21.5. Материалы и термообработка для зубчатых колес

Зубчатые колеса изготовляют из сталей, чугуна и неметалли­ческих материалов. Колёса из неметаллических материалов имеют небольшую массу и не корродируют, а передачи с ними бесшумны в работе. Но невысокая прочность материалов и, как следствие, большие габариты передачи, сравнительно высокая стоимость изготовления колес ограничивают их применение в силовых механизмах.

Чугунные зубчатые колеса дешевле стальных, их применяют в малонагруженных открытых передачах. Они имеют малую склонность к заеданию и хорошо работают при слабой смазке, но не выдерживают ударных нагрузок.

Наибольшее распространение в силовых передачах имеют колёса из сталей Ст5, Ст6, 35, 35Л, 40, 40Л и др., которые, как правило, подвергают, термообработке для повышения нагрузочной способности.

Колеса малонагруженных передач в машинах общего назначения, а также колёса передач, габариты которых не ограничены, подверга­ют объемной закалке с высоким отпуском до твердости 300–350 НВ при диаметре колес до 150 мм. Колёса диаметром свыше 150 мм имеют твердость не менее 200 НВ. Зубья колес, подвергнутых такой обра­ботке, имеют приблизительно одинаковую твердость по всему сечению и могут быть нарезаны после термообработки, благодаря этому отпа­дает необходимость выполнения доводочных операций.

Для предотвращения заедания рабочих поверхностей нижний предел твердости шестерни (меньшего колеса), как показывает практика, должен быть на 30–50 единиц выше верхнего предела твердости колеса.

Колёса высоконагруженных передач в транспортных машинах и передач ограниченных габаритов должны иметь твердость зубьев более 400 НВ.

21.6. Расчеты зубьев на сопротивление усталости по изгибным и контактным напряжениям

1. Расчет зубьев на прочность при изгибе. Условие прочностной надежности зуба:

где – максимальное напряжение в опасном сечении зуба;

–допускаемое напряжение изгиба для материала зуба.

Для оценки прочностной надежности зубчатой передачи необхо­димо иметь уравнение, связывающее максимальные напряжения в опас­ном сечении с внешней нагрузкой на зуб и размерами опасного сече­ния (параметрами передачи).

А. Прямозубые цилиндрические передачи. Расчет выполняют для наиболее опасного случая – однопарного зацепления, когда вся внешняя нагрузка передается одной парой зубьев:

где y_F – коэффициент формы зуба;

F_t – окружная сила;

b_w – ширина венца колеса;

m – модуль зацепления;

K_Fα – коэффициент, учитывающий одновременное участие в передаче нагрузки нескольких пар зубьев (K_Fα = 1);

K_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки;

K_Fυ – коэффициент динамической нагрузки.

Б. Косозубые цилиндрические передачи. Напряжения в зацеплении косозубого цилиндрического колеса

где – коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

–коэффициент перекрытия;

где – коэффици­ент ширины колеса;

для колес низкой твердости (не более 350 НВ);

(для колес твердости более 350 НВ).

Ширину зубчатых колес принимают в зависимости от диаметра шестерни.

В. Конические передачи. В опасном сечении зуба конического колеса максимальные напряжения

где – экспериментальный коэффициент, учитывающий пониженную нагрузочную способность конических передач по сравнению с цилинд­рическими передачами из-за конструктивных особенностей;

= 0,85 – для конических прямозубых передач;

1–1,2 – для передач с круговыми зубьями;

m – мо­дуль в среднем нормальном сечении зуба.

2. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев. Расчет зубьев выполняют для фазы зацепления в полюсе:

где – максимальное контактное напряжение на активной поверх­ности зубьев;

– допускаемое контактное напряжение.

Контактные напряжения одинаковы для обоих колес, поэтому расчет выполняют для того колеса, у которого меньше.

Для расчета зубчатой передачи на контактную прочность необ­ходимо иметь уравнение, связывающее максимальное напряжение с внешней нагрузкой и параметрами передачи.

А. Прямозубые и косозубые передачи. Предел контактной выносливости:

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхнос­тей;

Z_m – коэффициент, учитывающий механические свойства матери­алов колес (модули упругости Е₁ и Е₂ и коэффициенты Пуассона, и);

Z_m = 275 – для стальных колес;

Z_ε – коэффициент, учитыва­ющий суммарную длину контактных линий:

– для прямозубых передач.

–для косозубых передач.

в предварительных расчетах;

– из таблиц;

– межосевое расстояние;

– ширина колеса;

u – передаточ­ное число.

принимают в зависимости от межосевого расстояния:

где – коэффициент ширины колеса;

= 0,315–0,5 – при симметричном положении колес;

= 0,25–0,4 – при несимметричном;

= 0,2–0,25 – при консольном расположении.

Б. Конические передачи (прямозубые). Расчет производят по формуле (21.1), где вместо коэффициен­та подставляют коэффициент (установлен экспериментально, учитывает особенности прочности конических передач). Для прямозубых передач0,85.