4. Характер и причины отказов под действием контактных напряжений

1. Смятие контактирующих поверхностей – происходит при ударном и вибрационном приложении нагрузок, при значительных по величине нагрузок, если кроме упругих деформаций приложены и пластические.

2. Усталостное выкрашивание – при повторных микропластических сдвигах у поверхности цилиндра, в местах концентрации напряжений (микронеровности, неметаллические включения) образуются усталостные трещины. При малой толщине упрочненного слоя, при значительных контактных напряжениях трещины зарождаются в глубине слоя. Нарушение равновесия внутрикристаллических связей приводит к отслаиванию упрочненного слоя.

3. Изнашивание – причина -относительное скольжение.

4. Заедание – причина – отсутствие смазочного материала.

Зубчатые передачи. В зубчатой передаче движение передают с помощью зацепления пары зубчатых колес. Меньшее называют шестерней, большее – колесом.

Достоинства:

1. Относительно малые размеры и масса зубчатых колес при высокой нагрузочной способности и надежности.

2. Высокий к.п.д. (97 –98 %)

3. Возможность использования зубчатых передач в большом диапазоне нагрузок (окружные силы от близких к нулю в приборных механизмах до 1000 кН. В приводах прокатных станов)

4. Возможность применения в широком диапазоне скоростей (окружные скорости от близких в системах перемещения телескопов до 250 м/с в приводе несущего винта, вертолета)

5.Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники.

6. Постоянство среднего значения передаточного числа.

7. Простота обслуживания.

Недостатки - необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум при работе передачи (обусловлен переменным значением мгновенного передаточного числа в пределах одного оборота

Зубчатые передачи подразделяются по геометрическим параметрам на цилиндрические с внешним или с внутренним зацеплением и конические.

Цилиндрические передачи с внешним зацеплением

Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с любой круговой цилиндрической поверхностью, соосной с начальной, называют линиями зубьев. Если линии зубьев параллельны оси зубчатого колеса, то его называют прямозубым. Если эти линии винтовые постоянного шага, то колесо называют косозубым. С увеличением угла в наклона зуба повышается нагрузочная способность передачи, но возрастает осевая сила, действующая на валы и опоры. Обычно β = ( 8 … 18 )^о

Разновидность косозубых передач – ш е в р о н н ы е колеса

• без канавки

• с канавкой для выхода инструмент

В следствии противоположного направления зубьев на полушевронах осевые силы взаимно уравновешены на колесе и не нагружают опоры. Обычно β = (25…40)^о.

Точку W касания начальных окружностей d_W1 шестерни и d_W2 колеса называют полюсом зацепления. В передачах без смещения диаметры начальные и делительные совпадают d₁=d_W1= 2а_w/(u + 1) , d₂=d_W2 = d_w1u , однако в обозначении межосевого расстояния для общности изложения индекс W сохраним a_W

Расстояния между одноименными точками профилей соседних зубьев, измеренное в сечении, нормальном линиям зубьев, называют нормальным шагом р. Отношение p/π называют модулем и обозначают m. Это основная характеристика зубьев, измеряется в мм и назначают из стандартного ряда.

Основные параметры зубчатой передачи через параметры зубчатых колес:

- передаточное число с учетом того, что d = mz

u= n₁/n₂ = d₂/d₁ = z₂/z₁

- межосевое расстояние a_W= 0,5(d₂ + d₁), значения выбирают из ряда предпочтительных чисел R_a40.

- ширина зубчатого колеса меньше ширины шестерни. В расчетах используется коэффициент ширины относительно межосевого расстояния:

Ψ_ba = b₂/a_W, его значения стандартизированы (для коробок передач с целью уменьшения размеров в направлении осей валов применяют узкие колеса Ψ_ba =0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25 для редукторов – широкие колеса :

Ψ_ba = 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 для колес с Н > 350НВ, для шевронных колес

ψ_ва = 0,63; 0,8

Цилиндрические передачи с внутренним зацеплением:

• межосевое расстояние

• a_W = 0,5(d₂ - d₁) = 0,5(Z₂ + Z₁)/соsβ = К_а(u ± 1)