Способ определения удельной контактной нагрузки в зубчатой передаче Советский патент 1992 года по МПК G01N3/32 

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при испытаниях зубчатых колес на контактную усталость.

Известен способ определения удельной контактной нагрузки в зубчатой передаче, заключающийся в том, что к передаче, содержащей шестерню из исследуемого материала с твердостью не более 350 НВ, прикладывают крутящий момент и определяют среднее значение удельной контактной нагрузки в процессе ее вращения и коэффициент нагрузки, по которым судят об удельной контактной нагрузке.

Недостатком способа является низкая точность, обусловленная тем, что не учитываются особенности распределения контактного напряжения при циклическом нагружении.

Целью изобретения является повышение точности за счет учета особенностей распределения контактного напряжения при циклическом нагружении.

С указанной целью используют шестерню с зубьями различной ширины, выбор величины крутящего момента осуществляют при среднем контактном давлении, равном 1585 МПа, нагружение осуществляют в течение 63100 поворотов шестерни из исследуемого материала, а коэффициент нагрузки определяют по отличию ширины зуба, у которого в результате нагружения выкрашивание распространилось на 2% площади его боковой поверхности, от средней ширины зуба.

При испытании используют шестерню с отношением средней ширины зуба к максимальной ширине, равном 0,874.

х| 00 О

сл о

Изобретение осуществили при испытании прямозубой зубчатой передачи, состоящей из шестерни из исследуемого материала (стали 40Х ГОСТ 4543-71, улучшенной до твердости 340 Н В) с числом зубьев Z 22 и сопряженного с ней колеса с 78-ю зубьями. Модуль зубчатых колес составлял 2,5 мм. Шестерня была выполнена с переменной шириной зубьев, изменявшейся от зуба к зубу от масимального значения b 42,4 мм до минимального Ьмин 31,6 мм с шагом A b (b - DMHH)/(Z - 1) (42,4 - 31,6)7(22 - 1) 0,51 мм. Среднее расчетное значение ширины зубьев шестерни составляло bm (b + Ьмин)/2 37,0 мм. По формуле (32) ГОСТ 21354-87 осуществили выбор величины крутящего момента, при котором контактное давление в зацеплении зубьев шириной bm составляет 1585 МПа. Крутящий момент составил 1960 Н м.

Нагружение сопряженных зубчатых колес осуществили в течение 63100 поворотов шестерни из исследуемого материала, после чего определили, на какой ширины зубе шестерни контактное выкрашивание распространилось на 2% площади его боковой поверхности. Ширина указанного зуба составила Ь 39,1 мм, а удельная окружная сила в зацеплении его с зубьями сопряженного колеса - УЖ 2.T/b . d 2-1960 103/39,155 1812Н/мм, где d m Z 2,522 55 мм - делительный диаметр шестерни из исследуемого материала. Коэффициент нагрузки определили по отличию ширины зуба Ь от ширины bm

-b /bm-39,1/37,0-1,057 и учитывали при расчете зубчатых передач, состоящих из колес из данного исследуемого материала путем подстановки в левую часть условия контактной прочности

oh ан VlQy СТНР , где ОН.ОН.ОНР - соответственно фактические (опытные), расчетные (т.е. определенные по формуле Герца, например, в упоминавшейся выше формуле (32) ГОСТ 21354-87) и допускаемые контактные напряжения.

При проведении указанных испытаний учитывали, что существование линейной зависимости между параметрами - угловым qH и начальной абсциссой Сн - левых (расположенных левее точки перелома предела выносливости) участков кривых контактной усталости в виде

Сн «-дн+Д(1)

где a,ft- коэффициенты; для кривых, построенных при выкрашивании в размере 2% ,2,/3 4,8, означает, что указанные участки кривых, имеют общую точку с координатами: долговечность N 10 10

63,1 тыс. циклов и напряжение он 10а 10 2 1585 МПа. Коэффициент корреляции зависимости (1) близок к единице, следовательно указанные координаты могут быть определены с высокой степенью точности.

Поскольку долговечность 1Сг превышает границу мало- и многоцикловой усталости

зубьев зубчатых колес твердостью до 350 НВ, равную 50 тыс. циклов, то нагружением зубчатого колеса с переменной шириной зубьев при указанной долговечности можно установить, в зацеплении какого из этих

зубьев с сопряженным колесом (с зубьями неизменной ширины) контактное напряжение составляло МПа.

При назначении соотношения максимальной и минимальной (следовательно, и

средней) ширин зубьев шестерни из исследуемого материала исходили из естественного разброса (1,5-2,0) свойств последнего и из усредненного для зубьев с твердостью, не превышающей 350 НВ, углового параметра кривых контактной усталости, равного шести. Тогда, исходя из формулы Герца, соотношение ширин составляет

30

Ьмин ЬгтУ qH/2 1,5 bm/ 6// 1,5 0,874 bm,

(2)

5

0

b qH/2 1,5 bm- 6/2 1,,14&bm (3)

При расчете ширин зубьев шестерни из

исследуемого материала по указанным фор5 мулам получение зуба со степенью выкрашивания, равной 2%, гарантировано с учетом естественного разброса свойств материала шестерни. В связи с тем, что при таком расчете получают

0 bm - Ьмин bm - 0,874 Bm 0,126- Ьт

1,145 Ьт-Ьт 0,145-Ьт,

то принимают

Ьмин (1-0.145).bm 0,855-bm - 0.855- (0,874-b) 0.747 b.

Если параметр qH априорно известен.

его подставляют в формулы (2) и (3) вместо QH.

Формула изобретения 1. Способ определения удельной контактной нагрузки в зубчатой передаче, заключающийся в том, что к передаче, содержащей шестерню из исследуемого материала с твердостью не более 350 НВ. прикладывают крутящий момент и определяют среднее значение удельной контактной нагрузки в процессе ее вращения и коэффициент нагрузки, по которым судят об удельной контактной нагрузке, отличающийся тем, что, с целью повышения точности путем

учета особенностей распределения контактного напряжения при циклическом нагру- жении, используют шестерню с зубьями различной ширины, выбор величины крутящего момента осуществляют при среднем контактном давлении, равном 1585 МПа, на- гружение осуществляют в течение 63100 поворотов шестерни из исследуемого материала, а коэффициент нагрузки опреде

ляют по отличию ширины зуба, у которого в результате нагружения выкрашивание распространилось на 2% площади его боковой поверхности от средней ширины зуба.

2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что используют шестерню с отношением средней ширины зуба к максимальной ширине 0,874.

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при испытаниях зубчатых колес на контактную усталость. Целью изобретения является повышение точности за счет учета особенностей распределения контактного напряжения при циклическом нагружении, Шестерню с зубьями различной ширины, выбор величины крутящего момента осуществляют при среднем контактном давлении, равном 1585 МПа, нагружение осуществляют в течение 63100 оборотов шестерни из исследуемого материала, а коэффициент нагрузки определяют по отличию ширины зуба, у которого в результате нагружения выкрашивание распространилось на 2% площади его активной боковой поверхности, от средней ширины зуба. Отношение средней ширины зуба к максимальной ширине равно 0.874. 1 з.п.ф- лы. Ё