2.5.5. Материалы передач
Проектирование и расчет деталей машин начинается с выбора материала.
Элементы зацепления в силовых передачах выполняют из сталей, чугунов, сплавов цветных металлов, а также неметаллических конструкционных материалов (металлокерамика, пластмассы и т.д.).
Распространение получили передачи со стальными колесами, поверхности которых подвергнуты упрочнению. Для ответственных, тяжело нагруженных с ограниченными габаритами передач рабочие поверхности зубьев упрочняют до твердости НВ400. При этом сердцевина остается более мягкой, пластичной. Упрочнение поверхности производится: закалкой токами высокой частоты (колеса с m5 HRC 45…55), цементацией (HRC 50…62), нитроцементация (HRC 56) и азотированием (HRC 50…60).
Закалка токами высокой частоты (т.в.ч.) по контуру зуба более производительна, чем цементация и азотирование, но технологически сложнее.
Цементация нитроцементация и азотирование позволяют получать колеса с большей нагрузочной способностью, но при этом повышается хрупкость материала и снижается сопротивление ударам.
Малоответственные передачи без ограничения габаритов колеса подвергают объемной закалке с высоким отпуском (зубья имеют по всему сечению одинаковую твердость НВ350). Применяется также поверхностная закалка (HRC 40…50), отжиг (НВ350), нормализация (НВ350) и улучшение (НВ350).
При назначении твердости учитывают, что c увеличением размеров колес твердость уменьшают соблюдая условие НВmin≥200.
Твердость рабочих поверхностей зубьев ведущего колеса должна быть больше на (30…50) единиц НВ во избежание заедания.
В малоответственных открытых передачах возможно применение чугунных колес, которые имеют меньшую склонность к заеданию и дешевле остальных. Но чугунные колеса не выдерживают ударных нагрузок.
Передачи с колесами из неметаллических материалов обладают меньшей массой, лучшей коррозионной стойкостью и бесшумностью работы, но имеют малую нагрузочную способность.
Сплавы цветных металлов используют для втулок, сепараторов подшипников качения,вкладышей подшипников скольжения, венцов червячных колес (оловянные и безоловянные бронзы, атакже латунь).
Для изготовления валов применяют среднеуглеродистые легированные констукционные стали. Рабочие тела подшипников качения (шарики и ролики) изготавливают из специальных подшипниковых сталей, обладающих повышенной износостойкостью и прочностью при переменных напряжениях (твердость поверхности после термообработки 62..66 HRC).
Литые детали (корпусы, крышки, шкивы) изготавливают из литейных сталей, сплавов цветных металлов и чугунов.
Крепежные и другие метизные изделия выполняют из углеродистых сталей и цветных сплавов.
2.6. Особенности планетарных и волновых передач
2.6.1. Планетарные передачи
Эпициклические механизмы, в которых на отдельные звенья наложена дополнительная кинематическая связь, называют планетарными. Если при этом три основных звена соединены с валами, из которых один ведущий, а два ведомых, или два ведущих, а один ведомый, то такой планетарный механизм называется дифференциальным.
Особенностью архитектуры планетарных передач является свойство передачи энергии от входа к выходу несколькими параллельными потоками, число которых равно количеству сателлитов. Это обстоятельство определяет специфику требований при конструировании и изготовлении, т.к. необходимо обеспечить: соосность валов центральных колес; требуемый зазор между сателлитами (условие соседства); вхождение зубьев в зацепление при равных углах расположения сателлитов, для чего сумма зубьев центральных колес должна быть кратна количеству сателлитов.
Передачи с подвижными осями могут передавать энергию от входа к выходу несколькими потоками. Они образуют различные структурные схемы, обозначение которых классифицировано с указанием числа и вида звеньев.
В случае буквенного обозначения планетарной передачи особенности ее структуры устанавливаются с помощью индексов: нижние индексы относят к основным звеньям, соединенными с внешними валами. Первый из них указывает звено, передающее наибольший крутящий момент. Верхний индекс указывает какое звено не вращается. В обозначении последовательно соединенных двух механизмов (типа А) применяют знак лигатуры , который указывает пару звеньев соседних ступеней, соединенных друг с другом . Звеньям тихоходной ступени присваивают индекс 1, а звеньям быстроходной ступени – индекс 2 (Ab1h1a1Ab2h2a2,Ab1h1a1Ah2b2a2).
На рисунках 2.41, 2.42, 2.43, 2.44 представлены основные схемы планетарных передач.
Механизм 2k – h (рисунок 2.41) в качестве основных звеньев имеет два центральных колеса k и водило h. При этом, А – механизм с одновенцовым сателлитом, В и С – механизм с двухвенцовым сателлитом, Е – механизм с коническими зубчатыми колесами.
Рисунок 2.41 – Схемы механизмов с передачей 2k –h
Механизм 3k (рисунок 2.42) в качестве основных звеньев имеет три центральных колеса.
Рисунок 2.42 – Схема механизма с передачей 3К
Замкнутые передачи (передачи - ) содержат дифференциал (обычно механизм А), основные звенья которого обозначают , , (рисунок 2.43).
Рисунок 2.43 – Схемы механизмов с передачами -
На рисунке 2.44 приведены схемы, составленные из двух механизмов А.
Рисунок 2.44 – Схемы двухступенчатых планетарных механизмов
Особенность конструкции планетарных передач определяет необходимость обеспечить соосность валов центральных колес, требуемый зазор между сателлитами (условие соседства), вхождение звеньев в сопряжение при равных углах расположения сателлитов.
Для установления величины усилий в зацеплении планетарных передач всех типов рассматривают равновесие каждого звена под действием внешних нагрузок. При этом радиальные составляющие сил, действующих в передаче, которая имеет несколько сателлитов, не учитывают, т.к. они уравновешивают друг друга
(рисунок 2.45).
Fg1a, Fg2a, Fg3a –силы, действующие между центральным колесом а и сателлитом;
Fgb – сила, действующая между сателлитом и центральным колесом b;
Та, Тh – моменты вращающие на центральном колесе и водиле соответственно; a,h – угловые скорости на центральном колесе и водиле соответственно;
Fhg – сила, действующая между водилом и сателлитом
а – распределение усилий между колесами; б – силы в зацеплении
Рисунок 2.45 - Силы в планетарной зубчатой передаче
Силы в зацеплении сателлита с центральным колесом рассчитывают с учетом коэффициента неравномерности нагрузки по наиболее нагруженному сателлиту. В расчетах опор сателлитов необходимо учитывать центробежную силу.
Крутящие моменты Т, Нм в планетарных передачах рассчитываются на основании соотношений (без учета сил трения)
Тh/T1=i1h(3); Тh/T3=i3h(1); Т3/T1=i13(h), (2.138)
где T1 ,T3 ,Тh – моменты внешних сил, приложенных к центральным колесам а, b и водилу h.
Равновесие внешних вращающих моментов, приложенных к механизмам, устанавливается с помощью выражения
Тh-T3-T1=0. (2.139)
Этим проверяют правильность расчета моментов в планетарных передачах.
Коэффициент полезного действия планетарных передач выражают через коэф- фициент потерь передачи, полученной в результате условной остановки водила.