Особенности силового анализа ременных передач

 

Исходными данными для силового анализа ременных передач, как и передач зацеплением, является номинальная нагрузка (T₁, T₂) и геометрические параметры (d₁; d₂; α₁ и т.п.). В задачу данного расчета входит определение сил, действующих на элементы передачи и в первую очередь на ее очевидный слабый элемент - ремень. В ремне, как констатировано при обсуждении принципа работы передачи, выделяют окружную силу F_t, силы натяжения ремня - предварительного F_o, набегающей F₁ и сбегающей F₂ ветвей. Кроме того на массу ремня, совершающую криволинейное движение при огибании шкивов, действует центробежная сила, вызывающая соответствующие натяжения ремня F_ц. В силовом расчете также устанавливают нагрузку на валы, опоры и корпусные детали.

Силовой анализ ременной передачи, как и вообще первичный силовой расчет механизмов, выполняется для установившегося движения, и основу расчетных моделей составляют условия равновесия элементов передач. Величина окружной силы может быть установлена из равновесия ведущего шкива под действием движущего момента T₁ и момента сил трения шкива о ремень, препятствующего его движению, а ведомого - моментов сил трения и сопротивления Т_2(С) (рис.10.3б)

; ;

; .

Учитывая, что F_t = F_fr можно записать

. (10.12)

Условия равновесия ремня на шкивах () позволяют установить зависимость между F_t, F₁ и F₂. В соответствии с рис.10.3б это условие имеет следующий вид

или . (10.13)

Рис.10.9. К оценке силы тре ния между цилиндрической поверхностью и гибкой не- весомой нитью.

 

Соотношение между натяжением ремня в ненагруженном и нагруженном моментом T₁ состо-

яниях устанавливает зависимость Понселе:

F₁+F₂=2F₀. (10.14). Левая часть уравнения (10.14) является суммарным натяжением ветвей ремня в нагруженном состоянии, а правая – суммарным натяжением ветвей при T₁= Т_2(С) = 0.

Поскольку расстояние между шкивами, а, следова- тельно, и суммарная деформация ремня в обоих состояниях не изменяется, то в соответствии с за- коном Гука между ними поставлен знак равенства.

Система уравнений (10.13 - 10.14) содержит три неизвестных (F_o, F₁ и F₂) и не замк-нутой. В качестве замыкающего уравнения при анализе дополнительно используют формулу Эйлера: , (10.14)

где е - основание натурального логарифма; f – ко- эффициент трения: α - угол обхвата. Зависимость (10.15) устанавливает предельное соотношение между натяжениями ветвей гибкой невесомой нити, при которых разность сил тяжести грузиков уравновешивается на цилиндре силой трения (рис 10.9). Как отмечалось выше, правомерность использования зависимостей классической механики в расчете реальных элементов машин требует установление адекватности условий их работы и тех условий, для которых зависимости получены. В этой связи следует заметить, что ремень в отличие от гибкой невесомой нити обладает массой и жесткостью. Наличие массы ремня в случае его движения по криволинейной траектории при огибании шкивов приводит к возникновению центробежной силы F_ин, которая оттягивает ремень от шкива, естественно снижая силу трения, т.е. изменяет параметр, оцениваемый формулой Эйлера. Жесткость ремня существенно влияет на угол обхвата, входящий в показатель степени (10.15) и также существенно определяет силу трения. Таким образом, условия получения зависимости (10.15) не соответствует условиям работы ременной передачи. Однако формула Эйлера успешно применяется для их силового расчета. При этом влияние центробежной сила учитывается в дальнейших расчетах, а в качестве угла обхвата используют угол скольжения α = α_ск, определяемый с учетом жесткости ремня. Зависимость (10.15) с учетом (10.13) можно записать так

,

где т₀ =e^fa. Из этой зависимости максимальное натяжение ремня можно выразить через

практически задаваемую силу F_t

. (10.16)

Рис.10.9. К оценке силы ремня центробежной силой.

 

Расчетная схема для оценки силы натяжения от центробежной силы показана на рис.10.10. Если вырезать на угле обхвата углом dα элементарный участок ремня массой dm движущийся со скоростью υ, то он будет находиться в равновесии под действием инерционной силы dF_ин и натяжений ремня F_u, инерциируемых этой силой. В качестве уравнения равновесия очевидно использова- ние суммы проекций на ось X (∑X=0) . (10.16).Учитывая, что , а центробежная сила dF_ин = dm × υ² / R (R - радиус траектории центра масс (ЦМ) выделенного участка), можно записать

За радиус траектории R без заметной погрешности расчетов принимают радиус шкива (R = d / 2), а массу участка ремня вычисляют по произведению длины участка dl = da× R и погонной массы ремня (массы единицы длины) q, приводимой для серийных ремней в справочных таблицах. После подстановки указанных параметров в (10.16) окончательно получаем

. (10.17)

Нагрузка на валы, опоры и корпусные детали в ременной передаче прежде всего обусловливается силами натяжения ремня. Для оценки этой нагрузки необходимо, при-

вести силы F₁ и F₂ к валу, используя правило параллель­ного переноса сил (рис.10.11). В случае расчета тихоходных передач (υ <(1 - 2)m/c) центро­бежную силу можно во внима­ние не принимать. Тогда, оче­видно из рис.10.11 ,а модуль этой силы

. (10.18)

В быстроходных передачах необходимо учитывать, что центробежная сила оттягивает ремень от шкива и уменьшает нагрузку валов

. (10.19)

Рис.10.11. Расчётная схема определения нагрузки на валы в ременных передачах.

на расчетной схеме и в зависимостях (10.17 - 10.19), γ- угол между ветвями ремня, α - угол обхвата. Как следует из рис.10.11, вектор F_в несколько отклоняется от линии, соединяющей оси шкивов в сторону большего вектора F₁, однако при расчете валов и осей без большой погрешности его можно направлять по этой линии. Нагрузка на вал F_в уравновешивается суммарной реакцией опор ∑R, показанной на расчетной схеме пунктиром, которая далее нагружает опоры, корпусные и крепежные детали.

Практическое занятие №3.

Информационные материалы к курсовому проектированию

”Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений”

 

Цель занятия - закрепление методики расчетов ДМ на прочность в части определения допускаемых напряжений на примере частной задачи проектирования зубчатых передач.

Задачи занятия:

1. знакомство с материалами и их термической, химико – термической обработкой, используемых в машиностроении для производства деталей зубчатых механизмов, и особенностями назначения материалов для шестерен и зубчатых колес;

2. освоение методов определения допускаемых напряжений при расчётах ЗП на контактную, изгибную выносливость и квазистатическую прочность контактную и изгибную; знакомство с алгоритмом обсуждаемого этапа проектирования ЗП.

 

1. Материалы зубчатых колёс и их термическая и химико-термическая обработки

 

Для производства зубчатых колёс используют разнообразные стали, чугуны и пластмассы. В машиностроении главным образом применяются стальные ЗК. Стали для производства ЗК принято разделять на три группы.

К первой группе относят стали, обеспечивающие при соответствующей термической или иной обработке твердость рабочих поверхностей зубьев шестерен и колес Н_1,2 > 350НВ и имеющие неоднородную структуру материала в зоне зубьев. Эта группа обладает наиболее высокими прочностными свойствами, обеспечивающих минимальные размеры и стоимость передач и узлов, в состав которых они входят. Высокая твёрдость поверхностей зубьев практически исключает возможность их формообразование после получения требуемой твёрдости. Термическая или иная обработка после нарезки зубьев приводит к их короблению, что обусловливает необходимость дополнительной обработки с целью получения требуемой точности зацепления. Дополнительная обработка усложняет технологию изготовления ЗК однако их большая нагрузочная способность и меньшая стоимость делают эту группу наиболее перспективной и распространенной. Существует устойчивая тенденция к расширению использования этой группы сталей при мощности Р>(1,5…2) кВт. Ограничение в применении зубьев с твердостью Н>350 НВ касается лишь передач малой мощности P<(1.5…2) кВт, в которых их использование

приводит к получению малых межосевых расстояний, что усложняет условия обеспечения работоспособности валов и опор. Кроме того усложнение технологии изготовления ЗК таких передач не компенсируется снижением их размеров, массы и стоимости.

При выборе марок стали этой группы для шестерни и колес обычно стремятся к максимальному удовлетворению условию равнопрочности их зубьев. Известно, что с позиции условий работы в более сложных условиях находятся зубья шестерен, получающие большее число циклов напряжений N_∑, а так же зубья промежуточных колес, в которых изгибные напряжения изменяются по знакопеременному циклу. По этой причине для них целесообразно назначить материал, обладающий повышенными прочностными свойствами. Однако на этапе проектных расчетов, какое либо осознанное решение принять практически невозможно. По этой причине продуктивнее при проектных расчётах принять одинаковые марки сталей, корректируя их на этапе проверочных расчетов. На стадии проектных изысканий можно также опираться на накопленный опыт в сочетании марок сталей и их термической и других обработок, работающих в условиях, аналогичных проектируемым объектам. Эффективно также опираться на опыт производителей, которые планируют изготовление проектируемых передач.

Ко второй группе относят стали с термическими обработками, обеспечивающими однородную структуру сплава по всему объему зубчатого колеса с твёрдостью Н_1,2<=350НВ. Подобное достигается с помощью отжига, нормализации или улучшения. Прочностные параметры материала шестерен, промежуточных колес по приведенным ранее соображениям берутся более высокой твердости поверхности их зубьев

НВ_1,пр= НВ₂ + (20 … 40)НВ,

где НВ_1(пр)=(НВ_{1,(пр)мах} + НВ_1,(пр)min )* 0,5 – расчетная средняя твердость зубьев шестерен (промежуточных колес);

НВ₂ – расчетная средняя твердость зубьев колеса.

Формообразование зубьев и их окончательная обработка при твёрдости H<350HB, производится после названной термической обработки. Это обстоятельство упрощает и удешевляет технологию изготовления зубчатых колес. ЗК обсуждаемой группы сталей обладают хорошей прирабатываемостью и потому менее требовательны к точности изготовления передачи и жесткости валов. Однако эти достоинства второй группы сталей не компенсируют их низкую нагрузочную способность, высокую материалоемкость и стоимость. В соответствии с последним использование сталей второй группы целесообразно главным образом при малых передаваемых мощностях – Р<=(1,5 … 3)кВт.

В третьей комбинированной группе сталей для шестерен, а также промежуточных колес, сателлитов, выбирают материалы, термическую и иную обработку такими, которые обеспечивают твердость активных поверхностей зубьев Н_1(пр) >350НВ, а для колес – Н₂<=350НВ. Такое сочетание твердостей существенно упрощает технологию нарезки зубьев значительных по размерам зубчатых колёс (формообразования зубьев, как и в сталях второй группы, производиться после термической обработки). Кроме того в обсуждаемом случае значительно активнее происходит процесс приработки зубьев и контактное выкрашивание не носит прогрессирующего характера. Особенно эффективно приработка происходит в косозубых зубчатых колесах. При использовании сталей третьей группы обычно рекомендуют принимать разницу в твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колес до 70НВ

 

НВ₁=НВ₂+70НВ.

2. Методика определения комплекса допускаемых напряжений при расчётах зубчатых передач

 

Автоматизацию многовариантного выбора группы сталей естественно осуществлять в режиме диалога, пример организации которого показан на рис 2.10 По завершению выбора группы сталей, как следует из укрупненного алгоритма (рис.2.11) назначают конкретные марки сталей, термическую, химико-термическую или иную обработку и приступают к операции установления комплекса допускаемых напряжений для расчётов на выносливость и квазистатическую прочность зубьев.

При выборе марки стали используют рекомендации стандарта (ГОСТ 21354-87) на расчёт цилиндрических ЗП, по информационным материалам которого построена единая база данных “Стали, используемые для изготовления зубчатых колес и информационные материалы для определения допускаемых напряжений”. Форма БД позволяет автоматизировать рассматриваемую операцию. Для возможности показать организацию информационных материалов в настоящей работе единая БД условно разделяется на три таблицы. В первой из них (табл. 2.1) приведены сведения о марках стали выделенных групп, подгрупп термической, химико-термической обработки, режимах их проведения, требующейся концентрации реагентов на поверхностях, твердости зубьев на поверхности и в сердцевине у основания зубьев, а также параметры для вычисления допускаемых напряжений при расчётах контактной выносливости. В таблице 2.2 для выделенных в таблице 2.1 групп и подгрупп сталей и их термических и иных обработок приведены информационные материалы, необходимые для вычисления допускаемых напряжений в расчётах изгибной выносливости. Наконец, табл. 2.3 содержит данные, которые требуются при вычислении допускаемых напряжений в расчетах квазистатической контактной и изгибной прочности.

 

 

 

Рис. 2.11. Укрупненный алгоритм операций выбора материалов зубчатых

колёс и определения допускаемых напряжений

 

 

В соответствии с алгоритмом (рис.2.11) после назначения группы, подгруппы стали и конкретной её марки приступают к этапу установления комплекса допускаемых напряжений для расчётов ЗП на контактную и изгибную прочность. Выполнение этого этапа базируется на универсальной зависимости (1.6). Допускаемые напряжения устанавливаются для всех элементов передачи проектируемого механизма (шестерни, колеса, промежуточных колес, сателлитов и т.д.).

При использовании универсальной зависимости, прежде всего, устанавливают закономерности изменений циклов напряжений, суммарные числа циклов напряжений при номинальном N_∑ и пиковом N_кр моменте в случае постоянной нагрузки передачи. Если нагрузка передачи переменна, то в этом случае дополнительно вычисляются эквивалентные числа циклов нагружений для расчётов на контактную N_EH и изгибную N_EF выносливость. Методы определения перечисленных параметров приведены в лекциях 7 и 9 соответственно для контактной и изгибной прочности, а зависимости для их вычисления также включены в укрупненный алгоритм (рис. 2.11).

В соответствии с изменением контактных напряжений по знакопостоянному пульсирующему циклу и возможности оценки Ϭ_lim во второй и третьей зонах допускаемых придельных напряжений следует принять

Ϭ_lim=Ϭ₀*K_L= Ϭ⁰_{Н limbj} K_LHj,

 

где Ϭ⁰_{Н limbj} – международное обозначение предела контактной выносливости при знакопостоянном пульсирующем цикле для j элемента передачи (табл.2.1).

В расчётах на изгибную выносливость с учётом возможности нагружения зуба как знакопостоянным, так и знакопеременным циклом

Ϭ_lim=Ϭ_0(-1)*K_L= Ϭ⁰_{F limbj} *K_FCj*K_LHj.

Предельные напряжения Ϭ⁰_{F limbj} в записанной зависимости приняты для знакопостоянного цикла (табл.2.2), а возможность нагружения зубьев какого либо из j элементов передачи знакопеременным симметричным циклом (например, промежуточного колеса даже при постоянном направлении вращения) будет учтено коэффициентом K_FCj, так как Ϭ⁰_{F limb}*K_FC=Ϭ_-1

Следует обратить внимание на то обстоятельство, что при назначении

Ϭ⁰_{Н limb} и Ϭ⁰_{F limb} закладывается технология изготовления зубчатых колес: назначаются материалы деталей передачи, вид термической, химико-термической обработок, режим их проведения, твердость зубьев на активных поверхностях зубьев (АПЗ) и в сердцевине у их основания (СОЗ) (табл.2.1).

Значения допускаемых коэффициентов запаса прочности в расчётах на контактную [S_H] и изгибную [S_F] выносливость для соответствующих выбранных сталей и термической или иной обработки зубчатых колес приведены в табл.2.1 и 2.2.

Обобщенные коэффициенты K_к-т.н и К_к-т.F, учитывающие комплекс конструктивных и технологических особенностей деталей проектируемой передачи от базовых при опытном получении значений Ϭ⁰_{H limb} и Ϭ⁰_{F limb} можно определять по табл. 2.4 и 2.5. В соответствии с опытными данными из конструктивно-технологических факторов на допускаемые контактные напряжения[Ϭ_Н] влияют: шероховатость рабочих поверхностей, учитываемая коэффициентом Z_R, окружная скорость в зацеплении – коэффициентом Z_v, смазки – коэффициентом Z_L и масштабный фактор – коэффициентом Z_X (табл.2.4).

K_K-T.H=Z_R*Z_V*Z_L*Z_{X .}

Согласно опытным данным допускаемые изгибные напряжения [Ϭ_F] определяются такими конструктивно-технологическими условиями: способом получения заготовки зубчатых колес (Y_Z); влиянием шлифования (Y_g) и деформационного упрочнения (Y_d) переходной поверхности; масштабным фактором (Y_X) и шероховатостью переходной поверхности (Y_R)(табл.2.5)

K_K-T.F=Y_Z*Y_g*Y_d*Y_X *Y_К

Результаты расчётов комплекса допускаемых напряжений целесообразно свести в итоговую таблицу, пример которой для двухступенчатого редуктора,

может быть представлен в следующем виде (табл.2.6).

 

Таблица 2.6. Сводная таблица допускаемых напряжений при расчётах зубчатых передач

 

Ступень редуктора и элемент передачи	Коэффициенты долговечности и допускаемые напряжения
контактные	изгибные
KLH	[ϬH]	[ϬH]max	KLF	[ϬF]	[ϬF]max
Быстроходная Шестерня Колесо	KLH Б1 KLH Б2	[ϬH] Б1 [ϬH] Б2	[ϬH]maxБ1 [ϬH]maxБ2	KLF Б1 KLF Б2	[ϬF] Б1 [ϬF] Б2	[ϬF]max Б1 [ϬF]max Б2
Тихоходная Шестерня Колесо	KLH Т.1 KLH Т.2	[ϬH] Т.1 [ϬH] Т.2	[ϬH]maxТ1 [ϬH]maxТ2	KLF Т1 KLF Т2	[ϬF] Т1 [ϬF] Т2	[ϬF]max Т1 [ϬF]maxТ2

 

 

Табличное представление о допускаемых напряжениях облегчит поиск этих расчётных материалов, а также облегчает проведение анализа полученных результатов, выявлению ошибок в расчётах и выявлению переменных проектирования с целью повышению [Ϭ] в случае необходимости.

Рассмотрение материалов табл.2.1 – 2.5 показывает, что при проектировании зубчатых передач на этапе назначения материалов ЗК и определения допускаемых напряжений необходимо решить целый ряд технологических вопросов. К ним следует отнести выбор заготовок зубчатых колес, назначение способов формообразования зубьев и финишной обработки их рабочих и переходимых поверхностей, назначение вида термической или иной обработки и режимов их проведения. Замеченное обстоятельство обусловливает необходимость интегрирования процессов проектирования и технологической подготовки производства зубчатых колес на самых ранних стадиях проектных расчетов. Поэтому при определении допускаемых напряжений требуется фиксация заложенных технологических требований, согласование их в случае необходимости с предполагаемым производителем в свете возможности реализации выдвигаемых технологических ограничений.

Данные требования целесообразно сгруппировать в едином документе “технологические требования к производству зубчатых колес”, которые получают исходными данными для разработки технологического процесса изготовления зубчатых колес проектируемой передачи. Пример такого документа представлен в таблице 2.7.

Таблица 2.1. Стали для производства зубчатых колес и информационные материалы для определения допускаемых напряжений при расчетах на контактную выносливость

 

Группа, подгруппа сталей для производства зубчатых колес

Термическая или химико-термическая обработка, требования к режиму их проведения, концентрация реагентов на поверхности

Твердость зубьев

[SH] min при разрушениях с последствиями

[ H]max

на АПЗ

СОЗ

легкими

тяжелыми

Стали для цементируемых зубчатых колес.

1.1. Стали, содержащие никель более 1 % и хром 1 % и менее (например, марок 20ХН, 20ХН2М, 12ХН3А, 15ХГНТА по ГОСТ 4543-71)

Цементация; концентрация углерода на поверхности (0,75-1,1)% достигается при контроле и автоматическом регулировании углеродного потенциала карбюризатора и закалочной атмосферы.

Закалка после высокого отпуска в безокислительной среде.

57…63 HRCЭ

27…43 HRCЭ

23 · HRCЭ

1,2

1,35

44 · HRCЭ

1.2. Стали безникелевые и содержащие никель менее 1 % (например, марок 18ХГТ, 30ХГТ, 20Х, 20ХГР по ГОСТ 4543-71 и марки 25ХГНМА)

57…63 HRCЭ

30…43 HRCЭ

1.3. Стали, содержащие хром более 1% и никель более 1 % (например, марок 12Х2Н4А, 20Х2Н4А, 18Х2Н4ВА по ГОСТ 4543-71 и марки 14ХГСН2МА)

Продолжение таблицы 2.1

1.4. Легированные стали всех марок, предусматривающие цементацию

Цементация; концентрация углерода на поверхности (0,6-1,4) % достигается при цементации в средах с неконтролируемым углеродным потенциалом и закалке с применением средств против обезуглероживания.

56…63 HRCЭ

30…43 HRCЭ

23 · HRCЭ

1,2

1,35

44 · HRС

1.5. Стали, содержащие никель более1 % (например, марок 20Х2Н4А, 20ХН3А, 18Х2Н4ВА по ГОСТ 4543-71)

Цементация; возможно обезуглерожива-ние (производится при закалочном нагреве в атмосфере воздуха или продуктах сгорания смеси углеводородов с воздухом)

55…63 HRCЭ

27…43 HRCЭ

23 · HRCЭ

1.6. Прочие стали, предусматривающие цементацию (например, марок 18ХГТ, 30ХГТ по ГОСТ 4543-71)

30…43 HRCЭ

Стали для нитроцементруемых зубчатых колес

2.1. Стали хромомарган-цевые, содержащие молибден, (например, марки 25ХГМ по ГОСТ 4543-71)

Нитроцементация; закалка с нитроцемен-тационного нагрева, концентрация угле-рода на поверхности (0,7-1,0) %, достигается при контроле и автоматическом регулировании углеродного потенциала карбюризатора и атмосферы для нагрева при закалке. Концентрация азота на поверхности (0,15-0,3) %.

57…63 HRCЭ

32…45 HRCЭ

23 · HRCЭ

1,2

1,35

44 · HRС

2.2. Стали, не содержащие молибден (например, марки 25ХГТ, 30ХГТ, 35Х по ГОСТ 4543-71)

Нитроцементация; концентрация углерода на поверхности (0,7-1,0) %, достигается при контроле и автоматическом регулирова-нии углеродного потенциала карбюриза-тора и атмосферы для нагрева при закалке. Концентрация азота на поверхности (0,15-0,5) %.

57…63 HRCЭ

27…45 HRCЭ

23 · HRCЭ

Продолжение таблицы 2.1

Стали для зубчатых колес, подвергаемых азотированию.

3.1. Стали, содержащие алюминий, например 38ХХЬ10А, 38Х2НО

Азотирование

61…68 HV

24…40 HRCЭ

1,2

1,35

3 ·HV

3.2. Стали прочие легированные, например 40Х2НМА, 40ХФА

52…62 HV

24…40 HRCЭ

Стали для зубчатых колес, подвергаемых закалке ТВЧ

4.1. Стали пониженной прокаливаемости, содержащие углерод 0,5-0,6 % (например марки У6 по ГОСТ 1435-54, марки 55ПП)

Закалка при нагреве ТВЧ, закаленный слой повторяет очертания впадины.

58…62 HRCЭ

28…35 HRCЭ

17HRCэ +200

1,2

1,35

2,8 ·

4.2. Стали специальные легированные, содержащие углерод 0,6 % (например марок 60ХВ, 60Х, 60ХН)

54…60 HRCЭ

25…35 HRCЭ

17HRCЭ +200

4.3. Стали легированные, содержащие углерод 0,35-0,5 % и никель 1 % и более (например марок 40ХН, 40ХН2МА по ГОСТ 4543-71)

48…58 HRCЭ

25…35 HRCЭ

17HRCЭ +200

4.4. Прочая легированная, содержащая углерод 0,35-0,45 % (например марок 40Х, 35ХМ, по ГОСТ 4543-71)

48…58 HRCЭ

25…35 HRCЭ

17HRCЭ +200

Продолжение таблицы 2.1.

4.5. Легированные, содержащие углерод 0,35-0,45 % и никель 1 % и более (например марок 40ХН, 40ХН2МА по ГОСТ 4543-71)

Закалка при нагреве ТВЧ, закаленный слой распространяется на все сечение зуба и часть тела зубчатого колеса под основанием зуба и впадины.

48…58 HRCЭ

17HRCЭ +200

1,2

1,35

2,8 ·

4.6. Прочая легированная, содержащая углерод 0,35-0,45 % (например марок 40Х, 35ХМ по ГОСТ 4543-71)

4.7. Углеродистая и легированная

Закаленный слой обрывается на переходной поверхности или вблизи нее.

Незакаленной части зуба 200…300НВ

17HRCЭ +200

Стали для зубчатых колес, подвергаемых объемной закалке.

5.1. Стали легированные, содержащие углерод 0,4-0,55 % (например 40Х, 40ХН, 40ХФА, 40 ХН2М по ГОСТ 4543-71)

Объемная закалка с применением средств против обезуглероживания.

45…55 HRCЭ

17HRCЭ +200

1,1

1,25

44 · HRCЭ

5.2. Стали легированные, содержащие никель более 1 % (например марок 40Х, 50ХН, 40ХН2МА по ГОСТ-4543-71)

Объемная закалка при возможном обезуглероживании.

45…55 HRCЭ

17HRCЭ +200

5.3. Стали прочие легированные (например марок 40Х, 40ХФА по ГОСТ 4543-71)

Объемная закалка при возможном обезуглероживании.

45…55 HRCЭ

17HRCЭ +200

Окончание таблицы 2.1.

Стали для отжигаемых, нормализуемых и улучшаемых зубчатых колес.

6.1. Стали углеродистые и легированные, содержащие углерод более 0,15 % (например, марок 40, 45 по ГОСТ 1050-74, марок 40Х, 40ХН, 40ХФА, 40ХН2М по ГОСТ 4543-71)

Нормализация, улучшение

180….350 НВ

2НВ + 70

1,1

1,25

2,8 ·

Обозначения параметров и сокращения. принятые в табл. 2.1. и 2.2. – предел контактной выносливости; [SH] min – минимальный допустимый коэффициент запаса прочности расчета на контактную выносливость; [ H]max – допускаемое контактное напряжение при пиковой нагрузке; – предел изгибной выносливости при знакопостоянном цикле напряжений и базовом числе циклов напряжений; Yg – коэффициент, учитывающий шлифование переходной поверхности зубьев; Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев; [SF] min – минимальный допустимый коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную выносливость;   – базовый предел изгибной прочности при кратковременной пиковой нагрузке; АПЗ – активная (рабочая) поверхность зуба; СОЗ – сердцевина у основания зуба; ППЗ – переходная поверхность зуба.

 

 

Таблица 2.2. Стали для производства зубчатых колес и информационные материалы к определению допускаемых напряжений при расчетах на изгибную усталостную прочность

 

Группа, под-группа стали, ее термичес-кая и иная обработ-ка		Yg	Yd
Соблюдение дополнительных условий	Отсутствие шлифовочных прижогов или острой шлифовочной ступени на ППЗ	упрочнение дробью или роликами	упрочнение электрохимическое
перед шлифовкой ППЗ	после шлифовки ППЗ	перед шлифовкой ППЗ	после шлифовки ППЗ
Оптимальные режимы упрочнения
гарант	н/гарант	гарантировано	негарантировано	гарант	н/гарант	гарант	н/гарант
Стали для цементируемых зубчатых колес.
1.1			0,75	0,6	1,05	1,0	1,3	1,1	1,0	1,2	1,55
1.2			0,75	0,65	1,1	1,0	1,3	1,1	1,1	1,2	1,55
1.3	820/950	615/710	0,75	0,65	1,1	1,0	1,3	1,1	1,1	1,2	1,55
1.4			0,8	0,65	1,2	1,1	1,3	1,15	1,2	1,25	1,65
1.5			0,8	0,65	1,2	1,1	1,3	1,15	1,2	1,25	1,7
1.6			0,8	0,7	1,2	1,1	1,3	1,15	1,2	1,25	1,7
Стали для нитроцементируемых колес
2.1			0,7	0,56	1,0	1,0	1,0	1,35	-	1,55
2.2			0,75	0,53	1,1	1,05	1,1	1,35	-	1,55
Стали для азотируемых зубчатых колес
3.1	290+ 12	0,8(290+ 12 )	-	1,0	1,7
3.2
Окончание таблицы 2.2
Стали для зубчатых колес, подвергаемых закалке ТВЧ
4.1			0,75	0,55	1,0	1,2	1,1	-	1,7
4.2			0,8	0,7
4.3			1,0	0,8	1,1	1,05
4.4
4.5			1,35	1,15
4.6
4.7			1,4	1,2	1,3
Стали для зубчатых колес, подвергаемых объемной закалке
5.1		0,9	0,75	1,15	1,05	1,2	1,1	-	1,7
5.2		1,0	0,8	1,3	1,1
5.3
Стали для отжигаемых, нормализуемых и улучшаемых зубчатых колес
6.1	1,75 НВ	1,1	1,3	1,1	1,3	1,1	-	1,7

 

 

Таблица 2.3. Составляющие коэффициента К_к-ТнН. и, учитывающего конструктивные и технологические особенности зубчатых колес в расчетах допускаемых контактных напряжений [ ].