книги из ГПНТБ / Повышение несущей способности механического привода

характеризуют скорости скольжения в зацеплении и динамику передачи, определяемую окружной скоростью и числом зубьев колес, которое при заданном межосевом расстоянии уменьшается с увеличением модуля. С ростом момента на шестерне интенсив­ ность изнашивания уменьшается за исключением малых значений модуля и угловой скорости.

Для передач с малыми пгп при увеличении угловой скорости величина 0„ уменьшается при больших значениях Тх и растет при малых 7\. Такой характер зависимостей объясняется влиянием динамических нагрузок в зацеплении. Примерно равный наклон прямых Un = / (Тг\ пх\ тпп) для разных точек профиля свидетель­ ствует о равномерном изнашивании по профилю зубьев в период установившегося износа. Наблюдается незначительное превы­ шение Uп для точек профиля, соответствующих головкам зубьев.

120

Интенсивность изнашивания зубьев ведомых колес несколько ниже, чем зубьев ведущих колес, что объясняется нагрузочной способностью смазочной пленки. Несущая способность масляной пленки зависит не только от числа циклов нагружений рабочих поверхностей, но и от частоты, с которой происходят эти нагружения. Зубья шестерни повторно контактируют через меньший промежуток времени, чем зубья колес. Поэтому для зубьев веду-, щего колеса вероятность восстановления локальных повреждений

смазочной пленки меньше, а интенсивность изнашивания выше, чем для зубьев ведомых колес. Подтверждением этого является увеличение разницы в значениях Un для зубьев шестерни и ко­ леса с ростом передаточного числа. При передаточном же отноше­ нии и = 1 эта разница несущественна (см. табл. 5.1).

18. Исследование интенсивности изнашивания передач с различными межосевыми расстояниями

В связи с многообразием геометрических размеров зубчатых передач нельзя ограничиться исследованиями износостойкости для одного значения межосевого расстояния а. Используя методы ста­ тистического планирования экспериментов, можно выяснить влия­ ние а на Un. Но в этом случае значительно увеличивается требуе­ мое число экспериментов, которое при линейном планировании для пяти независимых переменных с учетом трехкратного повто­ рения опытов равно 96. Однако приведенные выше зависимости для а = 63 мм можно распространить на передачи с другими меж­ осевыми расстояниями путем соответствующего моделирования. Известно [125], что изнвсостойкость трущихся пар не зависит

121

от их абсолютных размеров, если параметры тепловых процессов при трении примерно одинаковы. Например, в работе [72] пока­ зано, что износостойкость образцов, имитирующих условия ра­ боты зубчатых передач, одинакова при изменении ширины по­ следних от 5 до 12 мм. Объемная температура пар трения в этом случае изменялась от 20—26 до 40—60° С. Если же изменению абсолютных размеров сопутствует изменение параметров тепловых процессов, площадей фактического контакта и частоты контактов, то износостойкость в некоторых случаях может уменьшаться в не­ сколько десятков и сотен раз [127].

Смысл моделирования заключается в предположении равенства износостойкости трущихся пар разных размеров, если они изго­ товлены из одинаковых материалов и имеют равные параметры, характеризующие изнашивание. К таким параметрам относятся прежде всего условия смазки, скорости скольжения и качения, фактические значения нагрузки и др.

Зубчатую передачу с размерами, отличающимися от рассма­ триваемой, но имеющие ту же интенсивность изнашивания, на­ зовем эквивалентной. Условия смазки и материалы эквивалентных зубчатых колес, а также степень точности их изготовления должны быть такими же, что и в рассматриваемой передаче.

Так как динамические нагрузки в зацеплении приборных зуб­ чатых передач в настоящее время не могут быть определены, то трудно обеспечить равенство степени загруженности реальной и эквивалентной передач. По этой причине условия, при которых обеспечивается равенство интенсивностей изнашивания реальной Un и эквивалентной U3n передач, могут быть найдены только опыт­ ным путем.

Экспериментальные исследования свидетельствуют о том, что

3) при равенстве модуля реальной и эквивалентной передач

m,i = тэп.

Установим соотношения, необходимые для определения пара­

и d\ определяется соотношением межосевых расстояний реальной

122

Величину Qa назовем коэффициентом моделирования линейных размеров зубчатых колес.

Учтя равенство (5.10), получим

Определим величину момента на шестерне эквивалентной передачи Т\. Из условия 26 = (2Ь)Э найдем соотношение между удельными нагрузками q и q3. Значение 2Ь согласно решению Герца для стальных зубчатых колес

2& = 3,04|Л|2Е ,

Втабл. 5.3 представлены результаты испытаний зубчатых колес

смежосевым расстоянием а — 33 мм, изготовленных из улучшен­ ной стали 1Х17Н2, работающих при одноразовой смазке маслом ОКБ-122-7-5. Там же приведены рассчитанные по формулам

123

эквивалентной передачи. Сравнивая фактические и расчетные значения Un, находим, что интенсивность изнашивания приборной зубчатой передачи с межосевым расстоянием а Ф 63 мм можно определять по формулам табл. 5.2 по параметрам эквивалентной

вывод можно сделать, сравнивая расчетные и установленные в эксплуатационных условиях значения Un, о чем свидетельствуют данные табл. 5.5.

19. Сравнительная износостойкость приборных передач, изготовленных из различных материалов

Выше рассматривалась износостойкость приборных зубчатых передач, изготовленных из улучшенной стали 1Х17Н2. Однако известно, что во многих случаях приборные зубчатые передачи изготовляются из других материалов, подвергаемых различным термическим и термохимическим обработкам.

124

Для ориентировочной оценки долговечности приборных пере­ дач можно предположить, что качественное влияние параметров 7\; tii, т п и и на величину Un сохраняется без изменения для зубча­ тых колес, изготовленных из различных материалов. Основанием для этого являются результаты экспериментальных исследований, проведенных на зубчатых колесах из некоторых сталей и цветных металлов. Установлено, что количественные соотношения между значениями Un для передач из стали 1Х17Н2 и других материалов имеют сравнительно небольшие расхождения при работе с раз­ личными режимами.

Учитывая это положение для зубчатой передачи, изготовлен­ ной из материала, отличающегося по химическому составу и твер­ дости от улучшенной стали 1Х17Н2, интенсивность изнашивания может быть найдена из условия

где Un — интенсивность изнашивания, подсчитанная по формулам табл. 5.2; kM—коэффициент, которым учитывается влияние ма­ териала зубчатых колес, и их твердости на износостойкость пере­ дачи.

В табл. 5.4 представлены значения коэффициента kM, полу­ ченные на основе проведенных экспериментов и анализа данных работы [93].

20. Расчет срока службы приборных

зубчатых передач

Экспериментальные данные показывают, что изнашивание зубьев приборных передач примерно равномерно по высоте зуба. При этом интенсивность изнашивания для точек, находящихся на головках зубьев, несколько больше, чем для всех остальных точек. Поэтому для определения срока службы зубчатой передачи достаточно подсчитать значения 0п по формулам табл. 5.2 [(5.4) и (5.7)] по параметрам эквивалентной передачи. Параметры экви­

Ow

Подставляя параметры эквивалентной передачи в формулы (5.4) и (5.7), после простых преобразований получим:

для зубьев шестерни

U„i = Т\ (0,0683 - 0,0648/4 — 0,0000076ft!) +

+ «i (0,0404/4 — 0,0175) — (48,6888/?^— 13,2504)

млн. циклов

(5.17)

125

П р и м е ч а н и я : 1. Значения коэффициента й м для зубчатых колес с по.

верхностным упрочнением относятся к упрочненному слою.

2. Значения коэффициентов kM, отмеченные звездочками, получены в экспе­ риментах на приборных зубчатых колесах. Для остальных материалов ftM опре­ делены на основе данных работы [93]

126

для зубьев колеса

Un2 = Т\ (0,0218 — 0,000005п!) + п\ (0,0380л£ — 0,0169) —

изготовленных из улучшенной стали 1Х17Н2 и работающих с од­ норазовой смазкой маслом ОКБ-122-7-5. При использовании дру­ гих материалов для зубчатой передачи интенсивность изнаши­ вания ее определяется также по формулам (5.17) и (5.18), но

сучетом зависимости (5.15).

Впередаче, оба колеса которой изготовлены из одного мате­ риала и имеют примерно равные механические характеристики, долговечность определяется износостойкостью зубьев шестерни, так как они имеют более высокие значения Un и испытывают за срок службы большее число циклов нагружений, чем зубья ко­

По формуле (5.19) определяется предельное число часов работы передачи. При этом следует иметь в виду, что фактический срок службы в 95 случаях из 100 будет не меньше расчетного значения.

Допускаемое значение числа часов работы передачи опреде­

высоким (1,1—1,3), так как расчетные величины обычно несколько выше фактических значений.

Сравним расчетный предельный и фактический срок службы некоторых типов передач, применяемых в механизмах приборов (табл. 5.5). Сопоставление данных табл. 5.5 свидетельствуют о том, что расчетный срок службы в 2—4 раза меньше фактического для большинства типов передач. Это связано с тем, что фактический срок службы определялся на основе данных для одной — трех пе­ редач, а расчетный показывает время безопасной работы большого числа однотипных передач. Кроме того, на различие / ф а к Т и / р а с ч в данном случае оказывает влияние повышение степени точности зубчатых передач, так как~ расчетные зависимости относятся к пе-

127

Т а б л и ц а 5.5

Сравнение фактической и расчетной долговечности приборных зубчатых передач

строя объяснялся некачественной сборкой механизма и наруше­ нием условий эксплуатации (попадание абразива, нарушение усло­ вий смазки и т. д.).

Таким образом, установленные зависимости позволяют оценить долговечность приборных зубчатых передач. При этом расхожде­ ние между tpac4 и ^ф а к х идет в запас долговечности передачи, ве­ личина которого обычно равна 2—4.

Г Л А В А 6

ИССЛЕДОВАНИЕ НЕСУЩЕЙ СПОСОБНОСТИ ЭЛЕМЕНТОВ КОНСТРУКЦИИ

ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

2 1 . Неравномерность распределения нагрузки

по ширине венца шестерни

Метод расчета неравномерности распределения нагрузки осно­ ван на решении дифференциальных уравнений изгибно-крутиль- ной деформации, исходными соотношениями для составления которых являются:

а) условия равновесия элемента шестерни, имеющего малую