Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1. Геометрия переходной кривой зубчатого венца и влияние ее на напряжения во впадинах между зубьями 8
1.2. Методы определения и влияние геометрических параметров зубчатого венца на коэффициент концентрации напряжений 17
1.3. Сопротивление усталости гибких колес и методы его определения 26
1.4. Прогрессивные методы изготовления гибких колес 30
1.5. Задачи исследования 32
2. Исследование геометрии впадины зубчатого венца гибкого колеса 35
2.1. Влияние геометрии производящего инструмента на геометрию впадины зубчатого венца 35
2.2. Области допустимых геометрических параметров зубчатого венца гибкого колеса 43
2.3. Определение профиля впадины по эквидистантным кривым переходной поверхности зуба 51
2.4. Выводы 55
3. Исследование напряженного состояния гибкого зубчатого венца волновой передачи 56
3.1. Общая схема расчета 56
3.2. Основные теоретические соотношения метода конечных элементов 58
3.3. Описание расчетной модели зубчатого венца гибкого колеса волновой передачи 64
3.4. Анализ результатов расчета 72
3.5. Выводы 80
4. Экспериментальное исследование сопротивление усталости гибких колес 81
4.1. Задачи и методы усталостных испытаний 81
4.2. Методика испытаний образцов-аналогов 84
4.3. Стенд для усталостных испытаний образцов-аналогов 89
4.4. Варианты технологии изготовления образцов и подготовка последних к испытанию 92
4.5. Влияние поверхностного упрочнения впадин зубьев на сопротивление усталости гибких колес 98
4.6. Текстура и остаточные напряжения гибких колес, полученных методом холодной обработки давлением 99
4.7. Напряженное состояние и изгибная. жесткость образцов-аналогов 106
5. Статистическая оценка сопротивления усталости образцов-аналогов 110
5.1. Оценка параметров функций распределения ресурса на заданном уровне напряжения 111
5.2. Регрессионный анализ результатов усталостных испытаний образцов-аналогов 122
5.3. Сравнительная оценка результатов регрессионного анализа усталостных испытаний по уровням деформации 134
5.4. Оценка коэффициента концентраций напряжения зубчатого венца гибких колес 137
6. Экспериментальная оценка долговечности гибких колес 141
Общие выводы и рекомендации 149
Литература 151
Приложения 161
- Методы определения и влияние геометрических параметров зубчатого венца на коэффициент концентрации напряжений
- Области допустимых геометрических параметров зубчатого венца гибкого колеса
- Описание расчетной модели зубчатого венца гибкого колеса волновой передачи
- Варианты технологии изготовления образцов и подготовка последних к испытанию
Введение к работе
Основными направлениями развития народного хозяйства СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 годы, принятыми ХХУІ съездом КПСС, ставятся задачи: "Повысить технический уровень и качество продукции в машиностроении, средств автоматизации и приборов, значительно поднять экономичность и производительность выпускаемой техники... Разработать и осуществить систему мероприятий по снижению удельной металлоемкости машин и оборудования и существенному сокращению отходов и потерь металлопродукции за счет: совершенствования конструкции машин и оборудования, широкого применения металла повышенной прочности, замены технологических процессов, основанных на резании металла, экономичными методами формообразования деталей!1 Решению этих задач способствует использование в приводах машин волновой зубчатой передачи, кинематические возможности которой позволяют создать для диапазона передаточных отношений 100 ... 300 одноступенчатые редукторы, конкурентоспособные в отношении массы, габаритов, простоты конструкции и КПД с лучшими образцами механических передач других типов.
Эксплуатация и экспериментальные исследования волновых зубчатых передач свидетельствуют о влиянии геометрии венца и технологии изготовления гибких колес на их долговечность, что выражается в значительном разбросе наработки колес до поломки по причине изгибной усталости их стенки под зубчатым венцом. Вместе с тем влияние геометрических параметров венца на напряженное состояние и на сопротивление усталости гибкого колеса волновой передачи недостаточно изучено.
В связи с увеличением объема выпуска волновых зубчатых передач актуальность приобретает определение рациональной технологии изготовления гибкого колеса, обеспечивающей минимальную трудоемкость изготовления при заданной выносливости. Гибкие колеса серийно выпускаемых в настоящее время передач изготавливаются точением из толстостенных труб при этом коэффициент использования материала довольно мал. Одним из основных направлений снижения расхода металла является приближение формы заготовки к форме колеса путем пластического деформирования /16/. Однако, к настоящему времени отсутствуют данные о влиянии пластического деформирования, например, поперечно-винтовой прокатки, на выносливость гибкого колеса.
Таким образом, разработка рекомендаций по выбору рациональной геометрии зубчатого венца гибкого колеса и технологии его изготовления, обеспечивающих повышение сопротивления усталости колеса, является актуальной задачей, так как позволяет повысить надежность и экономичность волновой зубчатой передачи.
Настоящая диссертация посвящена исследованию влияния геометрических параметров зубчатого венца и получения заготовки с применением пластического деформирования на сопротивление усталости гибкого колеса волновой передачи с целью повышения ее ресурса.
Для достижения отмеченной цели решались следующие задачи:
I. С использованием теории эвольвентных зацеплений получены зависимости для определения минимального радиуса выкружки впадин зубчатого венца гибкого колеса и построены области рациональных его геометрических параметров.
Методом конечных элементов получена зависимость коэффициента концентрации напряжений от минимального радиуса выкружки впадин зубчатого венца гибкого колеса.
Разработана конструкция образца-аналога венца гибкого колеса и стенд для его усталостных испытаний.
На образцах-аналогах исследована зависимость коэффициента- концентрации напряжений от минимального радиуса выкружки впадин зубчатого венца, а также исследовалось влияние методов изготовления гибкого колеса с использованием поперечно-винтовой прокатки в холодную на его выносливость.
Выполненный комплекс исследований позволил предложить рекомендации по выбору рациональной геометрии зубчатого венца гибкого колеса, обеспечивающих повышение сопротивления усталости последнего, а также сделать заключение о влиянии поперечно-винтовой холодной прокатки на выносливость гибкого колеса.
Рекомендации по выбору геометрических параметров венца гибкого колеса использованы в разработанном при участии автора волновом зубчатом редукторе механизма поворота башенного крана. Два экземпляра редуктора внедрены в народное хозяйство и эксплуатируются на башенных кранах КБ-І60, работающих на строительных объектах г.Москвы.
Автором на защиту вынос*т|ися следующее:
Области геометрических параметров зубчатого венца гибкого колеса, позволяющие выбирать параметры, обеспечивающие радиус выкружки впадин, способствующий повышению выносливости колеса.
Методику расчета методом конечных элементов коэффициента концентрации напряжений во впадине венца гибкого колеса.
Конструкцию образца-аналога гибкого колеса и стенда, позволяющую получать достоверные результаты при сравнительных исследованиях влияния конструктивных и технологических факторов на сопротивление усталости гибкого колеса.
Экспериментальные исследования на образцах-аналогах влияния радиуса выкружки впадин венца гибкого колеса на концентрацию напряжений, подтвердившие теоретические расчеты коэффициента концентрации.
Исследования влияния поперечно-винтовой холодной прокатки на выносливость гибкого колеса.
Методы определения и влияние геометрических параметров зубчатого венца на коэффициент концентрации напряжений
Коэффициент концентрации напряжений определяется путем математического решения соответствующих задач теории упругости или с помощью экспериментальных методов изучения напряжений, таких как фотоупругость, точная тензометрия, галографическая интерферометрия, методы муаровых полос, фотоупругих покрытий и другие /9,13,39,47,49,61,66,67,71,80,100,104/. Экспериментальные методы очень трудоемки, чтобы получить более точные результаты необходимо проводить большое количество опытов и тщательно учитывать все факторы, влияющие на результаты испытаний. Классические методы исследования концентрации напряжений подробно рассмотрены в монографиях Г.Нейбера /67/, Р.Петерсона /71/ и других работах. Коэффициент концентрации напряжений, характеризующий локальное возрастание напряжений, определяется отношением максимальное и номинальное напряжения. Для деталей, форма выточек которых недостаточно изучена с точки зрения концентрации напряжений, значение теоретического коэффициента концентрации напряжений Р.Хэивуд предложил вычислять с помощью следующей зависимости /91/ где А - глубина выточки; R - радиус переходной кривой; к - константа зависящая от типа переходной кривой и нагрузки. Для цилиндрических зубчатых колес, нарезанных стандартным инструментом без смещения исходного контура при приложении нагрузки к вершине зуба можно определить по формулам - при обработке методом копирования по формуле Тимошенко С.П./88/ при обработке методом обкатывания по формуле
Цехновича Л.И. $ - толщина зуба в опасном сечении; о - радиус переходной кривой; g - число зубьев колеса. Для зубьев стандартного исходного контура при нагружении в вершине /90/ приводится зависимость теоретического коэффициента концентрации напряжений от отношения параметров — Для зубьев нарезанных со смещением исходного контура с массивными ободами в работе /24,54/ приведена зависимость максимального значения теоретического коэффициента концентрации при растяжении от числа зубьев колеса По результатам исследований авторами этой работы сделан вывод о том, что при уменьшении толщины обода до h = /я? величина коэффициента концентрации увеличивается на 10% по сревне-нию с массивными ободами. В работе /97/ рекомендуется формула для определения величины с/, при изгибе зуба с учетом толщины обода зубчатого колеса Из приведенных авторами выводов следует, что влияние соседних зубьев на величину коэффициента концентрации на превышает 3 5$. Рассмотренные методы определения действительны в основном для обычных жестких зубчатых передач или для тонкостенных зубчатых венцов сателитов планетарных передач. Непосредственное применение их к зубчатым венцам волновых передач не правомерно, так как они не учитывают специфику способа нагружения и геометрических параметров гибких колес. Одной из первых работ по определению теоретического коэффициента концентрации напряжений применительно к гибким зубчатым колесам волновых передач является работа Горелова Л. К./31/. Им предложена следующая зависимость где Р и Л/ - радиус впадины и высота сечении модели под впадиной. Недостатком этой работы является то, что не учитывается соотношение толщины зуба и ширины впадины. В исследованиях поляризационно-оптическим методом /39/ авторами освещен вопрос влияние толщины обода на напряженное состояние гибкого колеса, которое рассматривалось как гладкое кольцо с дополнительными поправками от влияния зубчатого венца. Предложена зависимость для определения об ДРИ растяжении обода гибкого колеса По результатам исследований сделан вывод, о том, что коэффициент концентрации напряжения при изгибе и растяжении обода,когда толщина обода h 2т, примерно равны между собой. При h с 2. № величина с/, возрастает, а об падает. В теоретических исследованиях/75,78/ о напряженном состоянии гибкого зубчатого колеса приводится следующая зависимость для определения эффективного коэффициента концентрации Ci0- коэффициент ряда Фурье, зависящий от исходного контура и других параметров зацепления,определяется по графикам; Q - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений. Как видно из(1.19) авторы этой работы не учитывают радиуса переходной кривой впадины зубая, которое существенно влияет на Н В работах /76,77/ приводятся результаты натурных усталостных испытаний большой группы оболочек гибких колес, установлено, что для стандартного зацепления На рис. 1.3 показана зависимость / = ( ), построенная на основании вычислений по формуле (1.20), а также соответствуют экспериментально найденным величинам где 7= — - относительная толщина гибкого звена на участке между зубьями; -і і - пределы выносливости соответственно гладких и зубчатых оболочек; wo г и \%з - наибольшие радиальные перемещения гладких и зубчатых оболочек. применительно к стальным гибким колесам предложили определить эффективный коэфициент концентрации следующей зависимостью где k - высота зуба, мм; О - радиус переходной кривой, мм. Зависимость коэффициента Но показана на рис.1.4 Из анализа работ /47,64,69/ видно что, на концентрацию напряжений существенно влияет радиус округления головки зуборезного инструмента и коэффициент смещения производящего исходного контура. В исследованиях /54,97/ на моделях из оптически активного материала проведен эксперимент с целью изучения влияния некоторых параметров зацепления на теоретический коэффициент концентрации напряжений при изгибе и растяжении зубчатого венца гибкого колеса волновой передачи. С учетом данных /40,97/ предложены следующие зависимости для определения оС и о где г10 - эквивалентная толщина обода зубчатого колеса по впадинам между зубьями; , та/ g - определяется по формуле (I.I5). В анализе результатов эксперимента приводится, на наш взгляд, несколько несогласованные выводы: I. По данным поляризационно-оптического метода увеличение коэффициента АГ радиуса кривизны переходной кривой от 0,3 до 0,44 приводит к уменьшению величины коэффициента C/J на 7% при / _п г, то rzcf „ „ fZ-X нагружении зуба в точке — =0 и 12,5% при — =1,0. По резуль татам расчетов только на 3,5$ при нагружении зуба в вершине ( =0). т 2. Изменение коэффициента смещения и радиуса кривизны переходной кривой (в пределах Р =0,34-0,44г$ по данным авторов практически не влияет на величину коэффициентов концентрации напряжения, так как они считают что, смещение инструмента при нарезании зубьев мало влияет на конфигурацию дна впадины. В экспериментальных исследованиях /106/ проведенных в стальном сегменте, представляющий собой увеличенную в 40 раз модель сегмента реального гибкого зубчатого венца, под действием заданного изгибающего момента в определенном сечении сегмента создавались нормальные напряжения, имитирующие напряжение в реальной гибкой зубчатой оболочке волновой передачи. В процессе исследования гладких и зубчатых сегментов определяли величину нормальных напряжений с помощью тензометрических датчиков. Один из вариантов схемы нагружения сегмента и график распределения напряжения во впадинах зубьев показан на рис. 1.5
Области допустимых геометрических параметров зубчатого венца гибкого колеса
В подразделе 2.1 получены зависимости (2.4) и (2.5) и на рис. 2.2...2,4 построены кривые соотношений Р , = /(Уг) для волновой передачи с I =100. Однако, надо иметь в виду, что некоторые точки полученных кривых неприемлемы по геометрическим соображениям, так как в волновой передаче при зацеплении гибкого колеса с жестким может наблвдаться, например, интерференция второго рода /87/. Поэтому установим области допустимых значений Уг и fmfo то есть определим границы областей.
Для передаточных отношений из ряда предпочтительных чисел / =80...320 по формулам (2.4),(2.5) определены графические зависимости геометрических параметров гибкого колеса fain. =f r) при использовании исходного контура по GT СЭВ 308-76 и GT СЭВ 309-76, то естьст =20, /Z-OFI» С0 =0,25 при формообразовании зубьев гибкого колеса инструментом реечного типа, например, стандартной червячной фрезой с коэффициентом радиуса округления кромки зуба fi =0,38 - рис. 2.5, а при формообразовании зубьев стандартным долбяком с числом зубьев =100, средней изношенности -/о=0,5 и уЭ = 0 - рис. 2.5,6.
Как уже отмечалось, в работе /85/ построены области параметров гибкого и жесткого колес, обеспечивающих многопарное с неподвижным контактом зубьев зацепление при работе волновой передачи под нагрузкой. Эти области позволяют выбирать коэффициенты смещения исходного контура гибкого Уг и жесткого Хщ колес -Уш-Хг+ Ус/ где У4 - разность коэффициентов смещений колес. Расчет геометрических параметров колес выполняется как расчет цилиндрических эвольвентных колес внутреннего зацепления по ГОСТ 19274-73 при условии сохранения стандартного радиального зазора.
С использованием исследований /86/ на области Р , =/{Уг) J/Псп. (рис.2.5) нанесены кривые I и 2, являющиеся границами интерференции второго рода в зацеплении гибкого и жесткого колес нагруженной волновой зубчатой передачи для эксцентриситетов вала дискового генератора волн В =(3,2 и 4)\ , где \Уе- радиальная деформация гибкого колеса. Кривые I справедливы и для кулачкового генератора. Кривые 3 есть границы минимально возможной рабочей высоты зубьев kfiihi, обусловленной передачей предельного крутящего момента. Принцип построения границ 1,2 и 3 изложен в работе /87/.
Анализ полученных областей показывает, что при нарезании, зубьев гибкого колеса стандартными долбяками (рис.2,5,б) в диапазоне наиболее распространенных коэффициентов смещенийj=4...16 формируется радиус выкружки впадин, значения которого близки к нулю. Это явление приводит к увеличению концентрации напряжения у корня зуба и соответственно к уменьшению циклической прочности зубчатого венца гибкого колеса волновой передачи. Поэтому формообразование зубьев гибкого колеса стандартными долбя-ками или накатниками, не имеющими округления кромки зубьев, нецелесообразно, необходимо обеспечить закругления кромки зубьев инструмента.
При нарезании венца гибкого колеса стандартной червячной фрезой обеспечивается более плавное сопряжение переходной кривой с окружностью впадин, минимальный радиус кривизны впадин зубьев (рис.2.5,а) при этом значительно больше, чем при нарезании стандартными долбяками. Это способствует снижению концентрации напряжений у корня зуба, поэтому целесообразно осуществлять нарезание венца гибкого колеса червячной фрезой.
Вместе с тем, из рис. 2.5, а видно, что при нарезании колеса фрезой в пределах зоны, ограниченной кривыми 2 и 3, с увеличением коэффициента смещения Хг Радиус кривизны 9П11 быстро возрастает. Исследования показали, что эвольвентный участок зуба, определяемый граничной высотой к (рис. 2.6), при этом быстро уменьшается, а часть высоты зуба / , описанная переходной кривой, увеличивается. Это может привести к появлению интерференции 1-го рода, то есть к интерференции кромки зуба жесткого колеса с переходной поверхностью зуба гибкого колеса. Поэтому проведем исследование изменения высоты неэвольвентного участка зуба kfn от Уг
Описание расчетной модели зубчатого венца гибкого колеса волновой передачи
При расчетах гибких колес ВЗП как правило, делается ряд допущений, позволяющих в той или иной степени упростить решение задачи.
В ряде работ /12,45,103,108/ - это принятие концепции гибкого колеса, которая позволяет проводить расчет усилий и напряжений в произвольных осевых сечениях гибкого колеса на основании достаточно простых формул для изгиба кольцевой балки под действием заданного нагружения.
Известно, что гибкое колеса, в зоне зубчатого венца, испытывает совместное действие напряжений изгиба, растяжения и напряжений от передачи нагрузки через зубья /45,53/. Концентрация напряжений от чистого изгиба и растяжения примерно одинакова /42/ и может быть рассмотрена как их совместное действие /31/. Концентрация напряжений от передачи нагрузки через зубья носит примерно тот же характер /54/» кроме того эти напряжения составляют не более 20-30$ от напряжения изгиба и расстяжения /12,42/. Изгибающий момент в сечении 0 $ возникающий от действия генератора ВЗП при этом может быть принят, равным /101/ где Р - проекция распределенной нагрузки от действия диска на кольцо; Г - радиус нейтрального слоя.
Кроме этого в результате взаимодействия зубьев гибкого и жесткого колеса действуют силы от зацепления нормальные и касательные к профилю зуба, направление и точка приложения которой зависят от параметров волновой передачи и угла поворота зубьев по отношению к оси генератора. Воздействие этой силы приводит к возникновению дополнительного изгибающего момента на зубчатом венце гибкого колеса.
При определении номинальной напряжений, соответствующих этим силовым факторам, следует принять во внимание тот факт, что в произвольном сечении зубчатого венца ввиду наличия зубьев, балочные гипотезы не выполняются и напряженное состояние становится существенно двумерным. В этом случае для определения напряженного состояния целесообразно использовать метод конечных элементов.
Для расчета выделим фрагмент зубчатого венца гибкого колеса между двумя сечениями, проходящими через середины впадины и зуба, соответствующий половине углового шага, который разобьем на конечные элементы. Допустим, что только граничные сечения нашей конечно-элементной модели деформируются согласно балочным гипотезам, то есть остаются плоскими в процессе деформации. Исходя из этого, на границе СД конечноэлементной модели (рис.3.3) будем ставить условия симметрии, а границу АВ нагружать несмметричным изгибающим моментом, возникающих от воздействия изгибающего и расстягивающих усилий,определяемых соотношениями (3.21). Ввиду малости шага зубчатого венца волновой передачи по сравнению с радиусом делительной окружности кривизной расчетной модели можно пренебречь.
При составлении конечноэлементной схемы существенное внимание обратим на точность воспроизведения реальной конфигурации выкружки, определяющей величину концентрации напряжений. Это мо-жеть быть достигнуто с одной стороны за счет точного задания координат узлов, лежащих на границе области, в соответствии с реальной геометрией выкружки, а с другой стороны за счет использования изопараметрических конечных элементов с повышенным порядком аппроксимации геометрии и поля перемещений внутри самих элементов.
В работе /59/ проведено исследование сходимости решений,получаемых с помощью различных изопараметрических конечных элементов в задачах, связанных с определением концентрации напряжений в зонах круговых отверстий. Следуя рекомендациям этой работы, автор во всех своих численных расчетах с помощью МКЭ использовал, так называемые, одноточечные сирендиповые конечные элементы (рис.3.4), обладающие узлами только на границе элемента, являющиеся в задачах такого класса наиболее эффективными.
Варианты технологии изготовления образцов и подготовка последних к испытанию
Образцы-аналоги были изготовлены двумя методами обработки металлов: 1) Методом точения из толстостенной трубы; 2) Методом холодной обработки давлением.
Все образцы изготовлены из стали ЗОХГСА со следующим химическим составом: Для определения влияния геометрии выкружки зубчатого венца на сопротивление усталости гибкого колеса и коэффициент концентрации напряжения были изготовлены образцы методом точения с ва-рированием радиуса переходной кривой О L путем изменения режущего инструмента и коэффициента смещения Хг. В таблице 4.2 приведены варианты образцов-аналогов изготовленные методом точения с модулем ЇЇІ =1,25 мм.
С целью определения рациональности использования методов холодной обработки давлением при изготовлении гибких колес изготовлены образцы-аналоги с использованием холодной прокатки с параметрами m =1,25 мм, Хг= 4 . Варианты образцов-аналогов изготовленные с использованием методов холодной прокатки приведены в таблице 4.3.
Механическая обработка гибких колес и образцов-аналогов, полученных из прокатанных заготовок, включала обработку торцов, обработку наружного диаметрального размера венца на токарном станке и нарезание зубчатого венца, с коэффициентом смещения =4, червячной фрезой (СТ СЭВ 308-76). Механическая обработка была проведена на специальной цанговой оправке.
Контроль точности изготовления диаметральных размеров и толщины стенки зубчатых венцов проводился с помощью индикатора, установленного в жесткой оправке. Поале механической обработки зубчатый венец подвергался низкому отпуску при температуре 220 250С, так как в прокатанных заготовках имеется остаточные расстягивающие напряжения. Затем кольцо с зубчатым венцом, тлеющим гладкие пояски с двух сторон от венца и плавные вырезы, разрезается на 6 или 8 частей одинаковой длины. В результате получаются образцы в виде криволинейной балки (рис.4.3).
Технология механической обработки этих образцов соответствует варианту "В". С целью изучения влияния термообработки на сопротивление усталости образцов, зубчатый венец после механической обработки подвергается объемной изотермической закалке. Краткая технология изотермической закалки, которая проводилась на Московском инструментальном заводе "Калибр": 1) высокий отпуск при температуре Т=650,время/ =2 часа; 2) нагрев в соляной ванне Т=870, і =10 мин.; 3) охлаждение в селитре Т=185; 4) низкий отпуск в соляной ванне Т=270. Твердость НЯС40...44.
Изотермическая закалка обеспечивает наиболее равномерный нагрев оболочки, что в свою очередь, исключает деформацию зубчатого венца. При термообработке необходимо следить за точностью выдержки температуры и перпендикулярностью оси оболочки к поверхности расплава соли и уровшо масла, так как неперпендикулярность при погружении или извлечении приводит к деформации гибкого колеса. Для обеспечения указанных условий использовалось приспособление для поддержания гибкого колеса и образцов в ванне.
Технологический процесс изготовления образцов целиком основан на способе формирования деталей методом холодной деформации металла. Набабораторном прокатном стане п/о "Электросталь-тяжмаш" методом холодной прокатки и формированием зубчатых венцов методом давления - закатка зубьев в матрицу, изготовлены опытные образцы гибких колес. В связи с отсутствием сведений о влиянии технологии холодной прокатки на циклическую прочность гибких колес данный технологический процесс изготовления находится в стадии исследования. Известно только, что механические свойства и текстура металла после холодной прокатки изменяется в широких пределах.
Согласно данным /6,33,57/, специфической особенностью, характерной для материалов, подвергнутых пластическому деформированию, является увеличение их удельного объема, что приводит к увеличению статической прочности сталей. Увеличение статической прочности до (5 180 КГС/MNT, приводит к уменьшению предела выносливости при симметричном изгибе. Кроме того известно, что влияние масштабного фактора тем сильнее, чем выше статическая прочность.
С целью исследования технологии и конструктивных параметров были изготовлены образцы гибких колес, для усталостных испытаний на вибростенде. После механической обработки, связанной с изготовлением образцов, зубчатый венец подвергался низкому отпуску, при Т=220-250С, чтобы уменьшить остаточные тангенциальные напряжения.
