Зубчатые передачи

Важным этапом при проектировании и расчете зубчатых передач является подбор материала зубчатых колес и способа их термообработки. Необходимую твердость колес и соответствующий вариант термической обработки выбирают в зависимости от вида, условий эксплуатации и требований к габаритам передачи (табл. 3.4, [1]).

Для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, на практике применяют следующие марки сталей и варианты термической обработки колес [2]:

I (стали 45, 40Х, 40ХН и др.) – термическая обработка колеса – улучшение, твердость 235–262 НВ; термическая обработка шестерни – улучшение, твердость 262–302 НВ;

II (стали 40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) – термическая обработка колеса – улучшение, твердость 269–302 НВ; термическая обработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности определяется маркой стали 45–53 HRC (табл. 3.4);

III (стали 40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) термическая обработка колеса и шестерни – улучшение с последующей закалкой токами высокой частоты (ТВЧ). Твердость поверхности зубьев 45–53 HRC;

IV – термическая обработка колеса – улучшение с последующей закалкой ТВЧ, твердость поверхности определяется маркой стали (40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) 45–53 HRC (табл. 3.4), термическая обработка шестерни – улучшение, цементация и закалка, применяемые стали 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, твердость поверхности зубьев после термообработки 56–63 HRC;

V (стали 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ и др.) – термическая обработка колеса и шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности зубьев после термообработки 56–63 HRC.

Кроме цементации для повышения поверхностной твердости применяют нитроцементацию и азотирование. Чем выше твердость поверхности, тем выше допускаемые напряжения передачи и меньше ее массогабаритные параметры.

Для лучшей приработки зубьев и равномерного их изнашивания, а также для выравнивания срока службы шестерни по отношению к колесу для прямозубых передач рекомендуется твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни увеличивать по сравнению с колесом на 20–50 единиц НВ. Для косозубых и шевронных передач, а также для конических передач с круговыми зубьями отличие в значениях твердостей должно составлять 20–80 единиц НВ [4].

Таблица 3.4

Механические свойства сталей,

применяемых для изготовления зубчатых колес

Назначение материала и вид термической обработки зубчатых колес обосновываются в пояснительной записке.

В курсовом проекте, как правило, предварительно выполняют проектировочные расчеты, из которых определяют геометрические параметры передачи, а затем – проверочные расчеты по различным критериям работоспособности. Для проектных расчетов закрытых передач кроме уже известных кинематических и силовых параметров необходимо выбрать коэффициенты ψ _bd или ψ _ba.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния a_w (ψ _ba = b ₂ / a_w) принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8 в зависимости от положения колес относительно опор [2, 4]:

– при симметричном расположении ψ _ba = 0,315–0,4;

– при несимметричном расположении ψ _ba = 0,25–0,315;

– при консольном расположении одного или обоих колес ψ _ba = = 0,2 – 0,25;

– для шевронных передач ψ _ba = 0,4–0,63;

– для открытых передач и коробок скоростей ψ _ba = 0,1–0,2 (меньшее значение ψ _ba принимается для передач с твердостью зубьев свыше 45 HRC_э).

Увеличение значения ψ _ba позволяет уменьшить радиальные габариты и массу передачи, но требует повышенной жесткости и точности конструкции для обеспечения более равномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса.

Коэффициент ширины колеса относительно диаметра шестерни

ψ _bd = b ₂ / d ₁

может быть ориентировочно определен по формуле ψ _bd = 0,5 × ψ _ba (u ± 1).

Знак «плюс» применяется для передач внешнего зацепления, а знак «минус» – для передач внутреннего зацепления.

После выбора материала и твердости зубчатых колес определяют допускаемые напряжения изгиба и контактные, величина которых оказывает влияние на массогеометрические параметры передачи.

Далее из условия контактной (для закрытых передач) или изгибной прочности (для открытых или тяжелонагруженых передач, имеющих колеса высокой твердости) рассчитываются геометрические параметры.

Определение допускаемых напряжений и расчет на прочность эвольвентных зубчатых цилиндрических передач внешнего зацепления производится по ГОСТ 21354–87.

Примеры расчета цилиндрической косозубой и конической прямозубой передач приведены в разделах 5 и 6.

Л и т е р а т у р а: [1–7].