Материалы зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи и условий ее работы. Чаще всего применяют стали, реже чугуны и пластмассы.

Стали. Основными материалами для изготовления зубчатых колес силовых передач служат термически обрабатываемые стали.

В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на две группы.

Первая группа — зубчатые колеса с твердостью поверхностей зубьев Н < 350 НВ. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали марок 40, 45, 50Г, легированные стали марок 40Х, 45Х, 4QXH и др. Термообработку — улучшение— производят до нарезания зубьев. Твердость сердцевины зуба и его рабочей поверхности для улучшенных

колес одинакова. Колеса при твердости поверхностей зубьев Н<350 НВ хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. При­меняют в слабо- и средненагруженных передачах. Область применения улучшенных зубчатых колес сокращается.

Твердость шестерни прямозубой передачи рекомендуется принимать на (25...30) НВ больше твердости колеса. Это способствует прирабаты­ваемое™, сближению долговечности шестерни и колеса, повышению сопротивления заеданию зубчатых колес.

Для косозубых передач твердость рабочих поверхностей зубьев шес­терни желательна по возможности большая, так как с ее ростом уве­личивается несущая способность передачи по критерию контактной прочности.

Если в прямозубой передаче в процессе зацепления пары зубьев контактная линия зацепления движется параллельно основанию зуба, то в косозубой передаче контактная линия зацепления наклонена к основанию зуба и проходит одновременно по поверхностям головки и ножки зубьев. Ножки зубьев обладают меньшей стойкостью против выкрашивания, чем головки, так как у них неблагоприятное сочета­ние направления скольжения и перекатывания зубьев (см. рис. И.21). Следовательно, ножка зуба колеса, работающая с головкой зуба ше­стерни, начнет выкрашиваться в первую очередь. При этом вследствие наклона контактной линии нагрузка (полностью или частично) пере­дается на головку зуба колеса, работающую с ножкой зуба шестерни. Слабая ножка зуба колеса разгружается, и выкрашивание уменьшается. Дополнительная нагрузка ножки зуба шестерни не опасна, так как она изготовлена из более стойкого материала. Применение высокотвердой шестерни позволяет дополнительно повысить нагрузочную способность косозубых передач до 30 %.

Повышение твердости достигают применением различных методов поверхностного упрочнения.

Вторая группа — колеса с твердостью рабочих поверхностей Н > 45 HRC (Н > 350 НВ). При Н > 350 НВ твердость материала измеряется по шкале HRC. Высокая твердость поверхностных слоев материала при сохранении вязкой сердцевины достигается применением поверхностного терми­ческого или химико-термического упрочнения: поверхностной закалки, цементации и нитроцементации с закалкой, азотирования.

Поверхностная закалказубьев с нагревом токами высокой частоты (ТВЧ) целесообразна для зубчатых колес с модулем > 2 мм. При малых мо­дулях мелкий зуб прокаливается насквозь, что приводит к короблению и делает зуб хрупким. Для закалки ТВЧ применяют стали марок 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ.

Цементация(поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспе­чивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Для цементации приме­няют стали марок 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ.

Азотирование(насыщение азотом) обеспечивает особо высокую твердость поверхностных слоев зубьев. Оно сопровождается малым

короблением и позволяет получать зубья высокой точности без дово­дочных операций. Азотированные колеса не применяют при ударных нагрузках (из-за опасности растрескивания тонкого упрочненного слоя) и при работе в загрязненной абразивом среде (из-за опасности исти­рания). Для азотируемых колес применяют стали марок 38Х2МЮА, 40ХНМА.

Зубья колес с твердостью Н > 45 HRC нарезают до термообработки. Отделку зубьев производят после термообработки.

Передачи с твердыми (Н > 45 HRC) рабочими поверхностями зубьев плохо прирабатываются и обеспечивать в этих передачах разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется.

Выбор марок сталей для зубчатых колес. Без термической обработ­ки механические характеристики всех сталей близки, поэтому приме­нение легированных сталей без термообработки нерационально.

Прокаливаемость сталей различна: высоколегированных — наиболь­шая, углеродистых — наименьшая. Стали с плохой прокаливаемостью при больших сечениях заготовок нельзя термически обработать до высокой твердости. Поэтому марку стали для зубчатых колес выбирают с учетом размеров их заготовок (поковок). Окончательно решить вопрос о пригодности заготовки можно после проведения прочностных расче­тов и определения геометрических размеров зубчатой передачи.

На рис. 12.1, a — в показаны эскизы заготовок червяка, вала-ше­стерни и колеса с выемками.

Характеристики механических свойств сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес, после термообработки приведены в табл. 12.1.

При поверхностной термической или химико-термической обработ­ке зубьев механические характеристики сердцевины зуба определяет пред­шествующая термическая обработка (улучшение).

Из табл. 12.1 видно, что характеристики сталей зависят не только от химического состава и вида термообработки, но и от предельных размеров заготовок.

Расчетные размеры заготовки D_заг и S_заг (см. рис. 12.1) не должны превышать предельных значений D и S, приводимых в табл. 12.1.

Применяют следующие стали и виды термической обработки (ТО):

Таблица 12.1. Механические характеристики сталей для изготовления зубчатых колес и других деталей

I — марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 40ХН,
35ХМ. ТО колеса — улучшение, твердость 235...262 НВ. ТО шестерни —
улучшение, твердость 269...302 НВ;

II — марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН,
35ХМ. ТО колеса — улучшение, твердость 235...262 НВ. ТО шестерни —
улучшение и последующая закалка ТВЧ, твердость 45...50 HRC,
48...53 HRC и др. (зависит от марки стали);

III— марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ. ТО колеса и шестерни одинакова — улучшение и последующая закалка ТВЧ, твердость 45...50 HRC, 48...53 HRC и др. (зависит от марки стали);

IV — марки сталей различны для шестерни и колеса. Для колеса: 40Х, 40ХН, 35ХМ; ТО —улучшение и последующая закалка ТВЧ, твердость 45...50 HRC, 48...53 HRC и др. (зависит от марки стали).

Марки сталей для шестерни: 20Х, 20ХНМ, 18ХГТ. ТО шестерни — улучшение, затем цементация и закалка; твердость 56...63 HRC.

V — марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХНМ,
18ХГТ. ТО колеса и шестерни одинакова — улучшение, затем цемента­
ция и закалка; твердость 56...63 HRC.

Несущая способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев. Поэтому целесо­образно применение поверхностного термического или химико-терми­ческого упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшен­ными сталями.

Однако при назначении твердости рабочих поверхностей зубьев следует иметь в виду, что большей твердости соответствуют более сложная технология изготовления зубчатых колес и небольшие размеры передачи (что может привести к трудностям при конструктивной раз­работке узла).

Стальное литье.Применяют при изготовлении крупных зубчатых колес (J„>500 мм). Марки сталей — 35Л...55Л. Литые колеса подверга­ют нормализации.

Чугуны.Применяют при изготовлении зубчатых колес тихоходных открытых передач. Марки чугунов — СЧ20...СЧ35. Зубья чугунных колес хорошо прирабатываются, могут работать при скудном смазывании. Имеют пониженную прочность на изгиб, поэтому габариты чугунных колес значительно больше, чем стальных.

Пластмассы.Применяют в быстроходных слабонагруженных переда­чах для шестерен, работающих б паре с металлическими колесами. Зубчатые колеса из пластмасс отличаются бесшумностью и плавнос­тью хода. В высоконагруженных передачах неработоспособны. Наиболее распространены текстолит (марок ПТ и ПТК), капролон, полиформ­альдегид, фенилон.

Проходя зону зацепления, при работе передачи зубья подвергаются циклическому нагружению. При этом на контактирующих поверхно­стях зубьев действует нормальная к ним сила F„ (см. рис. 13.1) и сила трения. Для каждого зуба напряжения изменяются во времени по преры­вистому отнулевому циклу (см. рис. 2.6). Повторно-переменные напряже­ния являются причиной усталостного разрушения зубьев — их поломки или выкрашивания рабочих поверхностей. Скольжение и силы трения в зацеплении вызывают изнашивание и заедание зубьев.

Поломка зубьев.Это наиболее опасный вид разрушения. Излом зу­бьев является следствием действующих в зубьях повторно-переменных напряжений изгиба или перегрузки. Усталостные трещины (см. рис. 13.3) образуются у основания зуба на той стороне, где от изгиба возникают наибольшие напряжения растяжения. Прямые короткие зубья выламы­ваются полностью по сечению у основания зуба. При усталостном разрушении на теле колеса после излома остается вогнутая, а при поломке вследствие перегрузки — выпуклая поверхность. Зубья шев­ронных и широких косозубых колес разрушаются по наклонному се­чению (рис. 12.2, а).

Повышению прочности зуба способствуют: увеличение модуля, сниже­ние концентрации напряжений в основании зубьев, применение модифика­ции, повышение прочности материала колес, повышение точности изго­товления и монтажа передачи.

Для предупреждения усталостной поломки зубьев проводят расчет на прочность по напряжениям изгиба о>. Индекс F приписывают всем

Рис. 12.2. Виды разрушения зубьев

параметрам, связанным с расчетом по напряжениям изгиба, который выполняют для основания ножки (Foot) зуба.

Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев.Это основ­ной вид разрушения зубьев для большинства закрытых хорошо смазыва­емых передач. Является следствием действия повторно-переменных кон­тактных напряжений а_н (см. рис. 2.6). Индекс Н приписывают всем параметрам, связанным с расчетом по контактным напряжениям. Раз­рушение начинается на ножке зуба вблизи полюсной линии, где дей­ствуют наибольшая нагрузка (зона однопарного зацепления) и боль­шая сила трения (вблизи полюса минимальные скорости скольжения, см. § 11.9), способствующая образованию микротрещин на поверхно­сти зубьев (см. рис. 2.7). Развитию трещин способствует расклиниваю­щий эффект смазочного материала, попавшего в трещины зубьев. Развитие трещин приводит к выкрашиванию частиц материала с по­верхности, образованию мелких ямок (рис. 12.2, б), переходящих затем в более крупные раковины. При выкрашивании нарушаются условия образования сплошной масляной пленки (масло выжимается в ямки), что приводит к быстрому изнашиванию и задиру зубьев. Возрастают динамические нагрузки, шум, повышается температура.

Выкрашивание может быть ограниченными прогрессирующим.Огра­ниченное выкрашивание наблюдается на участках с концентрацией на­пряжений. В колесах из хорошо прирабатывающихся материалов такое выкрашивание после приработки прекращается, не отражаясь на ра­боте передачи. Опасно прогрессирующее выкрашивание, постепенно по­ражающее всю рабочую поверхность ножек зубьев.

Предотвращению выкрашивания способствует повышение твердости поверхности зубьев, уменьшение шероховатости рабочих поверхностей, мо­дификация профиля, правильный выбор сорта масла. Для предупреждения усталостного выкрашивания зубьев проводят расчет на прочность по контактным напряжениям с_н.

В открытых передачах выкрашивания не происходит, так как изна­шивание поверхности зубьев опережает развитие усталостных трещин.

Изнашивание зубьев.Это основной вид разрушения зубьев открытых передач и передач с твердосмазочными покрытиями. По мере изнашива­ния зуб утончается (рис. 12.2, в), ослабляется его ножка, увеличиваются зазоры в зацеплении, что приводит к потере кинематической точности

и в конечном счете — к поломке зубьев. Разрушению зубьев предшест­вует возникновение повышенного шума при работе передачи. Изнашива­ние можно уменьшить защитой от попадания абразивных частиц, по­вышением твердости и понижением шероховатости рабочих поверхно­стей зубьев, уменьшением скольжения зубьев путем модификации.

Заедание зубьев(см. § 10.3) заключается в приваривании частиц материала одного зуба к другому вследствие разрушения смазочной пленки и местного повышения температуры в зоне контакта. Образо­вавшиеся наросты на зубьях задирают рабочие поверхности сопряжен­ных зубьев, бороздя их в направлении скольжения (рис. 12.2, г). Заеда­ние зубьев предупреждают повышением твердости, понижением шеро­ховатости рабочих поверхностей зубьев, применением модификации, подбором противозадирных масел.

При работе зубчатой передачи зубья, входя поочередно в зацепле­ние, подвергаются нагружению по прерывистому отнулевому циклу (см. рис. 2.6). Если параметры цикла неизменны во времени, то режим нагружения называют постоянным.

Большинство зубчатых передач работает в условиях переменных ре­жимов нагружения, которые задают циклограммой, т. е. графиком изме­нения вращающего момента Т во времени (рис. 12.3, а).

Исследованиями установлено, что при всем многообразии цикло­грамм моментов их можно приближенно свести к шести стандартным типовым режимам нагружения.

При вычерчивании графиков типовых режимов нагружения факти­ческую циклограмму (см. рис. 12.3, а) заменяют упорядоченной цик­лограммой (см. рис. 12.3, б), на которой вращающие моменты Т_i, дей­ствующие в течение требуемого ресурса N_K, располагают последова­тельно в порядке убывания их значений. Затем строят эту циклограмму в относительных координатах T_j/T_max, ΣN,/N_K и полученную ступенча-

Рис. 12.4. Типовые режимы нагружения

тую циклограмму заменяют плавной огибающей кривой. Так получают графическое изображение шести типовых режимов нагружения, кото­рые на рис. 12.4 обозначены: 0 — постоянный; I —тяжелый; II—сред­ний равновероятный; III— средний нормальный; IV —легкий; V — особо легкий.

На рис. 12.4: 7) — текущее значение вращающего момента; T_mах — максимальный из вращающих моментов; ΣN_i — суммарное число цик­лов нагружения при работе с моментами, равными Т_i ; N_k — число циклов нагружения за расчетный срок службы передачи (требуемый ресурс).

0— постоянный режимнагружения — является наиболее тяжелым. Его принимают за расчетный для неопределенных режимов нагруже­ния (например, редуктор общего назначения может быть использован в различных условиях). К режимам постоянного нагружения относят режимы с отклонениями до 20 %. При этом за расчетную принимают нагрузку, соответствующую номинальной мощности двигателя.

1—тяжелый режимнагружения — характерен для машин, которые работают большую часть времени с нагрузками, близкими к номи­нальным, например для горных машин.

II— средний равновероятный режимнагружения — характерен для
машин, которые работают одинаковое время при всех значениях на­
грузок, например для транспортных машин.

III— средний нормальный режимнагружения — характерен для ма­шин, которые работают большую часть времени при средних на­грузках, например для достаточно интенсивно эксплуатируемых ма­шин.

IV—легкий режим нагружения— характерен для машин, которые работают большую часть времени с нагрузками ниже средних, напри­мер для широко универсальных металлорежущих станков.

V—особо легкий режимнагружения — характерен для машин, ко­торые работают большую часть времени с малыми нагрузками, например для металлорежущих станков.

В расчетах зубчатых передач на выносливость фактический перемен­ный режим нагружений заменяют эквивалентным (по усталостному воздействию) постоянным режимом.

Остановимся на основных понятиях об эквивалентных режимах ра­боты. Предположим, что зубья зубчатого колеса работают в переменном режиме нагружения, имеющем несколько ступеней, и на каждой i-й ступени испытывают N_i циклов нагружения. Экспериментально установ­лено, что разрушение зубьев при действии циклических напряжений происходит после ΣN_i циклов нагружений в результате постепенного накопления в материале повреждений (например, в виде микротрещин). Опытом установлено, что при работе на нескольких ступенях на­гружения повреждения продолжают независимо нарастать по закону прямой и поэтому их можно линейно суммировать.

Следовательно фактический пере­менный режим нагружения можно за­менить эквивалентным постоянным ре­жимом, при котором зубья колеса при­обретают ту же степень повреждения. В качестве эквивалентного (рис. 12.5) принимают постоянный редким с но­минальным моментом, равным наи­большему из длительно действующих моментов (на рис. 12.3 T_max= T₃), и эк­вивалентным числом циклов нагруже­ния N_E.

Эквивалентные числа циклов нагру­жения N_HE и N_FE при расчете на кон­тактную и изгибную прочность опре­деляют соответственно по формулам:

(12.1)

где коэффициенты эквивалентности:

здесь q_F— показатель степени уравнения кривой усталости (см. § 2.3): для нормализованных и улучшенных колес g_F=6, для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев q_F=9.

Требуемый ресурсN_K рассчитываемого зубчатого колеса в циклахпри частоте вращения п, мин', и времени работы L_k, ч:

(12.2)

где n₃ число зацеплений зуба рассчитываемого колеса за один его

оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

Значения коэффициентов эквивалентности μ_H и μ_F для типовых режимов нагружения приведены в табл. 12.2.

Таблица 12.2. Характеристики типовых режимов нагружения

Расчетная нагрузка

При работе в зубчатых передачах возникают дополнительные на­грузки, связанные с условиями нагружения, точностью изготовле­ния, жесткостью валов и опор и др. В расчетах это учитывают умно­жением номинальной силы F_H0M или момента Т_иои на коэффициент нагрузки К:

или

(12.3)