Внутренний абсолютный

имеет только поступательное движение, то, чтобы зацепление происходило на прямой п — п и нормаль к соприкасающимся профилям проходила через постоянную точку Р, необходимо, чтобы все нормали к профилю зуба рейки были параллельны одной и той же прямой п — п. Но если все нормали к профилю параллельны одной и той же прямой п —п, то, очевидно, сам профиль представляет собой прямую линию, перпендикулярную к этой прямой. Поэтому профиль зуба рейки может быть получен, если через точку Р провести прямую с/г, перпендикулярную к образующей прямой п — п. Головка зуба рейки заканчивается на прямой вершин Lb а ножка — на прямой впадин 7\. Высота головок и ножек подсчитывается по формулам, указанным в § 97. Теоретическая линия зацепления тлк же, как и при внутреннем зацеплении, имеет только одну предельную точку — точку А. В самом деле, эвольвента М2Э2 и прямая ch теоретически могут быть безгранично продолжены за точки g и /г. Линия зацепления заключена между окружностью вершин L, колеса и прямой вершин LI рейки. Так как на рис. 22.14 точка а линии зацепления оказалась за точкой А, то, проведя прямую AL'\, параллельную прямой Цг, видим, что участок се профиля зуба рейки оказывается нерабочим и, следовательно, часть nkce зуба

Явление заклинивания, при котором головка зуба большого колеса вдавливается в ножку зуба малого колеса, может иметь место и при внутреннем зацеплении. Для нормальных колес с внутренним зацеплением формулы для определения числа зубьев 2j большого колеса имеют вид, аналогичный формулам (22.58) и (22.59):

Угол рь (рис. 22.46), образованный осью колеса и винтовой линией, постоянный. Угол 3ft носит название угла наклона зубьев по основному цилиндру. Два сопряженных колеса должны иметь равные углы наклона зубьев. При внешнем зацеплении винтовая линия на одном колесе должна быть правой, а на другой — левой. При внутреннем зацеплении винтовые линии должны быть либо обе правыми, либо обе левыми. В плоскостях, перпендикулярных к оси колеса, зацепление происходит лак же, как и в обыкновенных зубчатых колесах, но в каждый рассматриваемый момент в зацеплении участвуют различные точки профилей. Поэтому влияние погрешностей при изготовлении этих колес оказывается гораздо меньше, чем у колес с прямыми зубьями Кроме того, из-за наличия угла наклона зубьев увеличиваются длина

При внутреннем зацеплении шестерню тихоходной ступени располагают консольно (рис. 14.11, а, б). Расточку отверстий в корпусе делают со стороны наружной стенки. Поэтому должно выполняться соотношение D,>/)2. В варианте конструкции по рис. 14.11, а подшипники установлены «враспор». Особенностью конструкции является то, что подшипник, расположенный на внутренней стенке редуктора,

При внутреннем зацеплении шестерню тихоходной ступени располагают консольно (рис. 12.16). Расточку отверстий в корпусе выполняют со стороны внешней стенки. Необходимо выполнять соотношение D\^sD<,. В варианте конструкции по рис. 12.16, а подшипники установлены «враспор», необходимый осевой зазор устанавливают подбором компенсаторного кольца /. Чтобы обеспечить осевую фиксацию вала, внутренние кольца подшипников поджимают к торцу вала с помощью винта 2 и торцовой шайбы 3. Особенностью конструкции является то, что подшипник, расположенный на внутренней стенке редуктора, нагружен большей радиальной силой, а диаметральные размеры корпусной детали в этом месте ограничены, так как рядом расположена промежуточная опора с подшипниками опор соосно расположенных входного и выходного валов. Поэтому часто во внутренней стенке устанавливают радиальный подшипник с короткими цилиндрическими роликами (рис. 12.16,6). Такая опора является плавающей. Вторую опору выполняют фиксирующей, располагая шариковый радиальный однорядный подшипник в стакане, т. е. применяют схему /а установки подшипников. Весь комплект деталей, устанавливаемых на валу, стягивают круглой шлицевой гайкой 4.

При внутреннем зацеплении шестерню тихоходной ступени располагают консольно (рис. 12.17). Расточку отверстий в корпусе выполняют со стороны наружной стенки. Необходимо выдержать соотношение D\ > А- В варианте конструкции по рис. 12.17, а подшипники установлены «враспор», необходимый

Два сопряженных колеса с параллельными осями должны иметь равные делительные углы наклона, но направление винтовых линий зависит от вида зацепления. При внешнем зацеплении винтовая линия на одном колесе должна быть левой, на другом — правой. При внутреннем зацеплении обе винтовые линии имеют одинаковое направление, правое или левое.

Нормальная работа любого зубчатого механизма возможна лишь при отсутствии заклинивания. Явление заклинивания, при котором головка зуба большого колеса вдавливается в ножку зуба малого колеса, может иметь место как при внешнем, так и при внутреннем зацеплениях. Исследования этого явления показывают, что при внешнем зацеплении зубчатых колес без смещения гт,п = 13. Если же zmin ^ 17, то большее колесо может иметь любое число зубьев и заклинивания передачи не произойдет. Наименьшее число зубьев сателлита при внутреннем зацеплении zg = 18. Если zg 2з 27, то при внутреннем зацеплении возможна так называемая интерференция головок зубьев сопряженных колес. Это явление возникает из-за пересечения профилей головок зубьев обоих колес и заключается в том, что головка зуба сателлита вдавливается в головку зуба коронного колеса.

При внутреннем зацеплении, когда полюс зацепления Р расположен вне отрезка О\О'2, отрезок K.D расположен внутренним образом на линии O>D, т. е. от точки К в сторону оси О?. Иногда пользуются определенным правилом: вектор скорости VR выходного звена 2, будучи повернут на 90° в направлении угловой скорости
Как было отмечено в § 13.2, при внутреннем зацеплении эволь-вентные профили Э{ и Э2 пересекаются на участке N{N2 (см. рис. 13.5. в). Кроме того, при внутреннем зацеплении может иметь место еще один вид пересечения эвольвент, если числа зубьев шестерни (zi) и колеса (22) близки друг к другу.

Если в механизме z2>z3, то в числителе берется z"'"x = z2; если г2<'23) то ставят г"'лч = 23. В знаменателе берется плюс при внешнем зацеплении и минус при внутреннем зацеплении колес 1-2.

1 В отечественной литературе для анализа эффективности циклов используются кроме термического и внутреннего относительного КПД понятия внутреннего (внутреннего абсолютного) КПД и эффективного КПД. Внутренний абсолютный КПД определяется. как КПД реального необратимого цикла и равен произведению термического КПД на внутренний относительный. Эффективный КПД характеризует эффективность теплосиловой установки в целом и равен работе, отданной установкой внешнему потребителю, отнесенной к количеству теплоты, подведенной к установке. (Примеч. ред.)

т),в — внутренний абсолютный к. п. д. газовой части установки;

Внутренний (абсолютный) к. п. д. конденсационной турбинной установки равен отношению полученной внутри турбины работы к теплу, сообщенному рабочему веществу:

Внутренний (абсолютный) к. п. д. действительного цикла может быть выражен так:

Аналогично внутренний (абсолютный) к. п. д. действительного комбинированного цикла

есть внутренний (абсолютный) к. п. д. кон- причем О <У
где r)JK — внутренний абсолютный КПД конденсационной выработки на КЭС с учетом регенерации.

где ек — относительная выработка электроэнергии на внутреннем тепловом потреблении КЭС; T]iK — внутренний абсолютный КПД конденсационной турбинной установки без учета регенерации;

Внутренний абсолютный КПД конденсационной турбинной установки без учета регенерации

где Г?т — внутренний абсолютный КПД конденсационной выработки электроэнергии на ТЭЦ с учетом регенерации, определяемый по формулам, аналогичным (4.17) — (4.20). На рис. 4.4 приведены значения b^ K для теплофикационных турбин разного ти-

— полезного действия внутренний абсолютный электростанции 309, 311