2.4. Материалы элементов передач

Проектирование и расчет деталей машин начинается с выбора материала (сталь, чугун, бронза, полимеры и другие). Основными машиностроительными материалами являются стали, чугуны, сплавы из цветных металлов, а также неметаллические конструкционные материалы (металлокерамика, пластмассы и т.д.).

В силовых передачах применяют передачи со стальными колесами с упрочнением поверхности. Для ответственных, тяжелонагруженных с ограниченными габаритами передач рабочие поверхности зубьев упрочняют до твердости НВ400. При этом сердцевина остается более мягкой, пластичной. Упрочнение поверхности производится: закалкой токами высокой частоты (HRC 45…55 для колес с m5), цементацией (HRC 50…62), нитроцементация (HRC 56) и азотированием

(HRC 50…60). Закалка токами высокой частоты (т.в.ч.) по контуру зуба более производительна, чем цементация и азотирование, но технологически сложнее.

Цементация нитроцементация и азотирование позволяют получать колеса с большей нагрузочной способностью, но при этом повышается хрупкость материала и снижается сопротивление ударам.

Малоответственные передачи без ограничения габаритов колеса подвергают объемной закалке с высоким отпуском (зубья имеют по всему сечению одинаковую твердость НВ350). Применяется также поверхностная закалка (HRC 40…50), отжиг (НВ350), нормализация (НВ350) и улучшение (НВ350).

При назначении твердости учитывают, что c увеличением размеров колес твердость уменьшают соблюдая условие (НВ)_min≥200.Твердость рабочих поверхностей зубьев ведущего колеса должна быть больше на (30…50) единиц НВ во избежание заедания.

В малоответственных открытых передачах возможно применение чугунных колес, которые имеют меньшую склонность к заеданию и дешевле остальных. Но чугунные колеса не выдерживают ударных нагрузок.

Передачи с колесами из неметаллических материалов обладают меньшей массой, лучшей коррозионной стойкостью и бесшумностью работы, но имеют малую нагрузочную способность.

Сплавы цветных металлов используют для втулок, сепараторов подшипников качения, венцов червячных колес (оловянные, безоловянные бронзы и латуни).

Для изготовления валов применяют среднеуглеродистые легированные констукционные стали. Рабочие тела подшипников качения (шарики и ролики) изготавливают из специальных подшипниковых сталей, обладающих повышенной износостойкостью и прочностью при переменных напряжениях (твердость поверхности после термообработки 62…66 HRC).

Литые детали (корпусы, крышки, шкивы) изготавливают из литейных сталей, сплавов цветных металлов и чугунов.

Крепежные и другие метизные изделия выполняют из углеродистых сталей и цветных сплавов.

2.5. Особенности планетарных и волновых передач

2.5.1. Планетарные передачи

Планетарные передачи состоят: из центральных колес, которые вращаются вокруг основной оси, а также сателлитов g, которые совершают вращательное движение вокруг основной оси по окружности и одновременно поворачиваются вокруг собственных осей и водила h, которое вращает сателлиты.

Классификационные формулы планетарных передач составляют с помощью букв латинского алфавита. Заглавными буквами обозначают типы механизмов, а строчными буквами обозначают звенья, образующие эти механизмы.

Особенности структуры передачи уточняют индексами. Нижние индексы относятся к основным звеньям. Первый из них указывает звено, передающее наибольший крутящий момент. Верхний индекс указывает какое звено не вращается.

Планетарные зубчатые передачи классифицируют по сходным конструктивно- функциональным признакам механизмов.

Планетарный механизм 2k – h содержит в качестве основных звеньев два центральных колеса k и водило h. Передачи с этим механизмом имеют обозначения:

А – передача, механизм которойй содержит одновенцовый сателлит, центральное колесо а с внешними зубьями и центральное колесо b с внутренними зубьями (рисунок 2.22,а – передача А^b_ha с остановленным центральным внешним колесом b, рисунок 2.22,б – передача А^а_hb c остановленным центральным внутренним колесом a, рисунок 2.22,в – передача А^h_ba с остановленным водилом h);

В – передача, механизм которой содержит двухвенцовый сателлит, центральное колесо а с внешними зубьями и центральное колесо b с зубьями на внутренней поверхности обода (рисунок 2.22, г – передача В^b_ha c остановленным внешним центральным колесом b);

С – передача, механизм которой содержит двухвенцовый сателлит и центральные колеса b и е с внутренними зубьями (рисунок 2.22, д – С^b_eh c остановленным внешним центральным колесом b);

Е – передача, механизм которой содержит одновенцовый сателлит и конические зубчатые колеса (рисунок 2.22, е – передача Е).

Рисунок 2.22– Схемы передач с механизмом 2k –h

Механизм 3k (рисунок 2.23) в качестве основных звеньев имеет три центральных колеса. В этом случае водило не воспринимает нагрузку от внешних моментов, а только поддерживает сателлиты.

Рисунок 2.23 – Схема передачи с механизмом 3k

Замкнутые передачи (передачи  – ) содержат дифференциал, основные звенья которого обозначают буквами , , . На рисунке 2.24,а показан механизм, у которого звено  вращается с одним из выходных валов, а два других основных звена  и  связаны с другим выходным валом . На рисунке 2.24,б показан механизм основное звено  которого соединено с выходным валом  (передачей – ), а механизм А (передача – ) выполняет функции тихоходной ступени.

Рисунок 2.24 – Схемы передач с механизмом  - 

В обозначении последовательно соединенных механизмов применяют знак лигатуры , который указывает пару звеньев соседних ступеней, соединенных друг с другом . Звеньям тихоходной ступени присваивают индекс 1, а звеньям быстроходной ступени – индекс 2 (A^b1_h1a1A^b2_h2a2, A^b1_h1a1A^h2_b2a2).

На рисунке 2.25 изображены схемы передач, составленных из двух механизмов А.

Рисунок 2.25 – Схемы двухступенчатых планетарных передач:

а ) передача А^b1_h1a1А^b2_h2a2; б) передача А^b1_h1a1А^h2_b2a2;

в) передача (АА)^h1_(b1h2)a2; г) передача (АА)^h1_(b1b2)a2

Особенность конструкции планетарных передач определяет необходимость

обеспечить соосность валов центральных колес, требуемый зазор между сателлитами (условие соседства), вхождение звеньев в сопряжение при равных углах расположения сателлитов.

Для установления величины усилий в зацеплении планетарных передач всех типов рассматривают равновесие каждого звена под действием внешних нагрузок. При этом радиальные составляющие сил, действующих в передаче, которая имеет несколько сателлитов, не учитывают, т.к. они уравновешивают друг друга

(рисунок 2.26).

Рисунок 2.26 – Силы в планетарной зубчатой передаче:

F_g1a, F_g2a, F_g3a –силы, действующие между центральным колесом а и сателлитом;

F_gb – сила, действующая между сателлитом и центральным колесом b;

Т_а, Т_h – моменты вращающие на центральном колесе и водиле соответственно;

_a,_h – угловые скорости на центральном колесе и водиле соответственно;

F_hg – сила, действующая между водилом и сателлитом

а – распределение усилий между колесами; б – силы в зацеплении

Силы в зацеплении сателлита с центральным колесом рассчитывают с учетом коэффициента неравномерности нагрузки по наиболее нагруженному сателлиту. В

расчетах опор сателлитов необходимо учитывать центробежную силу.

Передачи с подвижными осями могут передавать энергию от входа к выходу несколькими потоками, число которых равно количеству сателлитов.

Вращающие моменты Т, Нм в планетарных передачах рассчитываются на основании соотношений (без учета сил трения)

Т_h/T₁=i_1h⁽³⁾; Т_h/T₃=i_3h⁽¹⁾; Т₃/T₁=i₁₃^(h), (2.99)

где T₁ ,T₃ ,Т_h – моменты внешних сил, приложенных к центральным колесам а, b и водилу h.

Равновесие внешних вращающих моментов, приложенных к механизмам, устанавливается с помощью выражения

Т_h-T₃-T₁=0. (2.100)

Этим проверяют правильность расчета моментов в планетарных передачах.

Коэффициент полезного действия планетарных передач выражают через коэф- фициент потерь передачи, полученной в результате условной остановки водила.