Файл: Повышение несущей способности механического привода..pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 19.10.2024

Просмотров: 89

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

С увеличением окружной скорости от 10 до 20 м/с расчетные значения г> уменьшаются в среднем на 15°, что связано, по-ви­ димому, с ростом объемной температуры зубьев.

Таким образом, для условий работы передач, близких к рас­ смотренным, могут быть рекомендованы следующие значения предельной суммарной температуры зубьев:

при расчете колес из улучшенных сталей

^ п р « Л 1 0 - - 1 2 0 ° С ;

для колес с твердостью

HRC 5г HRC 50

t S n p =

1 6 0 - 170° С.

Объемную температуру следует определять из теплового рас­ чета с учетом опыта эксплуатации подобных передач.

Применение передач с коэффициентами перекрытия свыше двух позволяет не только повысить нагрузки, лимитируемые изгибной и контактной прочностью, но и значительно улучшить виброакустические характеристики привода. Анализ динамики передач, выполненный на основе метода А. И. Петрусевича [88], показывает, что динамические нагрузки на наиболее нагруженных парах зубьев при % > 2 в два, а при е а > 3 в три с половиной раза меньше, чем в передачах со стандартным исходным контуром. Снижение динамических нагрузок в сочетании с меньшими коле­ баниями жесткости в процессе пересопряжения и с меньшими мо­ ментами сил трения в зацеплении приводит к заметному умень­ шению уровней вибраций и шума при работе передач с е„ > 2 .

Основываясь на результатах* экспериментальных исследова­ ний, можно полагать, что в передачах с улучшенными колесами при скорости до 15 м/с можно значительно повысить несущую способность и при низкой точности изготовления, поскольку наблюдается значительное уменьшение разности основных ша­ гов, обусловленное приработкой зубьев. Однако конкретные ре­ комендации по этому вопросу можно дать лишь после дополни­ тельных исследований.

Г Л А В А 3

К ВОПРОСУ ОБ ИЗГИБНОЙ ПРОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

7. Связь предельных нагрузок на зубьях

зубчатых колес с коэффициентом формы местных напряжений

Значения Y для зубьев, нарезанных стандартными червяч­ ными фрезами, приведены в литературе [68]; для зубьев, нарезан­ ных турбинными фрезами, представлены на рис. 3.1.

При использовании Y удельная нагрузка на зуб прямозубого колеса определяется по формуле

Щ\\т оо = mnaF l i m o o F .

(3.1)

В зубчатых передачах, нарезанных фрезами, соответствую­ щими исходному контуру с радиусом закругления вершины rp ^ ^ 0,25т„, величина КТ ^ 2,0 при обычно применяемых числах зубьев и величинах смещения исходного контура. В связи с этим

исследовалась

зависимость

i t i f i i m m = f (Y) в

диапазоне Кт =

=

1,0'-*-2,0 для

азотированных, цементованных

и изготовленных

из

улучшенных

сталей передач.

 

 

Изменение коэффициента

Y (соответственно и Кг) осуществля­

лось, в основном, смещением исходного контура при нарезании передач.

Результаты экспериментов представлены на рис. 3.2, где по оси абсцисс отложено значение теоретического коэффициента концентрации /Ст , а по оси ординат коэффициент А, представляю­

щий

собой отношение:

 

 

 

(wt

lim со); '

Уо '

где

(шм1тоо)о—предельная

нагрузка

для варианта, принятого

в данной серии опытов за основной, например некорригированное зубчатое колесо, нарезанное стандартным инструментом; нагрузка приложена к вершине зуба; (wtumm){ — предельная нагрузка для варианта, отличающегося от основного только коэффициентом

90

формы местных напряжений; Y0 и Yt — коэффициенты формы местных напряжений для основного и i'-го вариантов.

Если между wt\\m«> и Y существует прямая пропорциональ­ ность, то коэффициент А — 1 независимо от вида термообработки.

,6

— —

4/

ш

0,2

 

1

1

 

 

 

 

 

 

ч

 

 

 

 

 

О

 

25

50

75

100

125

150 г

Рис. 3.1.

Коэффициенты формы для зубьев, нарезанных турбинными фрезами

Из

рис. 3.2 следует,

что отклонение

коэффициента

А от еди­

ницы лежит в пределах разброса, неизбежного при испытаниях на усталость.

 

Поэтому с точностью, достаточной для практического

расчета,

можно

принять

прямо пропорциональную

зависимость

между

 

 

 

 

 

 

А

 

 

 

•

Рис. 3.2. Зависимость

коэффи­

 

• о

 

 

 

•

 

циента

А от

К?:

 

 

 

 

 

Л

зубчатые

колеса: • — улучшение,

1,0

 

 

 

 

 

нормализация;

А — азотирование;

А •

 

 

о

 

 

г

 

в

•

— цементация; круглые образцы:

 

 

О

— улучшение,

нормализация;

 

в

<

I

•

а

 

•

— цементация

0,9,

 

 

•

 

 

 

 

 

 

 

1.2

1,4

1,6

18 Кг

 

 

 

 

 

10

 

Щитт и Y как для зубьев передач из улучшенных сталей, так и для азотированных и цементованных зубьев.

На рис. 3.3 представлены экспериментальные графики wt ит со =

=f(Y).

Наряду с зубчатыми колесами на четырехшпиндельной уста­ новке при симметричном цикле нагружения, были испытаны круг­ лые цементованные образцы из стали 12ХНЗА и образцы из улуч­ шенной стали 40Х. Диаметр образцов 10 мм. Длина испытуе­ мой части 25 мм.

91

 

 

Всего было испытано пять серий образцов с радиусом

галтели:

0,1; 1,0;

2,0; 4,0; 7,0 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Результаты этих экспериментов также приведены

на

рис.

3.2

и показывают, что и при симметричном цикле нагружения

сохра­

 

 

 

 

 

 

няется

 

прямо

пропорциональная

wtbUn°

 

 

 

зависимость между

Y

и wt пт со-

8001

 

 

 

1

 

В опытах зафиксировано отсут­

 

 

 

 

 

ствие прямой пропорциональности

700

 

 

 

 

I

 

 

A

 

 

между

Wt Пт со

и

у.

 

 

 

 

 

BOO

 

 

 

Так, у азотированных и це­

522

 

A

ментованных

 

зубчатых

 

колес

500

 

i -

 

коэффициенты

формы зубьев

у

>t 02

 

 

изменялись

в пределах

от

0,085

№

 

 

 

362

\

 

J

 

до 0,58,

т.

е.

в

6,64

раза,

вели­

3( '

 

УН1—

 

чина же

предельной

 

нагрузки

на

282'

 

 

 

зуб

выросла

только

в

~ 3 , 7

раза.

 

 

 

 

 

 

200 k

 

 

 

При этом величина Y увеличилась

WO

 

 

 

 

 

также

в

~ 3 , 7

раза.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Зависимость

(3.1)

справедлива

 

 

 

 

 

 

 

 

« § •

«

2-8- *

только при КТ,

не

превышающем

 

 

2,1.

Если К^>

2,5-^-3,0, то изгиб-

 

 

 

 

OS

 

ная

прочность

не связана

прямо

 

 

 

 

 

 

пропорциональной

зависимостью

Рис. 3.3.

Зависимость предельной

с коэффициентом

формы

местных

нагрузки

от коэффициентов

формы

напряжений

Y,

а

определяется

 

 

местных

напряжений:

 

некоторым фиксированным

значе­

д— улучшение, нормализация; О — нием Ко- азотирование; А — цементация

8.Влияние глубины азотирования на изгибную прочность

Данные ряда исследований показывают, что при химикотермическом упрочнении зубьев максимальной изгибной выносли­ вости соответствует некоторая оптимальная глубина упрочненного слоя, превышение которой приводит к значительному снижению нагрузочной способности передачи.

Однако рекомендации по выбору оптимальной глубины упроч­ нения значительно отличаются [81; 141; 160] и в частности из-за различного подхода к определению глубины упрочненного слоя. В соответствии с принятым в отечественной практике под глуби­ ной упрочнения подразумевается расстояние от поверхности до границы структурных изменений шлифов.

Для определения оптимальной толщины азотированного слоя

выполнены эксперименты,

основная часть

которых проводилась

на зубчатых колесах из стали 30Х2НВФА

(табл. 3.1). Глубины

азотированного слоя даны

в табл. 3.2.

 

Колеса изготовлялись из одной поковки и термообрабатывались по одному режиму.

92

Механические

характеристики материала: твердость

НВ320;

0В = 116 кгс/ммя ;

стт =

102 кгс/мм2 ; -ф =

60,3%.

Колеса

нареза­

лись турбинными фрезами с высотой зуба 2,5т„.

 

 

Изменение отношения толщины слоя к модулю осуществлялось

варьированием

глубины

азотирования и

модуля

*.

 

Результаты экспериментов при­

Т а б л и ц а

3.2

ведены в табл.

3.2 и на

рис. 3.4,

Т а б л и ц а 3.1

Геометрические характеристики испытуемых передач

Молуль, мм

Число зубьев

Угол на­ клона зуба, град

Диаметр де­ лительной окружности, мм

4

30

0

120

5

24

0

120

6

20-

0

120

7

18

0

126

Относительное повышение изгибной прочности азотированных зубьев (в % )

 

 

та-

мм

 

 

 

 

 

б, мм

4

5

6

7

 

0

100

100

100

100

0,2

115

113

117

120

0,45

115

132

124

117

0,6

100

105

117

132

П р и м е ч а н и е . Пре­ дел изгибной усталости неазотированных зубьев при­ нят за 100%.

из которого следует, что при отношении

= 0,07-*-0,10 имеет

место максимальное повышение изгибной прочности азотирован­ ных зубьев.

Рис. 3.4. Повышение изгиб­

•!•!

ной прочности зубьев в зави­

симости

от относительной

И г о

толщины

азотированного

§ 1

 

слоя:

 

1

X

х

1

 

 

X — зубчатые

колеса из

стали I I ' 0

 

 

30Х2НВФА; О

— зубчатые ко­

 

 

леса из других марок сталей

 

Ытп

 

 

0.05

0.10

Для возможности

распространения полученных

результатов

на зубчатые колеса с другими параметрами проведены дополни­

тельные эксперименты (табл. 3.3 и рис.

3.4).

 

 

 

* Опыты показали, что предельные напряжения для неазотированных

зубьев

с тп =

4-ь7 мм практически одинаковы и равны для данного материала 0 р ] i m т

=

=

5100

кгс/см2 , что очень близко к получаемым

по формуле 0,35о в +

900

=

=

5050

кгс/смг .

 

 

 

93

Смотрите также файлы