Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из важнейших условий совершенствования зубчатых передач является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой (червячной) передачи, а это повышает ее технический уровень.

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности [σ ]_Н (которая обычно ограничивает несущую способность стальных зубчатыхколес и червяков) пропорционально твердости Н активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состояниимеханические свойства всех сталей близки. Поэтому применениесталей без термообработки, обеспечивающей упрочнениезубчатых колес и червяков, недопустимо. При этом марки сталейвыбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра D_ПРЕД длявала-шестерни или червяка и толщины сечения S_ПРЕД для колеса сприпуском на механическую обработку после термообработки (см.таблицу 7)

Способы упрочнения, применяемые при курсовом проектировании (см. таблицу 6).

1. Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность [σ ]_Н, но при этом зубья колес хорошо и быстро прирабатываются, и сохраняют точность, полученную при механической обработке.

2 Улучшение. Обеспечиваетсвойства, аналогичные полученным при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

3. Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются. Размеры зубчатых колес практически неограничены. Необходимо учитывать, что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь.

Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н< 350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ_1СР – НВ_2СР = 20...50. Иногда для увеличения нагрузочной способности передачи, то есть увеличения допускаемых контактных напряжений, а отсюда уменьшения габаритов и металлоемкости передачи, достигают разности средних твердостей поверхности зубьев НВ_1СР - НВ_2СР > 70. При этом твердость рабочих поверхностей зубьев колеса Н < 350 НВ_2СР, а зубьев шестерни Н > 350 HB_1СР. Для шестерни в этом случае твердость измеряется по шкале Роквелла — Н> 45 НRС. Соотношение твердостей в единицах НВ и HRC показано на рисунке 2.

 

Рисунок 2 – График соотношения твердостей в единицах НВ и НRС

 

Рекомендуемый выбор материала заготовки, термообработки и твердости зубчатой пары приводится в таблице 6, а механические характеристики сталей — в таблице 7.

Материал и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя Р_НОМ в следующем порядке:

а) выбрать материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса ( таблица 6), но с разными твердостями, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса ( таблица 7). При этом следует ориентироваться на дешевые марки сталей: типа 40, 45, 40Х — для шестерни и колеса закрытой передачи;

б) выбрать термообработку для зубьев шестерни и колеса по таблице 6;

в) выбрать интервал твердости зубьев шестерни НВ, (HRC) и колеса НВ по таблице 7;

г) определить среднюю твердость зубьев шестерни HB_1СР (HRC_1СР) и колеса HB_2СР. При этом надо соблюсти необходимую разность средних твердостей зубьев шестерни и колеса (см. таблицу 6);

д) из таблицы 7 определить механические характеристики сталей для шестерни и колеса σ _В, σ _Т, σ _-1

е) выбрать из таблицы предельные значения размеров заготовки шестерни (D_ПРЕД - диаметр) и колеса (S_ПРЕД - толщина обода или диска).

 

Таблица 6 – Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр	Для передач с прямыми и непрямыми зубьями при малой (Р 2кВт) и средней (Р 7, 5кВт мощности	Для передач с непрямыми зубьями при средней (Р 7, 5 кВт) мощности
Шестерня, червяк	Колесо	Шестерня, червяк	Колесо
Материал	Стали 35, 45, 35Л, 40Л	Стали 40Х, 40ХН, 35ХМ
40, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45Л
Термообработка	Нормализация	Улучшение+ Закалка ТВЧ	Улучшение
Улучшение
Твердость	Н 350НВ НВ1СР – НВ2СР =20…50	Н 45НRС	Н 350 НВ
НВ1СР – НВ2СР 70
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NH0, NF0 Н/мм2	[σ ]H0	1, 8НВСР+67	14НRССР+170	1, 8НВСР+67
[σ ]F0	1, 03НВСР	370 при m 3	1, 03НВСР
310 при m < 3

 

Таблица 7 – Механические характеристики некоторых марок сталей для изготовления зубчатых колес и других деталей

Марка стали	Заготовка шестерни DПРЕД, мм	Заготовка Колеса SПРЕД, мм	Термо-обра-ботка	Твердость заготовки (зубьев)	σ В	σ Т	σ -1
Поверхности	Сердцевины	Н/мм2
	Любые размеры	Н	163…192 НВ
			У	192…228 НВ
	Любые размеры	Н	179…207 НВ
			У	235…262 НВ
			У	269…302 НВ
40Х			У	235…262 НВ
40Х			У	269…302 НВ
40Х			У+ТВЧ	45…50 HRC	269…302 HB
40ХН			У	235…262 НВ
40ХН			У	269…302 НВ
40ХН			У+ТВЧ	48…53 HRC	269…302 HB
35ХМ			У	235…262 НВ
35ХМ			У	269…302 НВ
35ХМ			У+ТВЧ	48…53 HRC	269…302 HB
35Л	Любые размеры	Н	163…207 НВ
40Л	Любые размеры	Н	147 НВ
45Л			У	207…235 НВ
40ГЛ			У	235…262 НВ
Примечания: 1 В графе «Термообработка» приняты следующие обозначения: Н – нормализация, У – улучшение, ТВЧ – закалка токами высокой частоты

 

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений [σ ]_Н, Н/мм²

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ ]_Н1, и колеса [σ ]_Н2 в следующем

порядке.

1) Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_НL1 и колеса К_НL2 по формулам:

 

где N_Н0 — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. таблицу 8); N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N = 573ω L_h. Здесь ω — угловая скорость соответствующего вала, с^-1; L_h — срок службы привода (ресурс), ч (см. задание).

Для нормализованных или улучшенных колес ; для колес с поверхностной закалкой . Если N> N₀ то принять К_HL =1.

 

Таблица 8 – Значение числа циклов N_H0

Средняя твердость поверхности зубьев	НВСР
HRCСР	-
NH0, млн. циклов			16.5		36.4

 

2) По таблице 6 определить допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни и колеса [σ ]_Н01 и [σ ]_Н02, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_Н01 и N_Н02.

3) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ ]_Н1 и колеса [σ ]_Н2 по формулам:

 

 

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ_1СР – НВ_2СР = 20…50 рассчитывают по меньшему значению [σ ]_Н из полученных для шестерни и колеса, т.е. по наименее прочным зубьям.

Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса НВ_1СР – НВ_2СР > 70 и твердости зубьев колеса Н 350 НВ_2СР рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению:

 

 

При этом [σ ]_Н не должно превышать 1, 23[σ ]_Н2 для цилиндрических косозубых колес и 1, 15[σ ]_Н2 для конических колес с непрямыми зубьями. В противном случае:

 

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ ]_F, Н/мм²

 

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно

для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [σ ]_F1 и [σ ]_F2 которые определяются в следующем порядке:

1) Определить коэффициент долговечности зубьев шестерни К_FL1 и колеса К_FL2 из выражений:

 

 

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) – см. п. 4.2.

При твердости Н 350 НВ

 

 

При твердости Н > 350 НВ

 

 

Если N > N_F0, то принимают К_FL = 1.

2) Допускаемые напряжения изгиба [σ ]_F01 и [σ ]_F02 соответствующие пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0 определяем по таблице 6.

3) Допускаемые напряжения для зубьев шестерни [σ ]_F1 и колеса [σ ]_F2 определяем по формулам:

 

 

Для реверсивных передач [σ ]_F уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [σ ]_F из полученных для шестерни [σ ]_F1 и колеса [σ ]_F2 т. е. по менее прочным зубьям.

 

⇐ Предыдущая12345678910Следующая ⇒

Поделиться: