Антифрикцион-
ный свойства свинцовистой бронзы ниже таковых баббита. Увеличение содер-
Икания свинца улучшает антифрикционные свойства свинцовистой бронзы, но
снижает ее прочность. Механическая обработка свинцовистой бронзы произво-
дится алмазным резцом на специальных быстроходных станках.
г с
в
380000
360000
340000
320000
300000
280000
260000
R'240000
220006
200000
180000
160000
140000
120000
100000
оОООО
60000
40000 -
20000
30 40 50 60 10 го 90 100
внутренний диаметр подшипника d ММ
Фиг. 160. Зависимость коэфициента работоспособности С от размера внутрен-
него диаметра подшипника d для разных типов и серий подшипников качения:
шариковые однорядные радиальные (ОСТ/ВКС 6121): I л.—легкая серия;
/ ср.—средняя серия; I т.—тяжелая серия; роликовые радиальные с корот-
кими радиальными роликами (ОСТ-ВКС 6446): Пл .—легкая серия: II ср.—
средняя серия: II т.—тяжелая серия; шариковые, ординарные, упорные
(ОСТ-ВКС 7291): III ос.л^—особо легкая серия; III л.—легкая серия: III ср.—
средняя серия; шариковые радиально-упорные (ОСТ-ВКС 6772): IV л. легкая
серия: IV ср.—средняя серия.
3. ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ ПРИ РАСЧЕТЕ НА КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ
РЕДУКТОРОВ АВИАЦИОННЫХ МОТОРОВ
Редуктор числа оборотов авиационного мотора является частью системы
вала авиационного мотора, вследствие чего все особенности работы этой системы
отражаются также и на редукторе. Одной из важнейших особенностей' этой
работы является период работы мотора на так называемых «критических обо-
ротах». ,
- Работа надкритических оборотах» характеризуется усилением шума, тряской
всего моторй, неустойчивостью режима. Появление «критических оборотов»
4йМ|ет быть предсказано заранее расчетом, изложение которого дано в соотает-
ствующей литературе1 и приводится здесь в кратком, схематическом виде». Сущ-
ность явления можно легко себе представить, рассмотрев простые примеры.
Если подвесить на проволоке диск (фиг. 161) и вывести его из состояния покоя
таким образом, чтобы метка О заняла положение О', то, предоставленный после
Этого самому себе, диск начнет колебаться между метками О' и О". Размах ко-
лебаний благодаря потерям, вызывающим «демпфирование», будет постепенно
уменьшаться. Замерив продолжительность определенного числа таких качаний,
Можно убедиться, что независимо от размаха колебаний
Продолжительность одного колебания (от О'до О" и обратно
Пт О" до О'), остается неизменн о ш Колебания диска, происхо-
дящие без воздействия внешней силы, после того как ему сообщен начальный
-запас энергии, называются «свободными» или «собственными колебаниями».
Фиг 161. К понятию о кру-
тильных колебаниях
Фиг. 162. К определению крутильных
колебаний
Если укоротить проволоку, т. е. сделать подвеску жестче, диск будет коле-
баться быстрее. Такое же действие оказывает и уменьшение его момента инерций;
наоборот, увеличение длины проволоки и утяжеление диска замедляют, коле-
бания. Доказано, что колебания диска будут гармоническими, если проволока
сделана из материала, подчиняющегося закону Гука (сталь). Закон гармони-
ческого колебания выражается формулой:
= <р0 sin
где — угол, изменяющийся от + <р0 (О-O') до — <р0 (О—О");
ю — круговая частота;
t — время.
На фиг. 162 дуга О'—О—О" (фиг. 161) представлена пр>1мой О'—0—0’’. Точка
колеблется на пути от О' О'' до О" О'. Мгновенное ее положение (путыр) можно
найти при помощи построения (фиг 162), представив величину <р0 вектором ОД,
который вращается с угловой скоростью ю (круговая частота колебаний) около
центра О. Проекция конца этого вектора на путь колеблющейся точки даст в
Мрмент времени t ее мгновенное положение. Из чертежа видно, что
<р — О A sin а = <f>0 sin <»/, /
где ф0 — амплитуда колебания.
Если <» есть угловая скорости вращения вектора, то число оборотов его в
Минуту будет
60 лее
п = -х— <» = 9,55<и.
1 Е. Д Львов, Динамика поршневых двигателей, Н М. Урванцев, Крнти-
ч|ские числа оборотов дизельных установок; И. Ш. Нейман, Динамика и расчет на
прочность авиационных моторов и др.
обороту вектора соответствует однсг полное колебание 1)яий
—О" О'. Таким образом число колебаний в минуту будет известно, если
г^||Ш?СТно <й. Так как число свободных колебаний диска при данных размерах про-
,®6локи и моменте инерции диска постоянно, то ш есть величина, зависящая от
J физических постоянных системы.
- Скорост колебания будет *
, dt =f0^COSayt,
и ускорение колебания
(1‘ Р , «
— - <foa>2 Sin он = oUf.
« Ui“
Для положения 0" или 0' диск находится в равновесии под действием упругого
Момента Мо и момента сил инерции То. На-
зовем жесткостью с подвеса диска момент
'(в кг-см), закручивающий проволоку на один
радиан. Тогда:
Мо = С?о,
момент сил инерции
Т Jd\
J dt2
следовательно, ею максимум 6}дет
“ 7 О — J0>2fo>
Где J—момент инерции диска.
Из условия: То = Мо найдем-
JW2?0 = C(f0,
«ли, так как
• п = 9,55а>,
То число свободных колебаний будет. пе — 9,55 V'j- (41)
' Следовательно, зная жесткость вала с и момент инерции диска J, т. е. физи-
ческие постоянные системы, можно найти ее собственное число колебаний. Ампли-
# туда колебаний <р0 не входит в формулу для пе, т. е. число колебаний постоянно
ч При рпобой амплитуде
f Коленчатый вал мотора и связанные с ним шатуны и поршни, винт и пр.
i образуют систему, способную колебаться. Подобно рассмотренному выше диску
на проволоке, система коленчатого вала мотора обладает несколькими собствен-
- Ными числами колебаний. Для их подсчета приводят реальный вал к эцвива-
'лентной системе, в которой жесткости между массами (жесткость колена, носка
’ вала и г. д.) равны жесткостям участков действительного вала, но представлены
Гладкими цилиндрическими валами постоянного диаметра, без колен, без шлицев,
$ез утолщений и т. д. Шатуны, поршни, колена заменены насаженными на вал
,-дисками, моменты инерции которых подобраны так, чю эквивалентная система
,4>бладает теми же числами собственных колебаний, что и действительный вал
,.|иСх6дя из равенства кинетической энергии действительной и эквивалентной
Систем при колебаниях). Приведение осуществляется по специальным формулам.
'4 Нафиг. 163 показан вал звездообразного мотора и его эквивалентная система,
/рафиг. 164—тоже для рядного мотора без редуктора, а на фиг. 165—для ряднОго
’редукторного мотора. На схеме фиг. 165 жесткость с и момент инерции,./ экви-
;>алйнтной системы получаются из истинной жесткости с0 и момента' инерции
умножением их на квадрат степени редукции /2 — (^) • Кинетическая
, потенциальная энергия при колебаниях эквивалентной и действительной систем
Должны быть очевидно одни и те же. Если угол кручения редукторного вала
(Зудет <?о> то упругий момент:
\ VV.J Af = c0<f0,
Доллежаль—-844—14 209
Энергия закрученного вала: г
-М'Ро _ со%
2 ~ 2 * ' •
В то же время в эквивалентной системе та же энергия должна быть выражена
через -у. Следовательно: ,
откуда
/ <?о Г / ПР
c = c°h )=c°h
м
где лр — число оборотов винта;
лм—число оборотов коленчатого вала мотора.
Точно так же из равенства кинетических энергий найдем:
= М
’ 2’2’
откуда
Таким образом жесткость с и момент инерции винта J будут значительно меньше
Фиг. 164. Вал и эквивалентная система
рядного мотора без редуктора.
Фиг. 165. Вал и эквивалентная система
рядного редукторного мотора.
в эквивалентной системе, чем в действительной системе (например, при / =*
= = 0,66 будут в 4- == 2,25 раза меньше). Из формулы (41) видно, «то с
уменьшением с понижается ле; это верно и для многомассовой системы. Поэтому
Вал фиг. 165 при одинаковых его размерах и весах поршней, шатунов и пр. будет
х иметь относительно более низкое пе, чем вал фиг. 164. Следовательно, редуктор-
ные моторы обладают относительно более низкими собственными числами коле-
баний, чем их модификации с прямой передачей на винт.
Для многомассовых систем пе выражается формулой того же типа, что и фор-
мула (41); влияние замены через J не даст такого эффекта, как замена с0 мень-
~“~тпей—величиной с. , .
Если закрУ’п1ч.’ь_ вал фиг.163 за колено, удерживая винт, и предоставить
ему колебаться, то инерционный момент-винта будет всегда уравновешивать
.инерционный момент масс двигателя. При этом, так как число колебаний пе
210 '
'"Хили одинаково для обеих масс, большая масса (винт) будет колебаться:
..Шейып'ий угол, а меньшая (система коленчатого вала)'—на больший;
, Ув^в^е = Удвфдв®», .
откуда
. , ' J-B __ ’Удв . ь-
' . Уцв Тв
На фиг. 166 показаны эти соотношения амплитуд. График, изображенный на
фигуре, называется формой колебаний. Точка О, амплитуда которой равна нулю,
называется узлом колебаний. Рассматривая си-
стему, как закрепленную в точке О, можно пред-
ставить ее левую и правую части как одномас-
совые системы (типа, приведенного на фиг. 161).
Момент, скручивающий вал на угол y=tfB +^дв
при жесткости с, будет
М — c<f.
или
м
На участках
ственно
с жесткостью
откуда
Л1 — Са'рдв,
М
Ь=7Г
м
Сг
. - <Fw=
Следовательно, так как
= Тв + 4>да,
то
или
_L + _L
с, с2
%
и с2 соответ-
<?дВ.
Фиг. 166. Одноузловая форма коле-
баний для звездообразного одноряд-
ного мотора.
; ' с
Так как и для левой и для правой частей системы <ое одна и та же, то
а
7ДВ
“е
отсюда
г JL = _1 + __L_
дв е’ с j^e + j№«T
следовательно,
1
^ДВ
и
и
АГ == CjtpB
М М , М
2
или
пе = 9,55
' + ’Л
Ав Jrh)
. Указанная выше зависимость от с та же, что и в формуле (41). Влияние винта .
на собственное число колебаний незначительно. В самом деле, обычно
. - = 104-20,
ди
211
s-\ i ' . 1 '
следавателрно. _______
; ’’ ne -9,55 /7j/jg- + 4- = 9,55 /7/1?05.
При уменьшении момента инерции винта в два раза получим:
ле = 9,55 1/ с jf-iQ + у- = 9;55|/ с^ЦТ,
это показывает, что пе изменяется всего на 3%; обычно это изменение много
меньше.
Фиг. 167. Одноузловая форма колебаний для одного и того же 12-цилиндрового
V-образного мотора в редукторной и безредукторной модификациях.
I—дли редукторного мотора; II—для безредукторного мотора.
: Таким образом введение в систему вала мотора редуктора понижает число
колебаний системы вследствие уменьшения с0; влияние же снижения незна-
чительно.
Формы колебаний схем фиг. 164 и 165 показаны на фиг. 167 и 168. На фиг. 167
показана одноузловая форма колебаний, на фиг. 168 — двухузловая. Форма
колебаний, представленная на фиг. 168, показывает, что наличие на моторе на-
гнетателя, приводимого от коленчатого вала мотора при помощи очень гибкого
Вйлцка («рессоры», «пера»), очень мало влияет на редуктор мотора. Вообще,
узел колебаний может образоваться на любом участке вала между массами,
так что число возможных форм колебаний при а массах (т. е. при а —1 участках)
равно а—1. ---------------------“ -------'
212
, г , ta.v "Л. t
/ При критических оборотах возбуждаются с большоиамттлитудой колебания'
одноузловой или двухузловой форм (очень редко с ббльшим числом узлов).
Причиной, создающей эти колебания, является периодически изменяющийся
крутящий момент на валу. Чтобы представить себе его воздействие, обратимся
опять к фиг. 161. Если в точке О' давать диску легкий толчок, то, несмотря на
потери при колебаниях, можно поддержать амплитуду его колебаний. Если
эти толчки будут достаточной силы, чтобы не только компенсировать потери
на демпфирование, но и обеспечить избыток, то амплитуды будут увеличиваться
до тех пор, пока возросшие вследствие увеличения амплитуды потери вновь
не будут поглощать энергию, сообщаемую толчками. Очевидно, что необходимое
условие для такого рода поддерживания или развития колебаний — это по-
падание сообщаемых толчков в такт качаний диска. В действительном двигателе
силы меняются не толчками, а плавно, вследствие чего они будут тем успешнее
раскачивать систему, чем лучше подведут к ней энергию колебаний, т. е. при
работе в
такт колебаниям системы вала.
Фиг. 168. Двуузловая форма колебаний для 12-цилиндрового V-образного
мотора с редуктором и приводным центробежным нагнетателем.
Максимальная амплитуда получается тогда, когла силы, вынуждающие
колебания, обладают той же частотой (той же <»), что и свободно колеблющаяся
система (т. е. <» = <ое). Это совпадение частот называется «резонансом», а число
. оборотов, при которых наступает резонанс,называется «критическими».На фиг. 169
показан график изменения амплитуд колебаний крайней моторной массы схемы,
изображенной на фиг. 167, при изменении числа оборотов мотора. На фиг, 169
видны два резонанса. Число собственных колебаний системы в этом случае пе —
--72OO и остается, конечно, постоянным для обеих зон колебаний. Две зоны кри-
тических оборотов получаются здесь потому, что меняется вынуждающая коле-
бания сила. Так, при 1200 и 1600 об/ мин эти силы тоже имеют 7200 изменений
в минуту, но J20Q = 6; а 1б00 = 4 х/2, т. е. частота сил, создающих колебания,
для первого случая в 6 раз больше числа оборотов коленчатого вала мотора,
а для второго случая в 4*/2 раза больше. Периодическая кривая крутящего мо-
мента на коленчатом валу может быть разложена на ряд синусоид (гармоник)
с частотой, равной и кратной частоте изменения момента (гармонический анализ)
т. е. при п изменениях в минуту с частотой п, 2п, Зп и т. д.
В четырехтактном двигателе один цикл изменения крутящего момента охва-
тывает два оборота коленчатого вала; следовательно, 12-я гармоника к периоду
циклов двигателя будет в то же время 6-й к оборотам fy); 9-якпёриоду —будет
4 '/г-й-к оборотам и т. д. Наличие ряда гармоник создает ряд резонансов, но не
гдсе гармоники одинаково сильно раскачивают вал. Подробности о Нахождении
гармоник и вынуждаемых ими отклонений изложены в указанной выше спе-
Циальной литературе.
'213
у Рассмотрение фигур показывает, что при различных амплитудах колебаний
отдельных масс на некоторых участках могут возникать большие деформации.
На фиг. 167 видно, что закрутка редукторного вала <?, взятая на части длины
этого вала 1К равной длине колена вала, больше, чем закрутка колена вала
Ф*; следовательно, и возникающие от колебаний напряжения здесь больше (если,
разумеется, валы одинакового сечения). Вследствие этого наибольший крутящий
момент’от крутильных колебаний возникает обычно на редукторном валу и
в первом (от носка) колене коленчатого вала.
т ।------—1-----------1
Ю00 1500 1000 П„
число оборотов коленчатого вала мотора в минуту
Фиг. 169. Резонансные кривые/ для одного и того же 12-цилиидрового
V-образного мотора в редукторной и безредукторной модификациях.
I—для редукторного мотора, II—для безредукториого мотора.
Если из торсиографирования (или из расчета) определить амплитуду (ft,
то для резонанса приближенно можно взять амплитуду винта св и большой ше-
стерни, редуктора <fp из формы колебаний в масштабе, соответствующем тогда,
если жесткость редукторного вала в эквивалентной системе равна ср, момент
от крутильных колебаний Мр - ср (ср—ув), а добавочное напряжение кручения
мр
, /Т ------* . -
По немецким данным для авиамоторов должно быть
^круч 600
При сильных крутильных колебаниях вал редуктора и шестерни будут на-
ходиться в тяжелых и необычных условиях работы, так как помимо рабочего
крутящего момента они будут передавать знакопеременный момент, создаваемый
инерцией колеблющихся масс; величина этого момента может превосходить
максимальный крутящий момент в несколько раз, а когда знак его обратен знаку
максимального момента, он может вызывать размыкание в зубцах зацепляющихся
шестерен, порождая удары. Конечно, конструктор стремится устранить или
'по возможности ослабить влияние критических оборотов, но избежать их пол-
ностью часто не удается.
Одним из средств устранения резонанса служит изменение пе системы. С этой
целью иногда применяют очень упругое соединение винта с валом, конструк-
чая эту упругость в редуктор в виде амортизационных муфтЛрименяки?
специальные устройства для смягчения резонансов—демпферы (см. ниже),
кое изменение жесткости редукторного вала или пружин в упругой шестерне
(если дакая шестерня имеется) редуктора или же затяжка этих пружин ска-
зываются на пв системы и могут создать новые критические обороты. При кон-
i сорбировании редуктора необходимо поэтому учитывать влияние его на кру-
I тыльные колебания всей системы вала. Затяжка пружин делает колебания системы
? негармоническими [формула (41) становится неприменимой]. Влияние такой
f ЗЙЯЖки может быть также учтено расчетом, но не так надежно, как в системе
4- гармоническими колебаниями, вследствие недостаточной теоретической раз-
''работки этого вопроса. При очень сильной предварительной затяжке пружин
Они начинают принимать участие в колебаниях только при очень больших за-
крутках вала. В таком случае их влияние на пе становится незначительным
Расчет амортизационной муфты
•При выборе муфты нужно иметь в виду, что упругое перемещение (закручи-
вание) должно быть очень малым или влияние его на число собственных коле-
баний вала должно поддаваться точному определению В противном случае
может возникнуть возможность резонанса, вредно отражающегося на прочности
всего механизма
, Как указано выше, момент инерции винта во много раз превосходит величину
момента инерции частей механизма мотора; поэтому можно считать, что винт,
Как Маховик, вращается равномерно. Следовательно, при введении между ко-
ленчатым валом мотора и валом винта амортизационной муфты большая часть
неравномерности крутящего момента будет компенсирована этой муфтой. Обычно
в качестве амортизатора служат пружины, располагаемые либо на валу большой
шестерни редуктора (Кертисс «Конкверор»), либо на валу малой шестерни ре-
дуктора (Фиат).
' Сила, действующая на одну из пружин амортизационной муфты, выполненной
ио схеме Кертисс, будет
Лф ср — ^°ср -р г кг,
здесь Рср—окружное усилие на начальной окружности зубцов шестерни по
среднему крутящему моменту, кг-,
d2 — диаметр начальной окружности шестерни, см;
Ощ, — диаметр приложения силы по пружинам, см;
Z — количество амортизационных пружин. f
( ! Напряжение в пружине будет
Ка ср - кг1с.^
я<;п Ч'Р 'п
Прогиб пружины определится из
. паср^<1 ср 'п
/ср ----------- СМ
или
4 _ 8 nrfcp₽np ср
/ср ........... см,
5п 7
эгде sn—'Диаметр проволоки пружины, см;
dcp — средний диаметр витков пружины, см;
ia — число рабочих витков пружины;
< О — модуль упругости материала пружины; обычно можно принимать
I*" 6=800000 кг[см*.
<|^Жая^яжемие в пружине при расчете по среднему крутящему моменту
не должно быть более Kdop = 2300 —- 2400 кг/см2. '< -
Ж
<-С^^|куеристика пружины должна быть такова, чтобы отношфаие эдксималь-
Нбго прогиба к среднему ^ах- было бы более, чем а* . Для случая - 12-ци-
, /ср /Икр. Ср _ ”
Линдрового V-образного четырехтактного мотора берут —'== 1,7-:- 1,8 (фиг. 170).
•Отношение максимального крутящего момента AfKp.TOaCx к среднему крутящему
•Моменту Л1кр.Ср в зависимости от числа цилиндров можно брать из следующей
таблицы. \
цилиндров можно брать из следующей
Фиг. 170. Диаграмма пружины амортизатора
редуктора.
Число цилиндров Отношение
Mnp. ср
4 0,78 + 0,546 ка
5 .2,70
6 0.97 4- 0,266 ка
7 1,90
8 1,60
9 1,50
12 1,24
14 .1,17
18 1,10
i
Здесь
к0 = 1,788 • Ю’-^,
где — мощность, развиваемая цилиндром мотора, л. с.; '
т — масса возвратно-поступательно движущихся деталей каждого ци-
линдра, кг;
S — ход поршня, м; .
'rt,— число оборотов коленчатого вала в минуту.
Для авиационных моторов величина к0 обычно находится в пределах от 1',5
до 3,5. ' 1
Максимальное напряжение в пружине' Kdraax, соответствующее максималь-
ному прогибу /тах, не должно быть выше
Kd max = 4000 -г- 4500 KZjcM2. ‘
Нужно иметь ввиду, что в цилиндрических пружинах, применяемых в ре- ;
дукторах авиационных моторов, вследствие ограниченности места приходится
мириться со сравнительно небольшой величиной отношения—; при этом су-
щественное значение приобретает величина наибольшего касательного напряже-
ния, возникающего на внутренней стороне витков, так как в этом месте отно-
сительная величина сдвига получает свое наибольшее значение. В этом случае",
наибольшее напряжение сдвига может быть выражено так:
M^cp-sn , 0,615sn\ Prlp cp8dcp / 4d -su 0,615sn\/cpSnG j
Z\d — | —•--—,---------i-----------~ f — -j- ------— i ——
\4^ср 4$n ^cp / 'sn \4<^cp 4sn ^ep /
В некоторых конструкциях (фирма Фиат) роль амортизатора играет фрик-
ционная муфта в комбинации с амортизационными пружинами. В этом случае 1
сцла пружин и сила, потребная для поворачивания дисков фрикционной муфты,
суммируются.
О демпферах крутильных колебаний
,.. Для моторов с рядным расположением цилиндров вопрос о крутильных ко-
Дебаниях является очень важным. Наиболее эффективным средством уменьшения
влияния крутильных колебаний'нужно считать применение демпферов, которые''
становятся по этим соображениям необходимой частью авиамотора^. По ><Он-
^рукции демпферы разделяются на фрикционные, динамические и гидравли-
!-^жйе.
! Первые снабжаются чередующимися стальными й бронзовыми фрикцион-
ними дисками, работающими в масле. Фрикционные демпферы реагируют на
колебания любых порядков. Местом установки Таких демпферов являются
обычно концы коленчатого вала, где возникают максимальные колебания»
Одним из примеров применения такого демпфера может служить привод
к винту серийного^ мотора Аллисон V-1710, схематически представленный
на фиг. 171. Здесь крутящий момент передается винту упругим валом, с
задним концом которого связана ведомая шестерня и половина демпфера.
Жесткий трубообразный внешний вал связан с дисками демпфера иАс винтом,
используемым в качестве маховика.
Фиг. 171. Схема установки и устройства фрикционного демпфера на редукторном
валу мотора Аллисон V-1710.
Динамические демпферы маятникового типа, применяемые на звездообразных
моторах, могут также применяться на моторах' с рядным расположением ци-
линдров. Они также располагаются в местах максимальных амплитуд. Пре-
имущество таких демпферов в том, что они могут быть подбираемы к гармоникам
любого порядка, устраняя их влияние при любых числах оборотов двигателя.
Примером применения гидравлического масляного демпфера может служить
редуктор мотора Юнкере ЮМО-4, представленный на фиг. 172. Редуктор мотора
ЮМО-205 этой же фирмы имеет аналогичную конструкцию.
Основные данные этой конструкции таковы:.
ЮМО-4 ЮМ 0-25
Мощность на винте ............... 720 л. с. 600 л. с.
Число оборотов коленчатого вала в ми-
нуту .......................... 1700 об/мин 2200 об/мин
Степень редукции ................ 0,695 0,725
В моторе ЮМО-4 передача крутящих моментов от обоих коленчатых валов
(верхнего и нижнего) осуществляется при помощи пяти шестерен. Ведущие
шестерни монтированы на фланцах коленчатых валов, а промежуточные ше-
стерни — на роликовых подшипниках на специальных валиках. Ведущая ше-
стерня верхнего коленчатого вала зацепляется непосредственно с ведомой ше-
стерней редуктора, сидящей на оси винта.
Механизм масляного демпфера конструктивно увязан с шестерней, сидящей
на оси винта, и с валом винта. Передача крутящего момента от ведомой шестерни
редуктора на винт осуществляется при помощи длинного упругого валика (рес-
соры). Последняя покоится своим задним концом в роликовом подшипнике,
монтированном в картере мотора, а передним концом при помощи трехгранных
шлицев соединяется с валом винта. Задний конец рессоры разнит во фланец, на
котором при помощи торцевых трехгранных шлицев и шпилек крепится ведомая
шестерня редуктора.
Корпус ведомой шестерни редуктора выполнен в виде разъемной цилиндри-
ческой коробки.
217
218
Фиг ИЗ Крыльчатка гидравлического демпфера мотора Юнкере ЮМО-4
Ведомая' шестерня имеет внутри цилиндрическую кольцевую полость со
вставленными в радиальном направлении перегородками, образующими 12
отсеков, или ячеек. Внутренняя полость крышки ведомой шестерни редуктора
имеет подобную же конструкцию; эта крышка крепится к шестерне при помощи
шпилек с гайками. Между ведомой шестерней редуктора и ее крышкой с не-
обходимыми зазорами устанавливается крыльчатка демпфера, снабженная пря-
мыми симметрично расположенными лопатками, число которых соответствует
числу отсеков ведомой шестерни редуктора и ее крышки.
Детальный чертеж крыльчатки демпфера представлен на фиг. 173.
При монтаже крыльчатка устанавливается в отсеках шестерни и ее крышки
с таким расчетом, чтобы при нагрузке рессоры средним крутящим моментом
лопатки крыльчатки расположились симметрично по отношению к перего-
родкам, вставленным во внутренние полости ведомой шестерни редуктора и ее
крышки.
Для моторов ЮМО-4 и ЮМО-205 угол закрутки рессоры под нагрузкой
средним крутящим моментом равен приблизительно 3°; напряжение на кручение
материала рессоры при этом равно 1900—2000 кг/см2.
Крыльчатка демпфера крепится на валу винта при помощи торцевых трех-
гранных шлицев и стяжной гайки.
Вал винта передним своим концом покоится в роликовом подшипнике, уста-
новленном в картере редуктора; задний конец вала опирается на роликовый
подшипник, монтированный в крышке ведомой шестерни редуктора. Для вос-
приятия тянущих и толкающих осевых усилий от винта предусмотрен специ-
альный шариковый подшипник.
Принцип действия гидравлического демпфера состоит в следующем.
При изменении величины крутящего момента (при появлении крутильных
колебаний) рессора изменяет величину своей первоначальной закрутки. Этому
изменению закрутки препятствуют лопатки крыльчатки демпфера, относительно
которых в этом случае должны линейно переместиться перегородки ведомой
шестерни редуктора и ее крышки, внутренняя полость которых заполнена маслом,
подводимым для этой цели под давлением 3—4 кг/см2. Глушение крутильных
колебаний осуществляется работой трения, возникающей при перетекании масла
из одного отсека в соседний под влиянием перемещения перегородок ведомой
шестерни редуктора и ее крышки относительно лопаток крыльчатки демпфера.
Величина работы трения при перетекании масла, зависящая от вязкости
масла, формы отверстий и т. д., определяется величиной суммарных зазоров по
контуру лопаток демпфера. Величина этих зазоров в гидравлическом демпфере
двигателей ЮМО-4 и ЮМО-205 колеблется в среднем от 0,15 мм до 0, 25 мм.
Возникающее при работе демпфера тепло отводится маслом, которое непрерывно
циркулирует. Количество протекающего через демпфер масла регулируется
двумя редукционными клапанами (ЮМО-4) или калиброванной щелью под-
шипника (ЮМО-205).
Чем резче скручивание рессоры, т. е. чем больше частота колебаний, тем
большее сопротивление при прочих равных условиях возникает в гидравли-
ческом демпфере.
Втулка винта (типа Рупп) снабжена восемью коническими пальцами, вхо-
дящими в соответствующие гнезда ступицы винта; зажимание винта во втулке
осуществляется при помощи гайки и фланца.
-JC rc 00 СП К to CQ 21 22 to — 1 — О © 1 OQ M Ci СЛ co to — 1 № no порядку
Испано-Сюиза (Hispano-Suiza) Рено (Renault) 1 Испано-Сюиза (Hispano-Suiza) Кертисс-Райт (Curtiss-Wright) Паккард (Packard) Изотта-Фраскипи (Isotta-Fraschini) 'фиат (Fiat) Кертисс-Ра ит (Curtiss-Wright) Ролльс-Ройс (Rolls-Royce) I . Нэпир (Napier) i 1 Фирма (моторостроительндя)
Эффективная мощность Л'е
с о д Число оборотов коленчатого вала мотора в минуту пм а о за S
об/мин Число оборотов вала редук- тора в минуту пр я таблица основных
1 п„ Степень редукции '=—— пм
* i Крутящий момент на колен- чатом валу мотора Мь₽; в
кг*м Крутящий момент на валу редуктора Мкр р I
Сухой вес мотора без втулки винта G X
ПРИЛОЖЕШЖЧ^
Is.** г
ЖуДО» мощных авиационных моторов
Разница между весом редук- торного и безредуйтортйго - моторов Gp = Gp.M-G6.p м Отношение веса редукторн. мотора к весу безредуктор- ного мотора Ор М/Об р м Год выпуска 1 Отношение сухого веса мото- ра к его мощности OCJX М/1УР Увеличение удетьного веса мотора вследствие устрой- ства редуктора Мощность, потерянная в механизме редуктора ~ Ne ^ред Кпд (механизма редуктора) г — ^'ррД Тип редуктора
кг — — кг/л с кг/л с Л с 1 ~ —
1 1 1928 1930 0,790 0 852 — — —. Цилиндрические шестерни со смещенной осью Выполнен по схеме 1а (фиг 8)
— — — — — — —
m i ! । । 1 । I .м.,,?. .,,^,, . Ь.й..,la 1 1 1 1 1 II И 1 1931 1931 1931 1930 1930 1930 1930 1930 1931 1931 0,705 0,705 0,705 0,765 0,765 0,765 0,800 0,800 0,745 0,745 1 1 Ь 1 1 II 1 1 1 1 1 II 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 Цилиндрические шестерни со смещенной осью Выполнен по схеме 1а (фиг 8)
~~~44 J' 44 1,13 1,13 1930 1930 0 648 0 648 0 073 0,073 12 5 12,5 0 978 0 978 Цилиндрические шестерни со смещенной осью Выполнен по схеме 1а (фиг 8)
— — 1930 0,575 — — — Без редуктора
75 1,12 1930 0 780 0,100 150 0,983 Цилиндрические шестерни со смещенной осью по схеме 1а (фиг 8)
— — 1930 0,680 — — — Без редуктора
57 1,125 1927 0 733 0118 70 0,987 Цилиндрические шестерни со смещенной осью по схеме 1а (фиг 8)
— 1927 0615 — — — Без редуктора
А , 96 1,17 1927 0815 0 120 __ — Цилиндрические шестерни со смещенной осью по схеме 1а (фиг 8)
- ф — 1927 0,695 — — — Без редуктора
и 1933 0 605 — — — Цилиндрические шестерни со смещенной осью по схеме 1а (фиг 8)
— — 1933 — — Цилиндрические шестерни со смещенной осью по схеме 1а (фиг 8)
& —- 1932 0,775 — — — Цилиндрические шестерни со смещенной _ осью по схеме 1а (фиг 8)
* 45 1,10 1928 0,675 0 075 20,0 0 974 Конические шестерни с цен- тральной осью по схеме 2Ь (фиг 11)
t- — 1928 0,600 — — — Без редуктора
221
4* 4b ч © £ь 4b OX Ф» 4b Jb 4b £» w to *-* o co w w co © oo -q © 34 35 i Й й Й w to © © j № по порядку
Армстроиг-Сиддли (Armstrong-Siddeley) Лоррен (Lorraine) Кертисс-Райт (Curtiss-Wright) * Пратт и Уитни (Pratt <S Whitney) Г иом-Рон (Gnome-RhQne) Бристоль (Bristol) BMW Bayerische Motoren Werke A. G. Фирма (моторостроительная) 6
i «pjedoaq» t «Leopard» «Petrel» «Petrel» «Cyclone» RF-1 «Cyclone» GRF-1 Г) n* о □ rp Cf> X) 7 w «Cyclone» SGRF-3 «Hornet» Bl «Hornet» BIG «Hornet» A «Hornet» A । «Mistral» «Mistral» K-14 «Jupiter» IX-F «Jupiter» XI-F «Jupiter» ХЙ-F BMW-Vjla к (7,3) BMW-Vlla U (7,3) , Марка мотора
© © 00 to СЛ w bC © ox ox О о © Ox О © Ox Ox Ox ox Ox to OX ox © © © © © 00 © ox tO to 490 490 3 ° Ox Ox Эффективная мощность Уе
1500 00Д1 2200 ' 2200 I 1950 1 ! 1950 >—> ] >—* © © ox ox О | о 1950 ' 2000 § О 1900 2400 2400 2000 2000 2000 1650 1650 об/мин Число оборотов коленчатого вала мотора в минуту лм
1 1080 j 1430 1 1340 I 1220 к 1340 1 © ox © 1 1600 1 © w 8 8 ! 1025 об/мин Число оборотов вала редук- тора в мунуту пр
1 0,633 [ 0,647 1 0,687 j 0,625 1 0,667 1 0,500 1 999*0 0,656 0,500 1 0,62 1 п_ Степень редукции i =~—~
w 8 8 О to 8 bC 8 b? 8 tc ox 00 £ © bC co co to © 1 © 00 00 © to © KO ь—л © 1 OX OX g w to 00 fu i Крутящий момент на колен- чатом валу мотора Мкр к в '
OX © 1 w w © > 1 У 4b I У 1 I co Ox 1 267 351 1 Ox ’ У кг-м Крутящий момент на валу редуктора Мкр. р
»i, JL at -~'Й *X9€ gx v S, сл to s> & & СЛ Jk © Ж Си Сухой вес мотора без втулки
Продолжение
Разница между весом редук- торного и безредуигорного моторов Gp = Gp. ы - Gc р „ Отношение веса редукторы, мотора к весу безредуктор- ного мотора Gp. M/Go р м Год выпуска • Отношение сухого веса мото- ра к его мощности Gcyx м'М<- Увеличение удельного веса мотора вследствие устрои- j едва редуктора ! Мощность, потерянная в ! механизме редуктора, NT-- К- н. д. (механизма редуктора)’ -г ^ред Тип редуктора
кг — — кг/л. с. кг/л. с. л. с. — —
35 1.06 Конические шестерни с цен-
1928 0.810 0.065 15,0 0,980 тральной осью по схеме 2а
(фиг. 10)
— — 1928 0,745 — — — Без редуктора
30 1.075 1930 0.900 0,115 32 0,940 Конические шестерни с цен- тральной осью по схеме 2а (фиг. 10)
30 1,075 1930 0,900 0.115 32 0,940 То же по схеме 2Ь (фиг. 11)
— 1930 0,785 — Без редуктора
Конические шестерни с цен-
26 1,050 1932 0.780 0,065 20 0,970 тральной осью по схеме 2а
(фиг. 10)
— — 1932 0,715 Без редуктора
34 1,09 1928 0,790 0.103 ' 25,0 0.952 Конические шестерни с цен- тральной осью..
— — 1928 0.687 - - ' Без редуктора
1,09 Цилиндрические с сателли-
34 1931 0,720 0.058 15.0 0.975 тами шестерни с центральной
осью.
' — — 1931 0,6t>2 - Без редуктора
-- . —
Конические шестерни с цен- тральной осью по схеме 2а
44 — 1933 0,663 15.0 0.975
-- (фиг. 10)
— — 1933 0,645 — ... Без редуктора
Цилиндрические с сателли-
45 1,10 1933 0,672 0,0643 15,0 0,977 тами шестерни с центральной осью по схеме 2с (фиг. 12)
— — 1933 0.595 — — — Без редуктора
1,07 — / Цилиндрические с сателли-
; 1930 0,587 0.080 57,0 0,925 тами шестерни с центральной
осью по схеме 2с (фиг. 12)
— — 1930 0,507 — Без редуктора
1,10 1930 Цилиндрические с сателли-
67 0,890 0,081 25,0 0.970 тами шестерни с центральной
осью по схеме 2с (фиг. 12)
, — — 1930 0.890 — — — Без редуктора
i 1
223
№ по порядку * ,, , , Фирма (моторостроительная) Марка мотора Эффективная мощность N« Число оборотов коленчатого вала мотора в минуту лм Число оборотов вала редук- тора в минуту лр Пр Степень редукции i = —— «И Крутящий момент на колен- чатом валу мотора п Крутящий момент на валу редуктора р t , Сухой вес мотора без втулки винта в ** *' ..... 1 . .Z-. '
Л c об/мин Об/МИН —- кг м кг-м лг
48 49 50 51 52 53 54 55 56 i Райт (Curtiss-Wright) , Пратт и Уитни ' (Pratt & Whitney) R-1820-F52 775 2100 — — 264 — 449
GR-1820-F52 760 2100 1450 0,687 259 377 492
R-1820-F54 690 2100 — — 235 — 449
GR-1820-F54 «Twin Wasp» SB3-G 675 2100 1450 1600 0,687 230 335 492
900 2450 0,666 263 395 589,7 484,1 580,6
<Hornet» SIE-G 750 2250 1500 0,666 238 35Т
Аллисон f -(Allison) I* £ Пратт и Уитни (Pratt & Whitney) V-1710-C6 1000 2600 2200 1300 0,5 — 550
«Wasp» 3H1 550 — 179 — 387,8
<Wasp» SIHIG 550 2200 1470 0,666 179 270 421,8
57 58 59 60 61 62 Армстронг-Сиддли (Armstrong-Siddeley) < Tiger» IX 805 2375 — 243 —» 553 ——4
«Tiger» IX 795 2375 1410 0 594 240 405 565
Бристоль (Bristol) «Pegasus > XVIII 940 2600 1300 1490 0,50 0 572 — 520 455 505
< Hercules > 1375 2750 1100 1210 1375 0,40 0,44 0,50 0,477 — 895 81& 725
" Ролльс Ройс (Rolls-Royce) Бранденбург (Brandenburg) «Merlin> II 1050 3000 1430 1530 — 525 600 545
<Fafnir> 323J 850 2450 0,622 — 400
2400 2700 1600 1550 0 667 — 407 575
63 64 65 5 Даймлер-Бенц (Daimler-Benz) Юнкере (Junkers) Альфа-Ромео (Alfa-Romeo) < Mercedes» DB-600 1050
«Junto» 210 680 800 0,572 315 440
126-RC-10 2300 1500 0,655 — 380 523
66 67 68 69 ~ Пьяджио , (Piaggio) Фиат (Fiat) P-XI-RC-30 950 2300 1510 0,658 — 450 620
A 80-RC-41 1000 2100 1310 0,625 — 550 725
Гном-Рон (Gnome-Rhone) 14-N7 900 2360 — 273 565,
14-N10 900 2360 1570 0,667 0,625 273 410 590
640 2400 1500 191 305 490
70 71 Испано-Сюиза (Hispano-Suiza) 14-AB-00
14-AB-02 650 2400 — — 191 — 460
Продолжение
Разница между весом редук- торного и безредукторного моторов Gp = Gp м- G6 р. м Отношение веса редукторы. мотора к весу безредуктор- нога мотора Gp ,/6б. р> ч Год выпуска Отношение сухого веса мото- ра к его мощности Gcyl£, 4/Ne Увеличение удельного веса мотора вследствие устрой- ства редуктора 1 Мощность, потерянная в механизме редуктора, N... = Nt — N_p_ К.п.д (механизма редуктора) _ ^ред ^РеЛ ~Ne~ Тип редуктора
кг — — hsfn. с. кг^л с. Л. с — —
— — 1938 0,580 — — — Без редуктора
43 1,10 1938 0,647 0,067 15 0,98 Цилиндрические сателлитные шестерни по схеме 2с (фиг. 12)
— ~ 1938 0,650 — — Без редуктора
43 1,10 1938 0,730 0,080 15 0,98 Цилиндрические сателлитные шестерни по схеме 2с (фиг. 12)
—- — 1938 0,655 — — — Цилиндрические сателлитные шестерни по схеме 2с (фиг. 12)
45,4 — 1938 0,645 — — — Цилиндрические сателлитные шестерни по схеме 2с (фиг. 12)
— —• 1937 0,580 — — — Цилиндрические шестерни по схеме 1а (фиг. 8)
— 1938 0,705 — — — Без редуктора
34 1,09 1935 0,765 0,060 0,0 1,00 По схеме 2
— — 1936 0,686 __ — — Без редуктора
12 1,02 1936 0,710 0 024 10 0,985 По схеме 2
— — 1937 0,540 — — — Конические шестерни по схе- ме 2а и 2Ь (фиг. 10 и 11)
— — 1937 0,527 — — — По схеме 2
— - 1937 0,570 — — — Цилиндрические шестерни по схеме 1а (фиг. 8)
— — 1937 0,64 — — — Конические шестерни (сател- литы) по схеме 2а (фиг. 10)
— 1938 0,548 — — — Цилиндрические шестерни по схеме 1а с возможностью уста- новки пушки через вал редук- тора
— — 1937 0,650 — — Цилиндрические шестерни по схеме 1а (фиг. 8)
— —- 1937 0,653 — — — По схеме 2
— 1936 0,652 — — — По схеме 2
— 1 — 1 1936 0,725 — — — По схеме 2
— 1937 0,628 — — — Без редуктора
25 1 045 1937 0,655 0,027 0,0 1,00 Конические сателлитные ше- стерни по схеме 2а
30 1,065 1936 0 765 0,057 10 0,985 По схеме 2
— ! — 1936 1 0,708 — — — Без редуктора
А. Доллсд.а 1Ь—844—1 а
225
00 о О 00 о co й 1 № по порядку
Гном-Рон (Gnome-Rhfine) Пратт и Уитни (Pratt & Whitney) Бристоль (Bristol) Кертисс-Райт (Wright) Юнкере (Junkers) Бристоль (Bristol) ' Изотта-Фраскини (Isotta-Fraschini) (Renault) Рено Фирма (моторостроительная)
14N-17 «Twin Wasp» SIC-G «Hercules» SM «Cyclone» GR1820 1 «Jumo» 211 «Perseus» VIII 14-RC-34 14-T-02 14-Т-00 Марка мотора
(О 1215 1150 1100 0001 00 (O о 00 о CD СЛ о СР ° ia Эффективная мощность Ne
2400 о 2400 2350 2300 2750 2400 2000 2000 об/мин Число оборотов коленчатого вала мотора в минуту лм
1600 135 0 1520_ 1800 8 О 1610 1480 СЛ GQ X 00 о о 1600 1340 1 об/мин Число оборотов вала редук- тора в минуту лр
0,667 0,5 0,563 0,666 о - 0,687 0,645 0,5 0,572 0,667 0,67 1 1 П Степень редукции i ~ ПМ
ГС (О w tc tc £ w w СЛ to м co 1 £ О кг м Крутящий момент на колен- чатом валу мотора Л4ир< к в
ГС о col -а «в» 1 1 4^ 00 to OO tn GH w 8 СП 00 1 кг м Крутящий момент на валу редуктора Мнр_ р
8 & 00 1 UJ 8,1 Ol 8 s 580 8 Сухой вес мотора без втулки винта б ’ ''
Продолжение
j Разница между весом редук- Й 1 торного и безредукторного | ч0Т0Ра Gp = Gp м । Отношение веса редукторн । 1 j мотора к весу безредуктор- | ного мотора Gp М/О- р ч Год выпуска Отношение сухого веса мото- ра к его мощности Gcyx ч )V( 1 к 1 о ! 1 ветичение удетьного веса о । мотора встедствие устрои- ->-! ~ ства редуктора । ' Мощность, потерянная в механизме редхктора ^>т iye х*ред । ! । Рид (механизма редуктора) , 1 1 , 1 S । г ( — UZ. 1 11 vt Гии редуктора
— кг!л с Л L 20 “ Ье ! редуктора По схеме 2 ।
— 56 1,10 1936_ J9?6 1936 1937 1937 1938 1938 _0 607 _ 0,680 0713
— — По схеме 2
0 5? — По схеме 2
— __ 0,585 0,525 0 53? 0,632 0,5G2 0,65 — 1 1 1 1 1 i III 1 1 1 1 По схеме 1а (фиг 8) Цилиндрические шестерни по схеме 2с (фш 12) По схеме 2
— Экспонировались на Авиационной выставке .£;1 о 3^3 3 1 3 1 3 ! в Париже в 1038 1. loo 5о х 1 ос । ею i об | ос 1 fe Цилиндрические шестерни по схеме 2с (фиг 12)
r w-r 1 1 1 1'111,1 II 1 1 1 ! i 1: । — — По схеме 2а (фиг 10) По схеме 1а (фи1 8) По схеме 2
0,4о 0,54 0,915 270645" “0 48 — Конические шестерни по схе- ме 2а и 2Ь (фиг 10 и 11) Конические шестерни по схе- ме 2т и 2Ь (фиг 10 и 11) _ По схеме 1а (фиг. 8) По схеме 1а (фиг 8) По схеме 1а (фиг 8) — _ - По схеме 1а (фиг 8)
0 63 ! 1 —
—
0,56 081 0,665 0,61 0,487 0,025"" 0 66 Развитие мотора < Kestrel > По схеме 1а (фиг. 8)
— 1 1 1 1 1 — По схеме 2 ~ __ По схеме 1а (фиг 8) По схеме 2 По схеме 1а для установки < пушки со ттрельбоп через на ВИНГ?
—
221
СВОДНАЯ
расчетных данных цилиндрических шестерен редукторов мощных “ТАБЛИЦА
i §• Пример авиационных моте
1 - Расчетные величины Размерность Обозначение
,ei расчета Изотта- Фраскини Ролл Ke
1 2 3 4 5 I Asso-750R
I 6
1 Мощность мотора (расчетная) Л. с. Ne 1000
2 Число оборотов коленчатого вала мотора .... об/мин пм 1 950 850
3 Число оборотов вала винта . . . • об мин ПР 1 150 1 750
4 — 1 0,590 1 150
5 Число зубцов ведущей шестерни • — zl 36 0,657 (
6 Число зубцов ведомой шестерни — ZII 61 27
, 7 Модуль зацепления торцевой мм ms 5,00 41
8 Диаметр начальной окружности ведущей шестерни см di 18,00 6,50 к
9 Диаметр начальной окружности ведомой шестерни см d- 30,50 17,55 11
! io Шаг зацепления торцевой см к 1,570 х 26,70 23
и Ширина обода шестерни (длина зубца) см bs 8,50 2,040
12 Нормальный модуль зацепления . мм mn 4,33 ; 7,50 5
13 Нормальный шаг зацепления см К 1,360 v 6,50 5
14 Истинная длина зубца (ширина обода) см bH 9,85 < 2,040 1
15 Окружное усилие кг p 4080 \ 7,50 5
, 16 Окружное усилие, направленное нормально к зубцу кг Pt 4 800 ] 1 3960 2
’ 17 Угол зацепления -- a 20° 1 | 3 960 2
18 Усилие на зубец от действия окружного усилия кг Pl 5 030 J 20° -
19 Скорость (окружная) па начальной окружности шестерни м/сек V t 18,40 I 4 200 2
20 Коэфициент С из формулы Р -С-Ь-1 кг/см- c 377 г 16,10 13
21 Коэфициент износа и тепла — w 44 000 . 275
22 Высота зубца см h 0,938 60000 88
i 23 Толщина зубца см a 0,884 ' ' 1,040 1
24 Радиус закругления у основания зубца ..... см [ p 0,150 : — 1
25 Коэфициент закругления основания зубца . . . — 1 0,850 \ — 0
I 26 Радиус кривизны рабочей поверхности зубца ведущей шестерни . ! см 0. ! 3,060 ' 1 — 0,
27 Радиус кривизны рабочей поверхности зубца ведомой шестерни . см 1 К । 5,180 2,980 1,950
2s Усилие иа единицу .uiiiiiu зубца кг/см \ p- 510 4,540 4,
Напряжение смятия ио Герцу . Модуль упругости материала шестерни . . . . . 1 кг с м- Ouax 1 £ 11 400 560
30 кг/ си- 11800 2 000 000 12 400 12 800 13 14
1 2 150000 2 000 000 200(
1 2 150 000 2 15С
i
i
ПРИЛОЖЕНИЕ tt'?\
с моторов, выполненных по схеме 1а (фиг. 8) ..
Фирма и марка ротора ________________ ’
Ролльс-Ройс Kestrel. Нэпир Lion XIA Нэпир Lion V Ролльс-Ройс Condor Кертисс Conqueror Испано- Сюиза 12 Ybrs № по пор.
7 8 9 10 И 12
490 530 500 655 600 860 1
2 250 2 350 2 250 1 900 2 450 2 400 2
1 070 1 247 1 480 906 1225 1 600 3
0,475 0,530 0,657 0,477 0,500 0,666 4
19 26 27 21 32 30 5
40 49 41 44 64 45 6
5,94 5,58 5,45 6,45 4,23 6,40 7
11,30 14,52 14,72 13,55 13,54 19,20 8
23,80 27,40 22,39 28,40 • 27,08 28,80 9
1,867 1,755 1,715 2,030 1,330 2,015 10
5,80 4,76 4,76 7,00 7,62 5,60 11
5,94 5,58 5,45 6,45 3,66 6,40 12
1,867 1,755 1,715 2,030 1,150 2,015 13
5,80 4,76 4,76 7,00 8,80 5,60 14
2 760 1 2 230 2 160 3720 2 600 2670 15
2760 2 230 2 160 3720 3050 2 670 16
20° 20° 20° 18° 20° 19° 17
2 940 2 370 2 300 3 920 3200 2 810 18
13,30 17,85 17,35 13,50 17,40 24,20 19
272 284 282 276 316 250 20
88500 69 000 66 700 74700 42 200 67 000 21
1,210 0,950 0,850 1,032 0,605? — 22
1,100 1,150 1,000 1,132 0,700 — 23
0,220 0,150 0,120 0,150 0,125 0,250 24
0,910 0,745 0,710 0,7505 0,870 — 25
1,950/2,400 2,470 2,500 2,125 2,330 3,120 26
4,050 4,650 3,800 4,400 4,500 4,550 27
505 497 483 557 364 503 28
13 700 14 200 12 300 12 700 12 500 13000 13 800 14 300 10 800 J1500 11 900 29
2000 000 2150000 2 000000 2150 000' 2 000 000 2 150000 2 000000 2 150 00# 2 000000 2 000000 2150000' 30
229
№ по пор- Расчетные величины Размерность Обозначение Al "С
1 2 3 4 5' *1
31 Статическое напряжение изгиба в зубце ше- стерни . кг/см8 ^ст 3700^
32 15 Коэфициент скорости 15^ — V" 0,4504
33 Напряжение в зубце шестерни с учетом коэфи- циента скорости .... ... кг) см2 лдин 8200 1
34 Полное напряжение изгиба в зубце шестерни . кг)см2 ^изг 96001
35 Коэфициент профиля зубца по Льюису для ве душей шестерни . — V1 "0,122-
36 1 37 Коэфициент профиля зубца по Льюису для ве- домой шестерни . . .... Уг 0,134 ’
— \ 1 У1 1,64
1 38 Статическое напряжение изгиба в .,убце ше- стерни . . • э кг/см2 29б0
39 Статическая нагрузка на зубец шестерни, экви- Р ДИН
валентная динамической нагрузке . . . кг 10700 ,
40 Напряжение изгиба в зубце шестерни . . кг/см2 лдии 6500
41 Предельная статическая нагрузка, которую мо- жет выдержать зубец шестерни, если при нять его как консольную балку . ... ' кг р доп 12300
42 Предел текучести материала шестерни . кг/см3 =5 7 500 ’
43 Динамическое приращение нагрузки (от скорости) кг см е ДИН —
44 - ^з+^диН —
45 Постоянная величина Ct кг/см2 1160QQ
46 Ошибка в зубце СМ е 0,005 J
47 — Ст-е 580
48 кг) см Р. —
49 Статическая нагрузка, эквивалентная полной передаваемой нагрузке .... кг р дин —*
50 Модуль упругости материала ведущей шестерни кг]см2 £т 2 150000
51 Модуль уйругости материала ведомой шестерни кг см2 2150000
52 Коэфициент напряжения смятия (изнашивания) кг! см2 1 If изн 55,5 *
53 Коэфициент передаточного числа . . . —- Ап 1,26 1
54 Напряжение смятия, подсчитанное по формуле Герца . . .... кг см2 °см 10000
55 Предельная нагрузка на смятие рабочих по- верхностей зубцов (и на износ) кг р ГИЗН
1 56 1 Коэфициент запаса (надежность) прочности зубца при работе его на изг|ф 0,99 •
230
П родолжение
Фирма и марка мотора
Изотта- Ролльс-Ройс Нэпир Нэпир Ролльс-Ройс Кертисс Испано- Сюиза 12 Ybrs №
A.SO-750R Kestrel Lion Х1А Lion V Condor Conqueror по пор.
6 7 8 9 10 11 12
3 020 2160 2 480 2 700 2 670 — 31
0,480 0,530 0,455 0,460 0 525 0,460 0,382 32
— 5 700 4 750 5 400 5 100 5 800 — 33
— 6 250 6 350 7 600 6 800 6 650 — 34
0,166 0,140 0,135 0,136 0,130 0,116 0,140 35
0,161 0,143 0 150 0,145 0,148 0.136 0,149 36
2,54 1,51 1 13 1,12 1,86 1,18 1.58 37
1 560 1 830 1 970 1 930 2 000 2 580 1 690 38
8 250 5 200 4 900 4 700 7 100 6 850 7 000 39
3 200 3 450 4 350 4 200 3 800 5 800 4 400 40
20 400 12 100 8 500 8 400 13 900 8 850 12 600 41
8 000 Л 000 7 500 7 500 7 500 7 500 8000 42
оЗЗ 500 540 527 595 — 585 43
1 193 1 005 1 037 1 010 1 152 — 1 088 44
120 000 120 000 120 000 120000 120 000 116 000 120 000 45
0,003 0,002 0,002 0,002 0,003 0,0035 0,002 46
360 240 240 240 360 405 240 47
920 745 737 723 917 — 743 48
8 950 5 850 4 950 4 800 8 100 6 100 49
2 150 000 2 150 000 2 150 000 2 150 000 2 150000 2 150 000 2 150 000 50
2 150 000 2 150 000 2 150 000 2 150 000 2 150 000 2 150 000 2 150 000 51
55,5 55 5 55 5 55.5 55,5 55,5 55.5 52
1,20 1 .16 1 Я 1,20 1,35 1,33 1,20 53
10 800 12 000 10 800 11 000 12 150 9 450 10 000 54
8 750 4 950 5 030 4 650 7 150 7 150 55
2.28 2 0о 1,72 1,75 1,72 ,.09 2,06 56
_ _ _
231
№ по пор. Расчетные величины Размерность Обозначение Пример расчета
Изотта- Фраскини Asso-750R Роллы Kes
1 2 3 4 5 6
57 Коэфициент запаса (надежность) при работе па изнашивание — 1,00 1 0,98 0
58 Коэфициент запаса (прочности) — 1,15 2,50 2
59 Конструкция зубца шестерен — — Шевронный Прямой шлифован- ный лр ШЛИ( н
60 Термообработка малой (ведущей) шестерни . . . — — Цементация и калка - Цементация и калка Цеме и ь
61 Термообработка большой (ведомой) шестерни . . — — Азотирова- ние г Цементация и кадка Цеме И 1
62 Допускаемая изгибающая нагрузка кг р 1 И )Г. ш 10 100 —
63 — 0,224
64 Фактор деформации кг{см ^д 590 __
65 Общая динамическая нагрузка кг Р' * дин.ш 7 980 —-
66 Зайас прочности — р * 11 зг. ш р// дин. ш 1,26 —
67 Предельная нагрузка на изнашивание и смятие . кг р 11П1. Ill 14 300 —
68 Запас прочности .... р л эн, ш 1,79
P" дня. Hi
69 Допускаемое окружное усилие кг р 14 300 —
70 Величина динамического окружного усилия . . . кг ?л 4 180 •
232
Продолжение
i, Пример расчета 5 1 Фирма и марка мотора
Изотта- Фраскини Asso-750R Ролльс-Ройс Kesti el 7 Нэпир Lion XIA 8 Нэпир Lion V Ч Ролльс-Ройс Condor 10 ~ Кертисс Conqueror 11 Испано- Сюиза 12 Ybrs № по пор
8 12
1,00 0,98 0,85 1,02 0,97 0 88 1,09 1,17 57
1,15 2,50 2 JO 1,73 1 80 1 95 1,30 1,80 58
Шевронный Прямой шлифован- ный Прямой шлифован ный Прямои шлифован ный Прямои ш шфовап- ныи Прямой шлифован- ный Шевронный Прямои шлифован- ный 50
Цементация и калка Цементация и каяка Цементация и ка 1ка Цементация и калка Цементация п калка Цементация и калка Цементация и калка Цементация и калка 60
Азотирова- ние Цементация п калка Цементация и капка Цементация и ка пка Цементация и к шка Цементация и калка Азотирова- ние Цементация и калка 61
10100 — — — — — 7 550 — 62
0,224 __ — — __ 0,221 — 63
590 — — — 440 — 64
7 980 — — — 5 330 65
1,26 — — — 1,40 60
14 300 — - — — 10 200 — 67
1,79 — — — 1,92 68
НЗОО - — __ 69
-' 4180 70
233-
Приложение I Г/
СССР Народный комиссариат оборонной промышлен ности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61МТ 1
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Цилиндрические некорригированные шестерни Общая часть Взамен 22МТ t
Авиапромышленность
Общая часть
Приводимый в настоящем стандарте метод расчета и выбора основных размеров и
параметров, необходимых для оформления в рабочих чертежах венца цилиндрических
шестерен передачи, действителен для шестерен с прямыми зубьями эвольвентного
профиля. ,
Расчет подразделяется на две части
I. Шестерни некорригированные 0-зацепления.
II. Шестерни корригированные V-0- зацепления и V-зацепления.
I часть
Шестерни 0-зацепления
I. При расчете следует предварительно задаться следующими величинами
Передаточное число . . i
Угол зацепления инструмента ............ аЛ
Модуль • . . т
Число зубьев меньшей шестерни ... . zt
Коэфициент высоты головки зуба . . . . /
Коэфициент радиального зазора............ с
II. При .выборе заданных величин следует руководствоваться следующими поло-
жениями
1. Считать стандартным угол зацепления инструмента ао~=20° (согласно 59МТ).
Для шестерен с малым числом зубьев допускаются отклонения, причем в этом слу-
чае предпочтительнее брать угол а0=25°.
2. Наименьшее число зубьев шестерни zmmj свободное от подреза профиля прй
обработке ее червячным фрезером или рейкой, определяется по следующей формуле:
2 1
zmm sin2a0
< 3. Наименьшее число зубьев шестерни z'min, при котором получается мини-
мальный практически допустимый подрез профиля при обработке ее червячным фре-
зером или рейкой, определяется по следующей формуле:
_ 5 2/
2 Щ‘п 6 Sin2a0
СТ 1203-Я Утвержден 22/V1II—38 г. Срок введения 1/Х—38 г.
234
Продолжение
СССР СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61МТ
Народный ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ . Взамен 22МТ
комиссариатоборонной Цилиндрические иекорригированиые шестерни
Авиапромышленность
промышленности Общая часть
В нижеследующей таблице приведены значения величин zraiI1, z'min в зависи-
мости от угла а0
Угол а0 2 . mm z min
/=1,0 /=0,8 /=1,0 /=0,8
20° 17 14 14 11
25° 11 — 9 —
4. Модуль т определяется из расчета на прочность и выбирается по 60МТ,
5. Коэфициент высоты головки зуба /. Для шестерен с нормальной высотой зуба
следует брать / =1,0, для шестерен с укороченной высотой зуба следует брать / =0,8
(согласно’59МТ).
6. Коэфициент радиального зазора с берется равным 0,2 (согласно 59МТ).
7. Длина зуба Ь определяется из расчета на прочность зуба и из конструктивных
соображений.
ч
8. Допуски на толщину зуба и на основной шаг впредь до выпуска специального
стандарта выбираются по заводским нормалям и нормалям ЦИАМ Н-044 и Н-045.
9. Измерение толщины зуба шестерен может производиться двумя методами:
а) измерение посредством роликов,
в) измерение посредством зубомера (размеры для зубомера брать по 63МТ).
При промере толщины зуба шестерен посредством роликов необходимо произвести
следующие вычисления:
то,/’',- • W \ .
1 = 2 • г • --k inv а, — inv а —------,
\ Z . Г • COS а /
„ Л — J • W
R —-------------для шестерен с четным числом зубьев ;
„ К — 21У
R =-------,‘^sv для шестерен с нечетным числом зубьев.
/ уи \
2 cos ( — I
СТ 1203-Я , к Утвержден 22/VI П—38 г. Срок введений 1/Х—38, г. 1
Продолжение
СССР Народный комиссариат оборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Цилиндрические некорригированные шестерни Общая часть Взамен 22МТ
Авиапромышленность
Где приняты следующие обозначения:
а — угол давления на дуге окружности радиуса г,
oj—угол давления на дуге окружности радиуса R (inv расположены на
страницах 9, 10, 11, 12 и
13 настоящего стандарта).
г — радиус начальной
окружности.
R — расстояние от оси
шестерни до оси ролика.
W — радиус ролика.
г — число зубьев шестерни.
К — расстояние между внешними поверхностями роликов по микрометру.
на радиусе г.
Т — толщина зуба
10. Все остальные величины определяются путем подсчета по формулам, приве-
денным на странице 5 настоящего стандарта.
И. На странице 5 приведен примерный расчет передачи.
12. На странице 10 дан чертеж, указывающий порядок расположения п проста-
новки размеров венца цилиндрической шестерни на рабочем чертеже.
СТ 1203-Я
Утвержден 22/VIII—38 г.
Срок введения 1/Х—38’ г.
236
Продолжение
СССР Народный комиссариат оборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61 МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Цилиндрические некорригированные шестерни Формулы для расчета основных элемен- тов венца Взамен 22МТ
Авиапромышленность
Наименование элементов расчета 2 к § = , Малое колесо 1 ° 1 Обозна- чения Большое колесо
Элементы, выбираемые конструктором
Передаточное число 1 — 1
Число зубьев меиьшеп Zl Сог пело пунктам 2 н — —
шестерни 3 раздел! II
Модуль rn По 60МТ По 60МТ
Котфициент высоты го- f Сог нетто пункту 5 / Согласно пункту 5
ловки зуба раздела II раздела II
Коэфициент радналь- С Coi luCuo пункту 6 с Согласно пункту 6
ног о зазора раздета II раздела II
Угол зацепления ин- я(| Coi таено пункту 1 Согласно пункту 1
струмента р т >дел т 11 раздела II
Длина зуба b Согласно пункту 7 Ь Согласно пункту 7
раздела II раздела II
Фор м у 1 ы д I я подсчета элементов
Число зубьев большой —
шестерни
Угол зацен тения не- а
редачи ।
Шаг зацепления поде- t I
ли тельной окружности
Основной шаг /„ ।
Диаметр начальной dt
окружност ।
Расстояние между цеп- A i
трамп ।
— 1 г- Z. = Zt 1
а — А) 1 а а— а0
t ~= т к 1 t t = т п
/0 = Ш It СО^ а0 1 to ta — т it cos а0
-= mzl 1 d" d, = mz2
А — т Ч 4- ~ = + d.
2 2
СТ 1203-Я
Утвержден 22/VIII—38 г. Срок введения 1/Х—-38 г.
237
, ir гцмдылсек№
। < *•
СССР Народный комиссариат оборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Цилиндрические иекорригированные шестерни Формулы для расчета основных элементов венца Взамен 22МТ
Авиапромышленность
Наименование элементов расчета Обо- значе- ния Малое колесо Обо- 1значе- | ния Большое колесо
Теоретическая вы- сота^ головки зуба h' h' = ftn h' h' = fm
Теоретическая вы- сота ножки зуба hr h" h’ = m(j + c)
Наружный диаметр Di — m (z, + 2/)* Dz = tn (z2 + 2/)
Радиус наружной окружности Ъ q|c4 II Rz о _T>2
Внутренний диа- метр Df,t £>M - m [Zi —2(/4 0] Doi ^02 m [22 2 (/ -j~ £)]
Радиус основной окружности «1 mzr <h = —2~ cos a0 mz2 ”2” cos (a°
Продолжитель- ность зацепления V R’ Rl+al
vm cos a0 A sin a £ rtm cos a0 A sin a
тип cos a0 itm cos a0
Центральный угол , 90° 51 ~~z, t _ 90° z2
Высота головки зуба по зубомеру (по 63МТ) 9i ?1 = m|A.(l_CosE1)-x/] 92 92 = tn (1 — cos у + /j
Толщина зуба по зубомеру (по 63МТ) •Sl sx = mZi sin s2 = mz2 sin $3
/
СТ 12ОЗ-Я Утвержден 22/VIII—38 r. Срок введения 1/X—38 t.
238
СССР Народный комиссариатоборонной 4 промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61МТ v
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Корригированные цилиндрические шестерни Общая часть Взамен 22МТ
Авиапромышленность
II часть
Шестерни корригированные
1. В данном стандарте предусматривается корригирование (исправление) эволь-
вентного зацепления путем смещения профиля
2. В основу корригирования должно быть положено понятие улучшения основ-
ных факторов зацепления и увеличение прочности зуба.
Следовательно, коррекции подлежат не только шестерни, получающие при обра-
ботке подрез профиля, но и нулевые шестерни, у которых часто основные факторы
зацепления бывают весьма неблагоприятны.
3. Шестерни, имеющие профильное смешение, называются V-шестернями.
4. Профильное смещение х может быть положительным и отрицательным.
Если сумма профильных смещений равна нулю (т. е хг и х1 равны по абсолютной
величине, но противоположны по знаку), a zx + z2 > 34 для «о = 20° / = 1, то такое
зацепление называется V-0-зацеплением. При V-0-зацеплении делительные окруж-
ности совпадают с начальными Угол зацепления и расстояние между центрами
остаются теми же, что и при нулевом зацеплении.
5. Коэфициенты профильного смещения Xj и х2 являются основными параметрами
корригированного зацепления Для определения их числовых значений не существует
определенного математического приема, и чаще всего они определяются методом под-
бора в зависимости от требовании, предъявляемых к передаче. (При определении про-
фильных смещений х, и х2 рекомендуется пользоваться утвердившимися системами
Бакингэм, Шибель и D1N)?
6. При выборе хх и х2 следует руководствоваться следующими замечаниями-
а) Значения хх и х2 не должны выходить за пределы xmm и хостр Придвиганйе
Основной рейки к зубчатому колесу ограничивается величиной xmin, после чего по-
лучается яление подрезания профиля зуба
ZSin2a0
xmin = i 2
СТ 1203-Я Утвержден 22/VIII—38 г. Срок введения 1/Х—38 г;
Продолжение
СССР Народный омиссариатоборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Корригированные цилиндрические шестерни Общая часть Взамен 22МТ
Авиапромышленность
Отодвигание рейки от зубчатого колеса оканчивается явлением заострения зубьев
ХОСТр’
Проверку зуба на заострение, при данном х, следует производить по следую-
щим формулам
mz cos а0
Лостр- ~2cosT ’
2 tg а0 И
inv Tf = —I—X + —- + inv а0
при этом если- /?остр<С R — имеет место заострение зуба,
/?остр > R — имеет место притупление зуба.
Практически является недопустимым получение острого зуба, следовательно,
/?остр Должен быть всегда больше R
7. При расчете следует предварительно задаться следующими величинами:
Передаточное число ... .......... I.
Угол зацепления инструмента................... а0.
Число зубьев меньшей шестерни . .......... z.
Модуль .... . . ... . . т.
Коэфициент высоты головки зуба ................ /•
Коэфициент радиального зазора . .......... с.
Коэфициенты профильного смещения................ xt и х2.
При выборе заеанных величин следует руководствоваться положениями, пере-
численными для 0-зацепления кроме положений 2 и 3 раздела II.
Все остальные величины определяются путем подсчета по формулам на странице 6.
На страницах 9, 10, 11, 12 и 13 приведены таблицы значений inv а = tg а — а.
На странице 10 дан пример оформления рабочего чертежа.
СТ 1203-Я Утвержден 22/УШ— 38 г. Срок введения 1/Х—38 г.
240
, Продолжений •
СССР Народный комиссариат оборонной промышленности. СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Корригированные цилиндрические шестерни Формулы для расчета основных элементов венца Взамен 22МТ
Авиапромышленность
Наименование элементов расчета Обо- значе- ния Малое колесо Обо- значе- ния Большое колесо \
Элементы, выбираемые конструктором,
Передаточное число 1 — i —
Угол зецепления инст- румента “о Согласно пункту 1 раздела II часть I a0 Согласно пункту 1 раздела II часть I
Модуль т По 60МТ m По 60МТ
Коэфициент высоты го- ловки зуба / Согласно пункту 5 раздела II часть I f Согласно пункту 5 раздела II часть I
Коэфициент радиально- с с = 0,2 c с = 0,2 j
го зазора
Коэфициент профильно- го смещения Число зубьев меньшей — *2 “—
шестерни
Длина зуба b Согласно пункту 7 раздела II часть I b Согласно пункту 7 раздела II часть I
Формул ьг для подсчета элементов
Число зубьев большой шестерни — z2 Z.J. = izl
Шаг зацепления по де- лительной окружности t t = Щ7С t t = та
Основной шаг ^0 /0 = mn cos а0 to t0 — тк COS а0
Диаметр делительной окружности dl d2 d2 = iriz2
,Профильное смещение — xLrn — XJn
Угол зацепления пере- дачи av . 2 (Xj + Ху) inv aL, « —- ~ V + Z2 tg »o + inv a0
CT 1203-Я Утвержден 22/VIII—38 г. Срок введения 1/X—38 Г.
В. А. Доллежаль-844-М6 • 241
Продолжение
1 СССР Народный комиссариат оборонной промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 61MT
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Корригированные цилиндрические шестерни Формулы для расчета основных элементов венца Взамен 22MT Авиапромышленность
Наименование элементов расчета Малое колесо Большое колесо
Расстояние между цент- рами Рабочая высота зуба Наружный диаметр Внутренний диаметр * , Теоретическая высота * гоДОВки зуба "^Теоретическая высота ножки зуба Теоретическая толщина зуба Центральный угол Высота головки зуба по зубомеру t Толщина зуба по зубо- мёру При методе промер разделе II пункт 9 час Радиус наружной окружности Радиус основной окружности Продолжительность за- цепления AV hv Dvi Dn hv, hv, Tt Si 9i Si а зуба ibj да «1 A -= m <Zl + 2j*cos a° 2 cos = 2m/ — [(xt + x.,) m - Dvi = 1(21 + 2/4-2xJ m — — 2 (h—hv)], где й—2m/ О/i = [(2i 2 (/ + c) + + 2xJ m ftrH(/+xi) где й=2т/ hVi = hv — h'Vi + cm Tl = ("f z2x' tK a°) m t = Ь_ • 57° 17'44" A 9i = [y(i—cos ?i)m+ Sj = mzi sin посредством роликов пр иного стандарта ₽Vi = ^ di 01 = ~ COS a0 -<А~ Оу2 25/2 hV2 hvs T-2 ъ S-2 1 именят «2 - AV)); где; Ао- „ - Пуз ” [(22 -|- 2/4-2хг)т т- Diz = [га — 2 (/ + с) + + 2х2] m hv2 =[(/+х3) m—,(й—М1» где h -2mf -. /гк2 = hv — лк3 + cnt Т-^(^ +2x2tgn0Jm ' 5„ = . 57° 17'44" \ d* : 9а = 1 v 0—cos£2)m+ L м + hv2 ] S2 = mz2 Sin $2 ь расчет, указанный в D DV- Rvf= -г- ' d. coS a<> — —Ay sin
t COS a0 1
СТ 1203-Я Утвержден 22/VHI—38 г. Срок введения 1/X—38 г.
Првдс.
СССР Народный комиссариат оборонной . промышленности СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 63МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Таблица размеров толщины зуба и высоты головки зуба по зубомеру Общая часть
Авиапромышленность
1. Данный стандарт числовых значений толщины зуба и высоты головки зуба по
. зубомеру действителен для цилиндрических, конических и винтовых шестерен нор1-
мального зацепления (шестерни некорригированные).
2. Стандарт составлен в зависимости от модуля и от числа зубьев, причем охва-
: Тывает' все стандартные модули и числа зубьев от 10 до «> (рейка).
* 3. Стандарт составлен путем подсчета по следующим формулам:
q — tn
cos i)H- / ,
где приня-
ты следу-
ющие обо-
значения:
s = mz sin ?,
q — высота зуба по зубомеру,
s — толщина зуба по зубомеру,
z — число зубьев, ’
т — модуль (для винтовых шестерен бе-
рется в нормальном сечении т ),
„ „ 90°
$ — центральный угол равен —,
/ — коэфициент высоты головки зуба.
4. При пользовании таблицей следует учесть следую-
щее: толщина зуба и высота головки зуба по зубомеру
для конических и винтовых шестерен определяются по
» теоретическому числу зубьев Zj-.
Для конических шестерен Zj- =
где zчисло зубьев шестерен,
X— угол начального конуса.
Для винтовых шестерен Zj- —
где z—число зубьев шестерен,
р — угол наклона зубьев шестерен.
СТ11203-Я Утвержден 22/VIII—38 г. Срок введения 1/Х—38 г? . J
243
СССР СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 78МТ
Народный j ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
комиссариат оборонной | Конические шестерни Авиапромышленность
промышленности Общая часть
I. Приводимый в настоящем стандарте метод расчета и выбора основных размеров
и параметров, необходимых для оформления в рабочих чертежах венца конических
шестерен передачи, действителен для шестерен внешнего зацепления с прямыми зубьями
эвольвептного некорригнроваппого профиля.
II. Расчет предусматривает угол между осями 6 90°, й > 90 и 6 < 90°, причем
угол начального конуса К всеща меньше 90'*.
III. При расчете следует предварительно задаться следующими величинами:
Передаточное число ............................... i
Число зубьев меньшей шестерни .... ........ г,
У 'о 1 зацепления инструмента . . . .
Моду .ль ........................ . . ...... т
Коэфициент высотыгголовкп зуба ..................../
Коэфициент радиального зазора .................... ।
Длина зуба ....................................... b
IV. При выборе заданных ветчин следует руководствоваться следующими поло-
жениями:
1. Наименьшее числа зубьев шестерни cmjn при обработке ее на станке ('Glea-
son* методо-' обК'Гки равна 10; причем наименьшее теоретическое число зубьев
равно для
X 1 / 1 f 0.8 j ; теорегнческ. '
- —
i 17 14 j - 1 " Г nun
i 20 s , 1 1 I ! я । 1 1 ! j ~I nim j
где сг t - минимальное теоретическое число зубьев, при котором шестерня полу-
чается без иодреза профиля зуба,
~г <нн минимальное теоретическое число зубьев, при коюром получается прак-
тически допускаемый подрез профиля зуба.
2. Счшагь стандартным угол зацепления инструмента а0 -20'.
3. Модуль т определяется но расчета на прочность и выбирается но 60МТ.
4. Ко>фициеит высоты головки зуба j. Для шестерен с нормальной высотой зуба
следует брать /—1,0, для шестерен с укороченной высотой зуба следует брать / -0,8.
5. Коэфициент радиального зазора с берется равным 0,2.
б. Длина зуба ft «иреде щется из расчета на прочность и из конструктивных сооб-
ражений.
7. Толщина -ivo.i я высот го ювкц зуба по зубомеру берутся no 63МТ.
8. Допуски на изгокшлепие ;> юментов зубчатого зацепления, впредь до выпуска
специального стандарта, выбираются ш> заводским нормалям и нормалям ЦИАМ Н-044;
Н-045.
V. Все осыльные ветчины опреде ыются путем подсчета по формулам, приведен-
ным па сгр. 4 и 5 настоящего стандарта
VI. На стр. 2 дан чертеж с принятыми обозначениями элементов венца.
На сгр. ;> дан чертеж передачи.
На слр. э •> и 7 приведен примерный расчет передачи.
На стр. 8 дли черге-,к, указывающие порядок расположения и простановки
размеров веши коническом шестерни на рабочем чертеже.
СТ 947-Я
Утвержден 8 ХП—1938 i.
Срок введения I/I—1939 г.
>44
Продолжение
СССР
СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ
78МТ
Народный
комиссариат оборонной
промышленности
КОНИЧЕСКИЕ ШЕСТЕРНИ
Обозначения основных элементов
венца шестерни
j Авиапромышленность
Обозна-|
ЧЕНИ Я |
а
D
F
L
И
е
М
Е
b
ъ
h'
h"
а
£
'I
X
Наименование > нмеигон венца коническом шестерни
Диаметр пачалыюи окружности !
Диаметр окружности большого основания внешнею конуса ।
Расстояние от опорной плоскости до вершины конусов I
Длина образуются начального конуса.
Высота начального конуса
Расстояние от опорной плоскости де» маною основания внешнего конуса ।
Расстояние от большого основания внешн» го конуса до опорной плоскости.
Расстояние между большим и ма нам основаниями внешнего конуса. j
Расстояние от вершины конуса до большего основания внешнею конуса !
Длина зуба (
Угол между осями I
Теоретическая высота iоливки зуба
Теоретическая высиы ножки л б i.
Угол зацепления передачи
Угол внешнего конуса
Угол внутреннего конуса.
Угол начал»,ноге» конуса
Угол дополнительно» о конуса
Угол ножки зуба
Угол голов»,и туба
Угон между обратуюшими внечтею и лополпителъиого конусов
Уо! коиусносш ->уба
СТ 1347-Я | ^7ВерждеН Й/ХП—Ю38 г
Срок введения 1/1--1939 г.
245
Продолжение
СССР СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 78МТ
Народный ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
комиссариат оборонной Конические шестерни Авиапромышленность
промышленности Чертеж передачи
СТ 1347-Я
Утвержден 8 ХН—1038 i
Срок введения MI—И‘39 г.
< СССР. СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ TfcMt
Н&родный ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Комиссариат оборонной Конические шестерни Авиапромышленность
промышленности Формулы для расчета основных* элементов венца
Наименование элементов расчета 1 Обо- значе- ние Малое колесо Обо- значе- ние Большое колесо
> Передаточное число 1 Угол зацепления Число зубьев меньшей шестерни Модуль Коэфициент высоты го- ловки зуба коэфициент радиальпо- ного зазора ДлИйа зуба Число зубьев большой шестерни Шаг зацепления по де- лительной окружности Основной шаг Днамётр начальной окружности Теоретическая высота головки зуба Теоретическая высота ножки зуба Угод начального кону- са для случая 1) о = 90° 2) а < 90° 3) 8 > 90° .Угол между осями ' (контрольная формула) Длина Образующей на- чального конуса Угол головки зуба Элемс i “о 21 т i с b Фор t to dt h' h" h a L нты, выбираемые констру Согласно пункту 2 раз- дела IV общей части Согласно пункту 1 раз- дела IV общей части По 60МТ Согласно пункту 4 раз- дела IV общей части Согласно пункту 5 раз- дела IV общей части Согласно пункту 6 раз- дела IV общей части >мулы для подсчета элеме t ; = иг t0 — тп cos а d, = mzt h' fm h" -- (/ + с) т . , г, 1 ~ г : \- , . sin о tg >1 = — + cos 6 21 , r. _ Sin (180°—В) '1 2 — cos (180°— o) 21 L 2 810 1.! . Г h' fa Г — °’ L ктором i «0 m f c b ITOB z, I to ' d, h' h" X, L c Согласно пункту 2 раз- дела IV общей части По 60МТ Согласно пункту 4 раз- дела IV общей части Согласно пункту 5 раз- дела IV общей части Согласно пункту 6 раз- дела IV общей части Z« ~ 2i I / — Щг. ta = mw cos a d2 — mz2 h' — fm h" + c)m tg*, Zt tg xs = — JinS — 4-pos 8 z3 , . sin(180°—8) tg X2 = 2 COS (180°—8) Z'i - ' , о = Xi 4~ Ag L 2sinX2 tgC=Y- L/ .
СТ 1347-Я Утвержден 8/VII—1938 r. Срок введения l/I—1939 ,r.
ft$>dOAM6fniir i
-z, < A i ’ *"
/ f Я J
*» )» >
4
*' T" • ' СССР и . .... , 3 , , , , ...I СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 78МТ
— s Народный ЗУБЧАТЫЕ ЗАД ЕЙ ЛЕНИ Я
комиссариат оборонной Конические шестерни Авиапромышленность
промышленности Формулы для расчета основных элементов венца
Наименование Элементов венца Обо- значе- ние Мачое колесо j Обо- значе- ние Большое колесо .. * j
Угол ножки зуба - 1 г. >" 1 tg.-=-r Т 1 х Л" ^ = Т~
Угол внешнего ко- нуса Гт — х, ь с О Н2 ^2 “ ^2 4” С i
Угол внутреннего конуса — Х1 — ~ *
Угол между обра- зующими внешне- го и дополнитель- ного конусов Р р = 90°-С Р р - 90° — С
Угол дополнитель- ного конуса ci = Xi СГ2 г2 — Х2
Диаметр окружно- сти большого осно- вания внешнего койуса Расстояние между большим и малым основанием внеш- него конуса D, Mi Di = т (Zj -г 2/ cos Xi) = = </, -с- 2ft' cos Xt Mx = b л cos о2 м.. D.--m (z2 + 2/ cos Хг) = = d2 + 2h' cos X2 ЛЛ h C0SH2 1 2 cos C । i
Высота начального конуса Расстояние от вер- шины конусов до большого основа- ния внешнего ко- нуса Ег Н^т-^- ctgX4 Et ~= ctg \ н, е2 H2 = m -y-ctgX3 , Е2 = ф ctg₽2
Расстояние от опор- ной плоскости до мдлогб основания внешнего конуса —1 Берется из конструктив- ных соображений Берется из конструктив- i ных соображений <
$ Расстояние от боль- шого основания внешнего конуса до опорной плоскости eL --Е, е2 г2=Б,-Л4,
<- Расстояние от опор- ; ной плоскости до л вершины конуса Fi Fs -= F-i fi F, Н2 + ^2
Теоретическое число зубьев (mm) тео- ретическое число зубьев согласно х пункту 1 раздела IV общей части 7 г’ 1 2 __ ~ cos Хг
4-Т1 cos Xi *Т2 1
СССР . Народный комиссариат оборонно! про.мышле нностн СТАНДАРТ ГЛАВНОГО УПРАВЛЕНИЯ 78МТ
ЗУБЧАТЫЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ Конические шестерни Формулы для расчета основных элементов венЦа Авиапромышленность
Наименование элементов венца Обо- значе- ние Малое колесо Обо- значе- ние Большое колесо
Центральный угол Высота головки зуба по зубомеру (по 63МТ) Si 91 г 90° ъ 92 , 90°
£1 ХТ1 91 = т (1—cos ^)+/j 92 = ta 2 = (1-cos £,) + /]
Толщина зуба по зубомеру (по 63МТ) % 3j = mzT] sin 51 «2 $g = mzTa sin ?2
Допуски на толщи- ну зуба (согласно пункту 8 раздела IV общей части) X У x— верхнее отклонение у — нижнее отклонение X У х — верхнее отклонение у —нижнее отклонение
Средняя толщина зуба S1 ср X +У si ср si 2 52 СР ; _S_2L±X 52 ср - 2
Угол конусности зуба при обработ- ке шестерни по методу «Gleason# + т (/ 4- с) tg а ЕЛ- 4 с т (j + c)tgo Л
tg ^1 - L Кг л 2 — £
СТ 1347-я Утвержден 8/XII—1938 г. : i ’•““Г;. Срок введения 1/1—1939 г.
Приложение IV
Таблица перевода твердостей для конструкционных легированных сталей
Бринелль 1 Виккерс и in Фере Роквелл Шор
диаметр отпечатка при 3000 кг шариком диаметром 10 мм ЧИСЛО твердое гп шкала С про 150 кг конус 120 шкала В при 100 кг шарик диаметром
2,20 780 1220 68 96
2,25 745 1114 67 — 94
2,30 712 1021 65 - 92
2,35 682 940 63 89
। 2.40 653 867 02 86
2.45 627 803 60 84
2 50 601 746 58 81
। 2 55 578 604 56 78
। 2.60 555 649 55 75
j 2,05 534 608 53 — 73
2,70 514 587 51 71
2.75 495 551 50 68
2,80 477 534 48 66
2,85 461 502 47 64
2,90 44 4 474 46 — 62 1
* 2,95 429 400 44 60
3,00 415 435 43 58
3,05 401 423 42 56
3,10 388 401 41 — 54
3,15 375 390 39 — 52
3,20 363 380 38 51
3,25 352 1 361 37 — 49
3 30 341 344 36 48
3,35 331 335 35 — 46
3.40 321 320 34 - - 45
3,45 311 312 32 43
3.50 302 305 31 42
3,55 293 291 30 41
3,60 285 285 29 40
3,65 277 278 28 38 j
3,70 269 272 27 — 37 I
3,75 262 261 26 — 36
3,80 . 255 255 . 25 — 35
3,85 1 248 250 24 100 34
3,90 241 240 23 99 33
3,95 1 235 235 22 99 32
4,00 229 220 21 98 32
4,05 223 221 20 97 31
4,10 । 217 217 18 96 30
4,15 ; 212 213 17 95 30
4,20 | 207 209 16 95 29
4,30 197 197 14 93 28
4,40 187 187 12 91 26
4,50 1 179 177 10 89 25
4,60 170 171 8 87 24
250
БИБЛИОГРАФИЯ
I. Теория и расчет зубчатого зацепления
К и п г п
1. Н. И. Ко о ч и и, В. В. Болдырев, Аналитическая теория современных зацеп-
лений конических зубчатых ко тес, ОНТИ, 1937.
2. Е. Buckingha m. Manual of Gear Design (Section three), Helical and Spiral
Gears, published by «Machinery», 148 Lafayette St., New-York, 1937
3. H. И. Ko .inn u, Теория зацепления конических шестерен в связи с методами их
нарезания, ОНТИ, 1936.
4. Н. Ф. Руденко, 11 шиетарпые передачи, их теория, расчет и проектирование,
ОНТИ, 1936
5. Н. С А ч е р к а п, Расчет и копС1рукцпя мегал юрежущнх станков, т. 1, гл. VI,
ОНТИ, 1936.
6. Е. Б а кп и г ) м, U.U шндрнческпе зубчапяе колеса (авторизованный перевод с ап-
г шнекого), ОНТИ, 1935.
7. Е. Buckingha m, Manual of Gear Design (Section two), «Machinery» (N.-Y.), 1935.
8. A. H. К а л у ж н и к о в, Методы коррш провапня цилиндрических шестерен с пря-
мым зубом (внешнее зацепление), иыи 1, ОНТИ, 1935.
9. Reginald, Trautschold М Е , Standard Gear Book, McGraw-Hill Book
Company, inc , New-York and London. 1935
10. К. Bn сема и, Расчет н конструкция крановых зубчатых колес (перевод с немец-
кого), ОНТИ, 1935.
11. С. С. Миловидов, Теория зубчатого зацепления, 1935.
12 Я. И. Д и к е р. Эвольнепгвое зацепление с прямыми зубцами, 1935.
13. Л. Н.'Решетов, Корригирование звольвентпых зацеплений, ОНТИ, 1935.
14. Конструкция шестерен и зубчатых передач (Сборник монографий), «Мировая техника»,
вып. 4, ОНТИ, 1935.
15. X. Ф. К е т о в, Эвольвептпое зацепление, ОНТИ, 1934.
16. Е. А. Чуда ков, Новый метод расчета шестерен. Акад, паук СССР, 1934.
17. Ф Ретшер, Детали машин, т. II, гл. 25, стр. 477— 598 (перевод с немецкого),
Госмашметнздат, 1933.
18. С. Н. Р у >к е п ц е в п Б. А. И г> а п о в, Зубчатая ц червячная передачи. Редук-
торы, ГНТИ, 1932.
19. Е. Buckingham, Stirnrader mit geraden Zahnen (Deutsche Bearbeitung von
G. Olah), Julius Springer, Berlin, 1932.
20. G. K-rnass, Zahnrader (Erster Teil), Julius Springer, Berlin. 1932.
21. А. Ш и 6 " л ь, Зубчатые колеса, ОНТИ, 1931.
22.0. Р о mini, Reduttori, I, Milano, 1927.
C i a г i. и
1. M. J С а р е 1 1 е, Procedes modeines de generation des engrenages a roues cylindri-
ques avec un mouvement lent et continu du chariot. «Mecanique», № 278, mai—juin 1938.
2. Chart. Simplified Gear Calculations, «Machine Design», t. 10, № 5, 1938.
3. H. E. Merritt, Gear Performance, «Engineei», t. CLXVI, № 4303, 1938.
4. В. И. 3 а с л а в с к и ii, О стандартизации корригированных зубчатых зацеплении,
«Вестник инженеров и техников», № 1, сгр. 25 28, 1937
5. В. В. Добров о п ь с к п й, Подбор шестерен для редукторов с несколькими сател-
литами, «Вестник инженеров и техников», № 3, стр 159 -161, 1937.
6. А. И е г р у с е в и ч, Теория удара прямых зубьев, «Редуктор», Оргаметалл, № I—2
<18—19) и № 3 (20), 1937.
7. В. В. Добровольский, Некоторые особенности внутреннего зацепления, «Вест-
ник металлопромышленности», № 5. стр. 98 —101, 1937.
8. Я. И. Д п к е р, Внутреннее ннольветпое зацепление, «Машиностроитель», № 8,
№ 9/10 и № 11, 1937.
9. А. И. Петрусевп ч, Расчет цп пнщрическпх зубчатых колес с прямыми зубцами
на прочность, «Вестник метал юиромышленности», № 6 п 7, 1933.
10. W. А. Т u р 1 i n, Helical and Spiral Gearing, «M.ichinei V», London, т 50, № 1289,
стр. 393—394, 1937.
251
11. J. Almen, Operating Factors Influence on Gear Design, «Machine Design», t. 9,
№ 7. стр. 36—38, 1937 .
12. Can Herringbone Gears be Designed Like Spur Gears, «Machinery» (N -Y.), t. 42, № 11,
1936, стр. 727—728.
13. H. E. Merritt, The Art of Gear Design, «Engineer», № 4201—4220, стр. 52, 76,
102, 126, 150, 174, 198, 564, 1936.
14. G. Schlesinger, Calcul moderne des engrenages cylindriques a denture droite,
«Machine Moderne», t. 30, № 327, стр. 141- 144, 1936.
15. G- Schlesinger, Modern Methods oi Spur Gear Calculation, «Engineering»,
№ 3693, стр. 457- 568, 1936.
16. A. H. К а луж и и к о в, Исследования удельного скольжения и новый метод кор-'
ригирования ,«Редуктор», Оргаметалл, № 1 (13), № 2—3 (14—15), 1936.
17. Я. И. Д и к е р, Корригирование двольвеитпого профиля зубцов шестерен н обзор
различных систем корригирования, «Журнал НИИМАШ», № 3, 1934.
18. А. Н. К а л у ж п и к о в, Исследование продолжительности зацепления, «Вестник
металлопромышленности», № И, стр. 5—6, 1935.
19. D. Sc. Merritt, Simplified Design of Corrected Gears, «Machinery», London, t. 43,
No 1120, 1934.
20. W. P. S c h m i t t e r, Determining Capacity of Helical and Herringbone Gearing,
«Machine Design», т. VI, № 6, стр. 7, 1934.
21. Шульце-Пи ллот, Критическое число зубцов нормальных цилиндрических
шестерен, VD1, № 3, стр. 57, 1932.
22. Е. Б :> к и п г :> м, Какую мошпоси, должны передавать шестерни, «Machinery»
(N.-Y.), т. 38, № 2, 1932.
23. Б а у д и Галл ь, Циклы напряжений в зубцах шестерен, «Mechanical Engineering».
№ 3, стр. 207, 1931.
24. Б а у д, Напряжения в месте касания в зубцах шестерен, «Mechanical Engineering»,
№ 9, стр. 667, 1931.
25. Е. Bucking!) a rn, Spur Gear Teeth, «American Machinist», т. 74, № 19,
стр. 707—710, 1931.
26. Б а у д и П е т е р с о н, Циклы нагрузок н напряжений в зубцах шестерен, «Mecha-
nical Engineering», № 9, стр. 653, 1929.
27. В. Фогель, Диаграмма эвольвегтюго зацепления, «Werkstattstechnik», № 14,
стр. 418, 1929.
28. Г. Бра н д е н б е р г е р, Корригирование звольвептного профиля, «Schweizerische
Bauzeitung», № 13 и 14, стр. 160 и 169, 1928.
29. Ross, Tooth Pressures for High-Speed Gears, «Machinery», (N.-Y.), 1927.
30. E. Б л к и н г а м, Влияние упругости на нагрузку зубцов шестерен, «Mechanical
Engineering», № 6, 7, 8, 11. стр. 644, 767, 907, 1927.
31. Т и м о in е и к о и Б а у д, Прочность зубцов шестерен, «Mechanical Engineering»,
№ И, отр. 1105, 1926.
32. Н. Hoffer, Die zulassige. Zahnbean»pruchung imd ihre Berechnungsweise im Werk-
zeugmaschinenbau, W. T., t. 25, № 5, 1931.
II. Описание и расчет конструкций авиационных редукторов
К п и г и
1. Ю. А. Г о п и, Демпферы круги |ьных ктебанпй коленчатых валов быстроходных
двигателей, ГОНГИ, 1938.
2. G. Lehr, «Bulletin de 1 Association Technique Maritime et Aeronautique», №41,
стр. 379-414, 1937.
3. Г. И. Кузьми н, Воздушные внпгы, Воепгпз, 1937.
4. В. С. П ы ш н о в, Аородипамика самолета, ч. 1, ОНТИ, 1937.
5. Справочник авиаконструктора, Адродипампка само юта, т. 1, изд. ЦАГИ, 1937.
6. В. Я. К ли мо н. Атлас конструкций авиационных моторов, 1935.
7. А. П. Острове к и ii, Курс конструкций и расчетов авиационных моторов, ч. 1,
стр. 296 -321, 1935.
8. Б. Н. Ю р ь е в, Воздушные винты, стр. 294 297, ОНТИ, 1933.
9. Р. Деви л ь е р, Легкие двигатели вну греипего сгорания (перевод с французского),,
стр. 386 -389, 1931.
10. 1. Е. Offermann, Riesenflugzeuge, Richard Carl Schmidt, Berlin, 1927.
И. Л. Маркс, Авиационные двигатели (перевод с английского), стр. 226—290, 1925.
12. Н. Dechamps iind К. Kutzbach, Prufung, Wertung und Werterentwicklung
von Flugmotoren, стр. 201 223, Beilin. 1921.
Статьи
1. A Variable Gear for Airplanes, «Mechanical Engineering», t. 60, № 12, стр. 973—974,
XII, 1938.
2. Патент, Screw propellers. «Aircraft Engineering», т. X, № 117, стр. 367,1938.
3. Unitwin Power Flight Tested, «Aviation», t. 37, № 8, стр. 33—35, 1938.
4. Reduction Gears for Aircraft Engines, «Automotive Industries», t. 76, № 12, Стр. 476.,
Philadelphia, 1937.
A ' л \
,, 5. F- L. Prescott, Aircraft Engine Reduction Gears, «Automotive Industries», -?. 76.
.№12, Стр. 476, 1937; Genie Qivil, № 1, стр. 24, 1937. ,, ‘ t
6< Г,р а б о в и ц к и й, Графический метод расчета пустотелых валов, «Техн. возд.
•флота», № 3, стр. 57—60, 1937.
7. Редуктор для двух винтов, «Техн. возд. флота», № 2, стр. J19, 1936.
8. М. А. К о с с о в, Уравнительный механизм редуктора с шестью сателлитами ци«
линдрического зацепления, «Техн. возд. флота», № 12, стр. 68—85, 1935.
9. Bi А. Д о л л еж а л ь, К вопросу о расчете зубцов шестерен на прочность в редук-
торах авиамоторов, «Техн. возд. флота», № 10, стр. 12—22, 1935.
10. Le reducteur d’hSlice «Farman», «L’ACro», № 1433, стр. 6, Paris, ,1935.
11. Getriebe fur Ein- oder Mehrmotoren-Luft-Schraubentriebwerke mit einer ausruckbaren
Ktipplung, ins besondere bei Luftfahrzeugen, «Flugsport», № 2, стр. 115—116, 1935.
12. Fabrication des reducteurs d’helices «Farman» pour moteurs d’dvions, «La Technique
A^ronautique, № 127, стр. 62—72, Paris, 1933.
13. U g о de C a r i a, L’impiego del reduttore sui motori di aviazione, «Aeronautica»,
№ 4, стр. 229—234, Milano, 1932.
14. В. А. Доллежаль, К расчету редукторов авиационных моторов, «Техн. возд.
•флота», № 4, стр. 377—387, 1932.
15. О. Ш в аг ер, Редукторы для авиационных моторов, «Техн. возд. флота», № 3,
•стр. 191—197, 1931.
16. S t u г m und М. Shirmer, Triebwerkanlage nut Vorgelege im Luftschiff «Graf
Zeppelin», VDI, t. 75, № 38, стр. 1189—1192, Berlin, 1931.
17. Fred E. Weick, The Effect of Reduction Gearing on Propellerbody Interference
as Shown by Full Scale Wind Tunnel Test, Report NACA, № 388, стр. 85—103, Washington,
1930.
» 18. T. P. W r i g 1т t and R. E. Johnson, Gearing of Aircraft Propellers, S.A. E.
т. XXV, № 6, стр. 667—672, N.-Y-, 1929.
19. B. N e i 1 Edmund, Geared Engines for Airplanes Antedate Direct-Drive Typesj
-«Automotive industries», t. 61, стр, 938—940 и 946, 1929.
20. Lorraine Untersetzungsgetnebe fur Flugmotoren, A. T.Z., № 28, стр. 630, Stuttgart,
1929.
21 G. L e h r, L’emploi du reducteur sur les appareils rapides, «L’Aeronautique», № 104,
«стр. 16—17, Pans, 1928.
/ 22. The Armstrong-^ddeley Geared Engine «Jaguar», «Flight», т. XX, №30, стр. 630—631,
bond on, 1928.
23. G. Lehr, Le reducteur de vitesse sur les moteurs aeronautiques, «Bulletin Technique»,
_№ 10, Pans, 1922.
24. G- Lehr, «Bulletin Trimestrial de Service Technique de 1’A6ronautique», 1921.
25. W. G. N о a c k, Flugzeuggetriebe, VDI, t. 64, стр. 317—322, 346—3S0, 377—38Q
_№ 15—16—17, 1920.
Ш. Технология и материалы
Книги
1. Б. А. Т а й ц, Допуски на цилиндрические зубчатые колеса, ОНТИ, 1938.
2- Fred Н- Colvin und Frank A. Stanley, Gear Cutting Practice, McGfaw-
№11 Book Company, inc New-York and London, 1937.
3. E. H- Масло в, Техминимум для зубореза, ОНТИ, 1937.
4. Д. Я- Сухаревский, Станки «Глисон» для нарезания конических шестерен
с прямым и спиральным зубом, ОНТИ, 1936.
5. В. Г. Сурков, Нарезка спиральных конических шестерен на станке «Глисон»,
-ОНТИ, 1936.
, 6- Н. И. Ш а в л ю г а, Л. Л. Ф р е й д м а н, Наладчик зуборезных станков, ОНТИ,
'1936.
7. Н. В. Пи мк и н, Измерение зубчатых колес, ОНТИ', 1935.
8. Н. А. М и н к е в и ч, Свойства, тепловая обработка и назначение стали и чугуна,
*4. I и 11, 1934.
9. И. Г- Бармас и В. Н. Кедринский, Зуборезное дело, 1933.
10. Н. П. Чапаев, Зуборезное производство по способу «Ферлоу», 1933.
11. Pfauter Walzfrasen, Julius Springer, Berlin.
Статьи
i. E. E. В a u e r 1 e. Checking Gear Size by Measurement over Pins, «Machinery» N.-Y.
t. 44, № 6, 1938.
2. R. Bock, Fehlerprufung bei Zahnradern, VDI, t. 81, № 9, стр. 267—272, 1937.
'3. G. Z i e h r, Zahnradprufung, Werkstattstechnik und Werksleiter», t. 31, № 3,
•стр. 49—53, 1937.
4. Device for Running-in Reduction Gear Units, «Machinery», London, t. 49, № 126t>. '
•ct4 465, 1937.
’ 5. A. ,M. Понер-Панин, Измерение роликами толщины зубьев цилиндрических, •
шестерен, «Сборник ЦИАМ им. П. И. Баранова», № 22, стр. 61—86, 1937.
' 6. Г. Ш е п и л о в, Улучшение качества передачи коническими шестернями с прямцм
зубом, «Авиапромышленность», № 1, стр. 18—23, 1937. • V’
7 Клепиков, Шевингование на станках Неншепел-Броч Ко, «Машиностроитель»,
№ 19, стр. 23—28, 1937.
8 Чапаев, Окончательная обработка шестерен, «Станки н инструмент», № 10 и № 11,
1936, № 2,1937.
9. И. В. Серпков, Современные методы обработки шестерен в США, «Американ-
ская техника и промышленность», № 11 и № 12, стр. 444— 454 и 482—494, 1936.
10. К а р ю ш к и н, Применение шевинг-процесса для деталей с усложненной конфи-
гурацией, Оргаинформация, стр. 27—29, 1936.
11. Parkson gear testers, «Machinist», т. 80, № 38, стр. 561 Е—562 Е, 1936.
12. О. Wolf. Konstructive Entwicklung der Getriebeteclmik unter besonderer Beruck-
sichtigung der Anwendung hochwertiger Werkstoffe, VDI, r. 80, № 36, стр. 1093—1098, 1936.
13. E. Pohl, Grundbegriffe fur Fehler und Toleranzen bei Stirnradern mit geraden und
schragen Zahnen mit evolventen Verzahnung, «Werkstattstechnik und Werksleiter», № 23,
стр. 531- 532, 1936.
14. H. R. L e Gran d, Right Gears for Wright Engines, «Machinist», London, t. 80,
№ 1 и № 3, 1936.
15. С. B. Connell, Determining the Relationschip between Gear Unit Load Rating
find Design Stresses, «Steel», t. 99, № 14, стр. 36 40 и 66, 1936.
16. H. Hofer, Laufruhe von Zahnradern und ihre Abhangigkcit von Genauigkeit und
Art der Verzahnung, «Werkstattstechnik», № 5, стр. 92 -93, 1935.
IV. Исследование и испытания
С а а г ь и
1. А. В. О е н н я п, Исс юдоваппе явления «pitting» в зубчашх колесах, «Вестник
металлопромышленности», № 1, 1938.
2. F. F, Heide brock und W. Peppier, Untersuchungen uber die Quetschol-
Verdrangung und ihre Auswirkung bei Zahnradgetrieben, «Kraftfahrtechnische Forschungsar-
beiteni, № 2, стр. 1 5, 1936.
3. Endurance Tests of Case-Hardened Gears Show Varying Load Capacities, «Automotive
Industries», стр. 454, 1935.
4. Stewart Way, Pitting Due to Rolling Contact, «Journal of Applied Mechanics»,
i 2, 1935.
ОБЩИЕ ВОПРОСЫ
К ii u i и
1. С- 11. Т н м о in е и к о, Теория упругости, ОНТИ, 1937.
2. П. И. О р л о в, Смазка легких двигателей, ОНТИ, 1937.
3. С- В. Сере п с е н, Прочность металла и расчет деталей машин, ОНТИ, 1937.
4. Британский стандарт на обработанные конические зубчатые колеса (с винтовым,
дуговым и прямым зубцом) (перевод с английского), Москва -Ленинград, 1935.
5. Британский стандарт. Обработанные зубчатые колеса с прямым и косым зубцом
перевод с английского), Ленинград- Москва. 1934.
6. Н. R. Т h о m a s and V. А. Н о е г s с h, Stresses due to the pressure of one elastic
solid upon another, «Bull, of the Univ, of Illinois»**, № 212, 1930.
7. H. M. Беляев, Местные напряжения при сжатии упругих тел, Сборник статей
«Инженерные сооружения и строительная механика», стр. 27—108, Научпо-технич. изд-во
«Путь», Ленинград, 1924.
8. Е. Д. Львов, Динамика поршневых двигателей.
9. Н. М. У р в а н ц е в. Критические числа оборотов дизельных установок.
10. И. Ш. Н е й ма и, Динамика и расчет па прочность авиационных моторов.
11. L. G umbel, Е. Е\ erling, Reihung und Schmierung im Maschinenbau, Berlin,
M. Krayn, 1925.
С т a i ь n
1. 1. W. R e u s c h 1 e, Schmierung von Getncben, \Veig-t,>tt und Betrieb», t. 69,
№ 13/14, стр. 180-181, 1936.
2. G. Mead, «J. S. А. Е». jV 4, Oct., 1937.
3. — Transaction of the American Society for Metals, q. XXV, № 1, стр. 245—259, 1937.
Pijii к |> В Ю hyju Jioeu i
lull ради nip Я. M I
< дню в набор 2 3/V 1 9 39 г Подине ню ь ш ч«гн 7/Х-39 i.
Индекс Л 90-3(4)—4 1нраж 4000 Печ листов 16 1
нч Формат буч 7 0х 1081/к Уполн Г ывиита Л-А19726
Учет авт л ’3,87 Учетп V" 31 > Закат V» 84 <
1HII « р при I Ou puHJ in I Мири Ьрещдтш
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
с<р. J Ci рока 1 Спечатано 1 Дочжчо быть 1 1 llo чьей । вине
1 ! 3! фиг 115 ошибочно перевернута j Pt i
1S4 10 шизу кг t м 1 к'г (Л/ ред. 1
197 > — 1> м сек - л/нек ред
199 1 14 сверчу 1>D ‘ р> । 1 авт.
1 и л 11. /К 1 ! 1> 1Ч’Д\ К /’ Ы HIT. 1Л т НО| ОГч! авн.пипшш t\ пип aie юи. -Jik. N MA
В. А. Доллежаль—844
Фиг. 172 Редуктор с гидравлическим демпфером мотора Юнкере ЮМ0*4.