книги из ГПНТБ / Повышение несущей способности механического привода

Таким образом, в настоящее время нет сколь-либо надежных данных о законе изменения кривой Кнь№ьср (рис. 1.9), но вместе с тем в различных методах величина коэффициента

колеблется в широких пределах и может достигать очень малых значений (например, 0,05—0,20 независимо от величины v%). Это значит, что и при очень больших Кнь в расчет вводится ©ьтах,

При таких рекомендациях игнорируется влияние участка АВ (рис. 1.9) на несущую способность зубчатых передач. Это допу­ стимо при быстро протекающих процессах приработки. Если этого нет, то по крайней мере, расчет на изгиб следует вести исходя из удельной нагрузки К°нь^ьСр с учетом эквивалентного числа циклов изменения напряжений, соответствующего tnep

распределения wb (большие у2 , высокие твердости и т. д.) или оно протекает очень медленно. Такое построение расчетов не ориентирует на формирование конструкции с Кнь, достаточно близким к единице (осуществимом даже и при консольном распо­ ложении шестерен), поскольку в основу его положено ошибочное предположение об отсутствии влияния на несущую способность

ния Кнь/Кнь и это, в первую очередь, относится к изгибной прочности зубьев, поскольку переходу от Кнь к Кнь может соот­ ветствовать число циклов изменения напряжений, близкое с NF6 или, во много раз превышающее эту величину. В связи с этим рассмотрим следующий пример.

Для прямозубой передачи с Кнь ^ 2, базируясь на приве­ денных выше зависимостях, получена формула для определения минимальной величины отклонения 6 S m a x в тело зубьев шестерни и колеса (со стороны более загруженного торца зубчатых венцов)

от первоначальной поверхности при изменении величины —

40

возможно при достаточно интенсивных разрушениях рабочих поверхностей неусталостного характера. Следовательно, при рас­

отличаются между собой сравнительно мало. При Кнь <С 2,5 (большие значения оправданы при благоприятных условиях для

Для снижения возможных отказов, связанных с неблагоприят­ ным распределением w, необходимо с большой осторожностью относиться к данным, получившим распространение в справочной и учебной литературе, в соответствии с которыми угол ys допу­ скается равным 0,001 и даже 0,002 рад при «маложестких валах». Опасность таких рекомендаций для передач, не подверженных интенсивному износу, можно обнаружить из анализа зависимости

41

в различных методах для определения величины Кнь> суще­ ственно отличаются. Если учитываются только те факторы, ока­ зывающие влияние на распределение удельных нагрузок, которые отмечены в пункте б на стр 34, то можно считать, что в настоящее время имеется достаточно данных для определения с удовлетво­

Нельзя забывать о необходимости учитывать перемещения, вы­ званные деформациями и люфтами в опорах. В частности, следует с большой тщательностью подходить к расчетам и конструирова­ нию передач с коническими роликоподшипниками. Повышенная осевая податливость (например, за счет деформации корпуса [55] и других деталей, воспринимающих осевые нагрузки от внешних колец) в сочетании с осевыми люфтами, задаваемыми тех­ ническими условиями на сборку, могут оказаться причиной больших значений yz.

Отсутствие данных для обоснованного учета влияния пере­ грузок в период / п е р является причиной многих отказов. В связи с этим важным условием для повышения надежности и несущей способности является использование всех возможных средств, направленных к уменьшению величины площади криволинейного треугольника ABD (рис. 1.9). Для передач, не подверженных износу, необходимо стремиться к снижению величины Кнь- Некоторые выводы в связи с этим можно получить из анализа

формулу (1.18), зависимость (1.30) можно представить в следу­ ющем виде:

42

величин ИВ и <7Ц увеличивается wzp * и это способствует сниже­ нию неравномерности распределения удельных давлений в зоне контакта, неучитываемой в современных методах расчета [см. формулы (1.31) и (1.32а)].

в результате разрушения рабочих поверхностей, кривизна у го­

При этом падает величина еа и уменьшается (в направлении длины зуба) зона приложения нагрузки. Все это существенно изменяет картину напряженного состояния и существующие методы расчета к рассматриваемому случаю имеют весьма приближенные отно­ шения.

Прежде чем сформулировать важнейшие выводы, отметим, что нагрузки передач являются случайными функциями времени, а дисперсия механических характеристик деталей и удельных нагрузок, вызванная погрешностями и их сочетаниями, значи­ тельна. Поэтому использование вероятностных подходов и мето­ дов математической статистики является необходимым условием получения минимальных весов при заданной вероятности нераз­ рушения. Однако внедрению этого прогрессивного подхода при проектировании большинства зубчатых передач должны пред­ шествовать исследования, направленные к уточнению оценки несу­ щей способности.

Устранение многочисленных «белых пятен» в рассматриваемой проблеме потребует значительного времени. Поэтому приближен­ ность расчетов неизбежна. В связи с этим необходимо учитывать опыт эксплуатации передач, аналогичных (по режиму работы, материалам конструкции и т. д.) с проектируемой, и предусма­ тривать возможность эффективных и экономичных испытаний. Особое внимание должно быть уделено усилению исследований в области несущей способности зубчатых передач.

Эти мероприятия являются необходимым условием для про­ гресса в машиностроении и снижения затрат на изготовление

ив эксплуатации.

2.К выбору типов передач с постоянной величиной

передаточного отношения

Из вопросов, относящихся к выбору типов передач, здесь рассматриваются разбивка передаточных отношений среди ступе­ ней многоступенчатых передач, определение размеров и суммар-

* Для оценки влияния величины ?ц на значение wcp можно воспользоваться зависимостью

43

ных весов зубчатых колес различных типов передач, исходя из прочности зубьев и работоспособности опор сателлитов.

Рассмотрим многоступенчатые передачи, составленные из ци­ линдрических зубчатых колес. Тихоходной ступени присваивается обозначение I , а последующим соответственно I I , I I I , . . ., п

(рис. 1.10). Передаточные отношения —-этих ступеней обозначим

U\, Иц, . . ., ип.

I

Рис. 1.10. Передача, составленная из п цилиндрических пар

На основании формулы (1.10) суммарный вес зубчатых колес многоступенчатой передачи

найденные по формуле (1.11а), даны на рис. 1.11, которые можно

4 4

На рис. 1.12 дан график значений % двухступенчатой передачи

и поэтому, сопоставляя значения % различных типов передач, получаем представление об их сравнительных весах. В работе [100] показаны преиму­ щества в отношении габа­ ритных размеров передачи

с io6 = 10, выполненной

V

—

мало. Это указывает на то, что без ощутимой потери в весе GE можно варьировать величинами и{ и ии при заданном io6 в до­ статочно широком диапазоне с целью удовлетворения тем или

45

передачу с цементованными и закаленными зубьями, то при К3 \ =

рекомендуется брать возможно большее k0 t р. Если по технологи­ ческим соображениям колесо ступени I I целесообразно выпол­ нить не цементованным и закаленным, а подвергнутым оконча­ тельной термообработке — улучшению, то, используя эффект высокого перепада твердости при НВ2 ^ НВ 300, можем принять

46

Если обе ступени осуществлены с высоким перепадом твердости {К\Р = Кир = 30), то

больше, чем с тремя ступенями, поскольку в двухступенчатой передаче меньше валов и опор.

47

или

(1.40a)

Здесь

вес шестерни и колеса тихоходной ступени.

Из формулы (1.40а) следует, что величина G^H при неограниченно большем

На рис. 1.16, а показана многопоточная передача с внешними зацеплениями, а на рис. 1.16, б—многопоточная передача с од­ ним из центральных колёс с внутренними зубьями.

Рис. 1.16. Многопоточные передачи с неподвижными

осями зубчатых колес ( щ =

1оЬиа

4 8

для передачи, выполненной по схеме на рис. 1.16, а. Сравнивая значения %, приведенные на рис. 1.12 и 1.17, а, находим, что ми­

увеличению иь соответствует небольшое изменение %. Приведен­ ный результат показывает, что без существенного увеличения %

чина х однопоточной двухступенчатой передачи более, чем в два раза превышает % трехпоточной передачи (см. рис. 1.12 и 1.17, в).

Большее снижение величины % имеется при использовании многопоточных передач с внутренним зацеплением (рис. 1.16, б и 1.19).

Рассмотрим формулы для определения основных размеров пе­ редач, выполненных по схемам на рис. 1.16, о и б.

о распределении нагрузки по ширине зубчатого венца (см. стр. 33— ~^ 42 и рекомендации на стр. 92 в книге [71 ]). Возможно использо­ вание и параметра тр6 = — .

На основании формул (1.6) и (1.7) имеем