книги из ГПНТБ / Повышение несущей способности механического привода

с некоторого значения величины — , зависящего от Твердости

Одним из важнейших условий для повышения надежности и снижения весогабаритных характеристик механического привода является знание законов распределения удельных давлений в кине­ матических парах и умение ими управлять. Это находит отра­ жение в п. 21, где показано, что с помощью продольной коррекции можно существенно улучшить закон распределения удельных нагрузок по ширине зубчатого венца и значительно увеличить несущую способность. Аналогичной проблеме посвящены иссле­ дования в п. 22, где показана возможность значительного увели­ чения долговечности подшипников качения сателлитов за счет управления законом распределения нагрузки среди тел качения.

Глава 8 посвящена исследованию влияния деформаций элемен­ тов соединения вал—ступица на продольное и тангенциальное распределение удельных давлений в шлицевых соединениях.

Использование эффекта многопоточности позволяет получить наиболее компактные и экономичные передачи с регулируемым передаточным отношением. В гл. 7 рассматриваются многопоточ­ ные бесступенчатые передачи типа с — I [68], в которых замыка­ ющим механизмом служит регулируемый электропривод постоян­ ного тока, либо объемный гидропривод. Переход от однопоточных электрических и гидрообъемных трансмиссий к многопоточным электромеханическим (ЭМП) или гидромеханическим (ГМП) поз­ воляет снизить габариты, вес и потери на трение. Это объясняется тем, что через регулируемую ветвь, как правило, передается только часть полной мощности двигателя.

Известно, что обычно электроили гидромашины занимают большую часть объема и веса передачи, а потери мощности в них значительно превышают потери в планетарном механизме.

Эффективной мерой воздействия на габаритно-весовые показа­ тели и к. п. д. является выбор кинематической схемы базового механизма, обеспечивающей минимальные установочные мощ­ ности электроили гидромашины. Обычно в качестве критериев оценки схемы многопоточной бесступенчатой передачи исполь­ зуются доля мощности, передаваемой регулирующей ветвью, и отсутствие замкнутой (циркулирующей) мощности в заданном диапазоне регулирования. Для передач с механическими вариа­ торами такие критерии вполне удовлетворительны. Но они совер­ шенно недостаточны при использовании электроили гидрообъ­ емных вариаторов многопоточных передач, так как в этих слу­ чаях необходимо считаться с другим важным положением —• обеспечение минимальной суммарной установочной мощностью электроили гидромашины (стр. 178).

11

Г Л А В А 1

НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

ИРЕКОМЕНДАЦИИ К ВЫБОРУ ТИПОВ

ПЕРЕДАЧ

1. Несущая способность передач, лимитируемая контактной и изгибной прочностью зубьев

Размеры зубчатых пар находят обычно из расчетов на проч­ ность рабочих поверхностей зубьев. Следовательно, исходными положениями этих расчетов определяется вес передач, стоимость их и эксплуатационные расходы.

Размеры зубчатых передач из условия прочности рабочих поверхностей зубьев определяются по формуле *

Здесь верхний знак относится к внешнему, а нижний •— к вну­ треннему зацеплению (рис. 1.1)

При р = 0:

Значения # к и кт[п даны в работе [71 ] стр. НО.

Обозначения и определения даны на стр. 3.

13

Рис. 1.1. Цилиндрические передачи с внешним и внут­ ренним зацеплением

соответствуют передачам высокой точности с минимальной неравномерностью распределе­ ния нагрузки по ширине зубчатого венца

14

Коэффициент контактных напряжений определяется по фор­ муле

пр

Допустимое значение этого коэффициента

Ориентировочные значения величины kop приведены на рис. 1.2. Из формулы (1.1) получены зависимости для определения

основных размеров зубчатой пары (рис. 1.1):

d = ^ № 1 ) = _ L { / Ш ^ Ш = i f Z K Z с м . ( i 6 )

деления суммарного веса шестерни и колеса при внешнем зацеп­ лении *

15

Учтя формулу (1.1), найдем зависимость для определения веса шестерни и колеса из условия прочности рабочих поверхностей зубьев:

15

Вкруглых скобках в знаменателе подставляется меньшее из двух значений произведений соответственно для шестерни и ко­ леса.

Вбольшинстве случаев имеется возможность реализовать условие

и поэтому в дальнейшем при сравнении весов передач различных типов за основу принимается зависимость (1.9).

П р и м е ч а н и я : 1. Условие (1.16) не выполняется в передачах сосравни - тельно малыми значениями N3, поскольку с уменьшением JV3 растет величина от-

т

ношения - = ~ допускаемых моментов из условия контактной и изгибной ПрОЧ- ^ТFp

Т

ности зубьев. Отношение - = —- увеличивается с переходом от нереверсивной на-

способность лимитируется изгибной прочностью зубьев и не использована нагру­ зочная способность из условия прочности рабочих поверхностей зубьев. Чтобы из­ бежать имеющийся при этом перерасход веса передачи, надо воспользоваться од­ ним из следующих мероприятий или их сочетанием: повысить точность изготовле­ ния; увеличить Y с помощью коррекции; воспользоваться специальной обработкой выкружки зуба, повышающей изгибную прочность зубьев; уменьшить число зубь­ ев; снизить величину Крь (см. стр. 33).

К расчету зубьев на контактную прочность. Для анализа исход­ ных положений, принятых в основу оценки несущей способности зубчатых передач, лимитируемой контактной прочностью зубьев, целесообразно воспользоваться зависимостью

с параметрами, оказывающими наибольшее влияние на величину этой нагрузки. Здесь Кс — постоянная величина.

Наибольшее влияние на размеры и вес передачи оказывает

Это указывает на большую ответственность рекомендаций, каса­ ющихся назначения величины аНр. Отклонения в сторону зани­ жения влекут неоправданное увеличение веса, габаритов и стои­ мости, а завышение приводит к росту эксплуатационных расходов

Обычно целью расчетов на контактную прочность является предупреждение преждевременного выхода из строя из-за разви­ тия усталостного выкрашивания.

Зависимости для определения аНр при этом виде разрушения можно представить в следующем виде:

для данного материала и термообработки. Однако многочислен­ ные данные свидетельствуют о большом влиянии величины сум­ марной скорости качения & 2 , равной абсолютной величине алгеб­ раической суммы скоростей качения касающихся точек контак­ тирующих поверхностей [20, 89, 150 и др. ] . По этим данным, например, с увеличением vz от 5 до 45 м/с несущая способность, лимитируемая сопротивлением выкрашиванию, возрастает в 2,5 раза. Положительное влияние скорости отмечалось при сравне­ нии состояния рабочих поверхностей быстроходных и тихоходных ступеней [87, 154]. Но наличие выкрашивания (и порой даже очень значительного) не всегда позволяет сделать правильный вывод о доле потерянной работоспособности. Имеющиеся крите­ рии выкрашивания условны и существенно отличаются у разных исследователей [67]. При определении предельной нагрузки исходят из числа ямок, приходящихся на зуб или на единицу поверхности [119]; за предельную принимается также нагрузка', при которой площадь, пораженная выкрашиванием, составляет некоторую заданную часть рабочей поверхности [90, 155]. Чем больше и2 и меньше колебания нагрузки, тем точнее отмеченные критерии могут отразить существо дела. При очень больших vx (например, превышающих 40 м/с) появление даже небольшого выкрашивания очень часто может оказаться признаком неизбеж­ ности быстро прогрессирующей формы этого разрушения.

При малых скоростях, больших колебаниях нагрузки и дей­ ствии кратковременных перегрузок упомянутые выше критерии выкрашивания, по которым устанавливаются предельные вели­ чины контактных напряжений^ в очень малой степени могут ха­ рактеризовать долю потеренной работоспособности и являются весьма условными показателями. При малых скоростях и при большой степени выкрашивания передача может работать при неощутимых признаках изменения эксплуатационных показате­ лей (вибраций, шума, потерь на трение) в течение времени, кото­ рому соответствует число циклов N, во много раз превышающее NH6. При указанном режиме, помимо разрушений, связанных с развитием усталостных трещин, возможны или даже неизбежны повреждения неусталостного характера (в результате адгезион­ ных процессов, пластического деформирования и т. д.), меня­ ющих характер развития выкрашивания или даже полностью исключающих его появление. Но интенсивность износа даже при он, существенно превышающих (например, на 40%) допустимые

18

значения, полученные по используемым в настоящее время крите­ риям выкрашивания, обычно очень мала и вызванное ею утонение зубьев даже при N3, в несколько раз превышающем, NH6 (при твердостях рабочих поверхностей < # В 3 5 0 ) , составляет очень малую часть начальной толщины. Незначительна обычно при малых скоростях и доля потерянной работоспособности.

Переменные нагрузки и повторные кратковременные пере­ грузки, задерживая или предупреждая развитие опасных форм выкрашивания, могут оказаться источником повышения несущей способности по сравнению с принимаемой (см., например, [102]).

Критерии выкрашивания, как правило, принимаются инва­ риантными к углу наклона зуба. Это не отражает существа дела, поскольку влияние одной и той же степенипоражения выкраши­ ванием на эксплуатационные свойства косозубых и прямозубых передач не одинаково. В прямозубых передачах повреждению от выкрашивания в первую очередь подвержена зона однопарного зацепления, развитие его с последующим обминанием при­ водит к нарушениям в работе передачи, снижающим эксплуата­ ционные показатели даже при сравнительно малых скоростях. Этого не наблюдается при малых и средних скоростях в косозубых

Из стендовых испытаний передач с твердостью рабочих поверх­

более низким степеням точности по ГОСТ 1643—56, возникает выкрашивание. В зависимости от погрешностей, характеризу­ ющих прилегание, выкрашивание может распространиться на некоторую часть поверхности ножек. В то же время на поверх­ ности зубьев прямозубой передачи будет отсутствовать выкраши­ вание. Это объясняется тем, что прямозубой передаче в зоне минимальной контактной прочности (при отсутствии перекосов) действительная длина контактной линии равна ширине зубчатого венца, так как в работе находится только одна пара зубьев.

Таким образом, действительная длина линии контакта равна теоретической и удельные нагрузки могут быть близкими к рас­ четным. В косозубой передаче теоретически должно участвовать в работе не менее двух пар зубьев, но вследствие погрешностей изготовления неизбежна, по крайней мере в первый период ра­ боты, значительная равномерность распределения нагрузки среди