Основные способы упрочнения поверхностей зубьев стальных зубчатых колес.

Выбор твердости, термической обработки и материала колес. В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатымв колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки. На практике в основном применяют следующие варианты термической обработки (т.о.):
1 —т.о колеса —улучшение, твердость 235...262 НВ т.о. шестерни —улучшение, твердость 269...302 НВ. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 4ОХН, З5ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах. Область применения улучшенных зубчатых колес сокращается.
II —т.о. колеса —улучшение, твердость 269...302 НВ; т. о. шестерни — улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали 45... 50 НRС, 48...53 HRC. Твердость сердцевины зуба соответствует термообработке улучшение. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 4ОХН, З5ХМ и др.
III — т.о. колеса и шестерни одинаковая — улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 НRC, 48...53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 4ОХН, З5ХМ и др.
IV —т.о. колеса — улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали 45...50 HRC, 48...53 HRC т.о. шестерни
— улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56... 63 HRC. Материал шестерни — стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, I2ХНЗА и др.
V —т.о. колеса и шестерни одинаковая — улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRC. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, I8ХГТ и др.

Кроме цементации применяют также нитроцементацию (твердость поверхности 56...6З НRС, стали марок 25ХГМ, ЗОХГТ) и азотирование (твердость поверхности 58...67 HRC, стали марок З8Х2МЮА, 4ОХНМА). При поверхностной термической или химико-термической обработке зубьев механические характеристики сердцевины зуба определяет предшествуюшвя термическая обработка (улучшение). Несущая способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев. Поэтому целесообразно применение поверхностного термического или химикотермического упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшаемыми сталями. Например, допускаемые контактные напряжения цементированных зубчатых колес в два раза превышают значения колес, подвергнутых термическому улучшению, что позволяет уменьшить массу в четыре раза. Однако при назначении твердости рабочих поверхностей зубьев следует иметь в виду, что большей твердости соответствует более сложная технология изготовления зубчатых колес и малые размеры передачи (что может привести к трудностям при конструктивной разработке узла).

 

10)Учет реальных услов нагруж При выводе формулы Герца расс контакт образ двух цилиндров при их равномерном нагруж. В реал усл эксплуат услов нагр зубьев для расчёта которых используется формула Герца, знач отлич от примен в данной модель.В прямозуб передачах всю нагрузку передает одна пара зубьев наход в общих полюсах сцепления что и примен в кач исход нагруз.В косзуб и шиврон перед никогда не наблюд однопарного сцепления сдесь нагрузку передают не мение 2-3 пар зубьев.В итоге нагруз распред между этими парами зубьев неравномерно и эта неравном зависит от точности изготов передачи. При работе передачи под нагрузкой паблюд деформ валов по причине действия расперающих сил в зацепл (рис) Деформ валов приводят к перекосу зубьев и повышенной концентрации нагрузки у краёв зубьев.В любой передаче имеется зазор в зацеплении. По причине этих зазоров и деформ зубьев под нагру наблюд удары в зацепл что привод к появл дополн внутр динамич нагруз. Характеры внешней нагрузки также различ у разн машин и зависят от типа примен двигателя и от режима нагруж ведомой машины. Все это учин коэфициентоми:

Коэф Кα – при расчете по контактным напряж -Кнα на изгиб- Кfα – учин неравном распред нагруз между одноврем зцепл зубьями. Для прямозуб Кнα =1 Кfα=1. Для косозуб и шиврон принимается по табл в завис от степени точности передачи и окружной скорости.

Коэф К β – контактным напряж -Кнβ на изгиб- Кfβ – учит концент нагру по длине зуба по причине деформ валов. При работе передачи в результ прогиба валов наблюд перенос на угол одного зуб колеса однос другого. Велич завис от места перед относ опор.

В результате перекоса зубьев происходит неравномерное распред нагруз по длине зуба. q_max/q_cp= К β (рис7,3) увелич нагрузки по краям может привести к выкраш угла.

Коэф К _V контактным напряж -Кнv на изгиб- Кfv- учитывает внутренние динамич нагрузки связаными с ударами в зациплении.удары вызывают погрешность шага зубьев их деформ и измен углов скорость. Различают серединный у кромочный удары(опасен). Значение коэф по табл зависит степени точности передачи окруж скорости v, твёрдости и вида зубьев. При V<1 м/c =>-Кнv =1 и Кfv=1 Коэф К _А –учит внешную нагрузку передачи по табл в завис от типа двиг и режима нагруж

11 Прямозуб цилиндр передача – направ зуба совпадает с образующей дилителного цилиндра. Зубья в прямоз передачи входят в зацепления по всей длине, что приводит к шуму и ударам. В ощем наблюд однопар зацепление, когда нагруз передается только одной паре зубьев.

Геометрич параметры- парамерты шестерни индекс 1 колеса 2 в прямозубой передачи торцевое сечении t-t и нормальное п-п совподают m=P/π – модуль заципления Р-шаг поделит окруз

Вводят коэффициенты

h_a*= h_a/m=1 – коэф высоты головки зуба где- h_a-высота головки зуба

С*=С/m=0.25-коэфициент радиального зазора где С-радиаль зазор. ρ*= ρ/m=0.38-коэф радиального зазора зуба у основания.

Основные параметры:

d₁₍₂₎=mZ₁₍₂₎ – делит диам

ha₁₍₂₎= h_a* m=m – выс гол зуба

 

dа₁₍₂₎= d₁₍₂₎+2ha₁₍₂₎= d₁₍₂₎+2m- диаметры окруж вершин зубьев

hf₁₍₂₎= (h*a₁₍₂₎+C*)m= (1+0.25)m=1.25 – высота ножки зуба

df₁₍₂₎= d₁₍₂₎ -2hf₁₍₂₎= d₁₍₂₎ – 2.5m- диаметры окруж впаден зубьев

Диаметры нач окруж dw1(2)=d1(2); меж осевое расстояние aw=(dw1 +dw2)/2

Делительное меж осевое расстояние a=(d1 +d2)/2; aw=a и dw=d для перед без см

Смещение +xm от центра заготовки «+» а –xm «-» делит и основной диаметр неизмен. Увелич рад крив при + уменьшает контактные напряжения, исключ подрез ношки зуба, недостаток заострение вершины. При – подрез. На практике получили распростран высотное и угловое смещения. Высотное смещения для шестерни X1>0; для колеса Х2<0 X2=-X1; XΣ=X1+X2

примен с целью исключ подрез ножки зуба у шестерни при малом числе z, а также выравн напряж изгиба у шестерни и колеса. При X1>0 у шестерни увелич толщина зуба S по делит диамет и на такую же велич уменьш

 

 

 

 

12Коэффициент торцового перекрытия ℇα.

При вращении колес линия контакта зубьев перемещается в поле зацепления (рис.8.5, а),у которого одна сторона равна длине активной линии зацепления ga, а другая — paбочей ширине зубчатого венца . Пусть линия контакта 1 первой пары зубьев находится в начале поля зацепления, тогда при < ga в поле зацепления находится еще и линия контакта 2 второй пары зубьев. При вращении колес линии 1 и 2 перемещаются в направлении, указанном стрелкой. Когда вторая пара придет на границу поля 2', первая пара займет положение 1’. При дальнейшем движении на участке 1’...2 зацепляется только
одна пара зубьев. Однопарное зацепление продолжается до тех пор, пока пара не займет положение 2. В этот момент в зацепление вступит следующая пара зубьев и снова начнется двухпарное зацепление.

Переходя от поля зацепления к профилю зуба (рис. 8.5, б), можно отметить, что зона

однопарного зацепления 1’…2 располагается посередине зуба или в районе полюса зацепления (см. также рис. 8.4). В зоне однопарного зацепления зуб передаёт полную нагрузку ,а в зонах двухпарного зацепления(приближённо)-только половину нагрузки. Размер зоны однопарного зацепления зависит от величины коэффициента торцового перекрытия . По условию непрерывности зацепления и плавности хода передачи должно быть >1

Расчет коэффициента торцового перекрытия ℇа. Для нефланкированных передач без смещения (для других случаев см. ГОСТ 16532—70)

ℇа = [1,88 - 3,2 (1 /z1 ± 1/z2)] cos β. Знак «+»—для внешнего, а «—»—для внутреннего за­цепления. Для прямозубых передач рекомендуют ℇа >=1,2, для косозубых ℇa>= 1. Значение ℇа зависит от числа зубьев z и угла наклона зубьев β. С увеличением z увеличивается ℇa. Поэтому выгодно применять колеса с большими z или при заданном диаметре d колеса с малым модулем m. С увеличением β растет окружной шаг pbt, а рабочая длина линии зацепления ga остается неизменной. При этом ℇa уменьшается. Уменьшение ℇa является одной из причин ограничения больших β