9.5. Материалы и допускаемые напряжения

Зубчатые колеса изготовляют из углеродистой или легированной стали (табл. 9.6), а при больших размерах (диаметр более 500 мм) применяют стальное литье. Тихоходные малонагруженные колеса открытых передач можно изготовлять из серого чугуна и а сильнонагруженные колеса открытых передач и колеса редукторов — из серого чугуна и Отливки из высокопрочного чугуна марок и других заменяют отливками из стали при окружных скоростях до 6 м/с.

Малонагруженные зубчатые колеса могут быть изготовлены из пластмассы. Пластмассовые зубчатые колеса применяют главным образом тогда, когда необходимо снизить шум при работе передач. Из пластмассы (текстолит, лигнофоль—древопластик, поликарбонат и др.) изготовляют обычно одно из колес пары; второе — из стали или чугуна. Такие передачи называют металлополимерными [2].

Контактная прочность колес определяется главным образом твердостью поверхностных слоев. Стальные зубчатые колеса в зависимости от твердости рабочих поверхностных слоев разделены на две группы.

1. Колеса с твердостью рабочих поверхностных слоев до (обычно до 300 НВ). Для получения такой твердости колеса подвергают нормализации или улучшению (закалке с высокотемпературным отпуском), зубья нарезают после окончательной термообработки.

2. Колеса с твердостью рабочих поверхностных слоев выше Зубья нарезают до термообработки. Термообработка (закалка, цементация и др.), производимая после нарезания зубьев,

приводит к короблению и искажению их профилей. Поэтому после термообработки зубья подвергают шлифовке или обкатке с применением специальных паст. Поверхностные слои зубьев обладают повышенной контактной прочностью.

Следует иметь в виду, что механические характеристики шестерни должны быть выше характеристик колеса. Возможно изготовление шестерни и колеса из стали одной и той же марки, но с разной термообработкой. Например, можно изготовить шестерню из стали улучшенной, а колесо — из стали нормализованной.

Рис. 9.11. База испытаний

Рис. 9.12, Пересчет единиц твердости и в единицы

Для лучшей приработки зубьев при их твердости до рекомендуют иметь твердость шестерни больше твердости колеса не менее чем на единиц (твердость по Бринеллю).

Материал для шестерни выбирают обычно несколько прочнее, чем для колеса, так как напряжение при изгибе в зубьях шестерни выше, чем в зубьях колеса, и число циклов нагружений для зуба шестерни больше.

В дальнейшем при определении допускаемых напряжений и расчетах на прочность формулы и методика их проведения будут изложены в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75, который распространяется на передачи из стальных колес внешнего зацепления. В некоторых случаях для упрощения сделаны незначительные отступления, не влияющие на конечный результат расчета.

Допускаемые контактные напряжения для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса (и принимают окончательно меньшее значение) по формуле

где — предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, соответствующий базе испытаний (-абсцисса точки перелома кривой усталости). Онить и определяются, в основном, твердостью рабочих поверхностных слоев (см. табл. 9.8 и рис. 9.11). На рис. 9.12 приведен график для пересчета

твердости из единиц и в единицы коэффициент долговечности. Он учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи, а также возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач при суммарное число циклов перемен напряжений; для длительно работающих передач при коэффициент Этот случай обычно и встречается на практике. При методику определения коэффициента см. в ГОСТ 21354-75 (его значения могут достигать коэффициент безопасности. Рекомендуется при однородной по объему етруктуре материала, обеспечиваемой нормализацией, улучшением, объемной закалкой зубьев, при неоднородной по объему структуре (поверхностная закалка, цементация, азотирование) Для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, значения коэффициентов безопасности следует увеличивать до 1,25 и — коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; коэффициент, учитывающий окружную скорость; коэффициент, учитывающий влияние смазывания; коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ рекомендует для колес с мм принимать

Поэтому с достаточной для практических расчетов точностью формулу для расчета допускаемых контактных напряжений можно записать в виде:

Для непрямозубых передач в качестве допускаемого контактного напряжения рекомендуют принимать условное допускаемое кон тактное напряжение, определяемое по формуле

При этом должно выполняться условие?

где — меньшее из значений . В противном случае принимают для цилиндрических колес и — для конических.

Допускаемые контактные напряжения для зубчатых колес:

из серого чугуна (табл. 9.7)

из высокопрочного чугуна

для пластмассовых зубчатых колес при работе в паре со стальными или чугунными при обеспечении смазывания: текстолит — лигнофоль — поликарбонат — — твердость по Бринеллю).

Допускаемые напряжения при расчете на усталость зубьев при изгибе определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле 18]:

где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний (табл. 9.8); — коэффициент долговечности: при твердости зубьев не более коэффициент более (в случаях, когда требуется особо высокая точность расчета, определение этого коэффициента см. в ГОСТ 21354-75); - коэффициент безопасности; (большие значения для литых заготовок); -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи, сателлиты планетарных передач и т. п.): при односторонней нагрузке при реверсивной нагрузке

В формуле (9.14) не учитывается ряд коэффициентов по сравнению с формулой в приложении к ГОСТ 21354-75. Эти коэффициенты равны или близки к единице, поэтому ими в практических расчетах можно пренебречь.

Кроме того, расчет закрытых зубчатых передач ведут на контактную усталость, а расчет на изгиб является проверочным. Как показывает практика, в этих случаях напряжения изгиба оказываются значительно меньше допускаемых значений.

Допускаемые напряжения при изгибе для зубчатых колес из чугуна

где — предел выносливости при симметричном цикле нагружения: — предел прочности материала зубчатого колеса при растяжении; — требуемый коэффициент запаса прочности: для отливок без термообработки с термообработкой — эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба: для чугунных и пластмассовых зубчатых колес

Для пластмассовых зубчатых колес из текстолита и лигнофоля из поликарбоната —

Допускаемые напряжения при расчетах на предотвращение пластических деформаций или хрупкого разрушения при перегрузках передачи рекомендуют определять по табл. 9.16.