Выбор марок сталей для зубчатых колес

При выборе марки стали для зубчатых колес кроме твердости необхо­димо учитывать размеры их заготовок, а именно: диаметра D вала шестер­ни и наибольшей ширины сечения колеса S с припуском на механическую обра­ботку после нормализации или улучшения.

Таким образом, окончательный выбор стали для зубчатых колес (при­годность заготовки колес) производится после определения геометриче­ских размеров зубчатой передачи.

В табл. 6.1.4 приведены рекомендации по выбору механических свойств наиболее употребляемых марок сталей в зависимости от термообработки (твердости) с учетом размеров зубчатых колес.

Таблица 6.1.4 - Механическая характеристика марок сталей
Марка стали	Термообработка	Предельные размеры за­готовки	Твердость зубьев	Механические ха­рактеристики, Н/мм2 (МПа)
		D	S	сердцевины	поверхности
40Л	Нормализация	Любые	163...207 НВ	16^207_НВ^	550^
	Улучшение Улучшение	125 80	80 50	235...262 НВ 269...302 НВ	235...262 НВ 269...302 НВ	780 890	540 650	335 380
40ХН, 35ХМ	Улучшение Улучшение Улучшение и закалка ТВЧ	315 200 200	200 125 125	235...262 НВ 269...302 НВ 269...302 НВ	235...262 НВ 269...302 НВ 48...53 HRC	800 920 920	630 750 750	380 420 420
40Х	Улучшение Улучшение Улучшение и закалка ТВЧ	200 125 125	125 80 80	235...262 НВ 269...302 НВ 269...302 НВ	235...262 НВ 269...302 НВ 45...50 HRC	790 900 900	640 750 750	375 410 410
40ХНМА	Улучшение и азотирование			269...302 НВ	50...56 HRC
20Х, 20ХНМ, 18ХГТ	Улучшение, це­ментация и за­калка			300...400 НВ	56...63 HRC

Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления П.

Нагрузку распределенную по контактной площадке заменяют равно­действующей силой F_n, направленной по линии зацепления NN.

Для расчета валов и опор прямозубой передачи F_n раскладывают на со­ставляющие (рис. 6.1.10):

Рисунок 6.1.10 – Схема сил, действующих в прямозубой цилиндрической передаче

где — радиальная сила; — окружная сила.

где T ₁ и T ₂ — вращающие моменты на шестерне и колесе, Нм.

d ₁ и d ₂ — делительные диаметры шестерни и колеса, мм.

20° — угол зацепления.

Рисунок 6.1.11, а – Схема сил, действующих в косозубой передаче

Для косозубых или шевронных передач: сила F_n не лежит в плоскости ко­лес и раскладывается на три составляющие (контактная линия имеет на­клон к основанию зуба) (рис. 6.1.11, а, б).

Рисунок 6.1.11, б – Схема сил, действующих в косозубой цилиндрической передаче с разъединенными звеньями

где — угол наклона зубьев, F_a — осевая сила, дополнительно нагружает опоры (подшипники) валов, поэтому в косозубых цилиндрических переда­чах принимается = 8...20°.

Шевронное колесо представляет собой сдвоенной косозубое, выпол­ненное как одно целое. Направление зубьев на полушевронах противоположное, поэтому взаимно уравновешиваются и на опоры валов не пере­даются. Это позволяет у шевронной передачи принимать угол наклона зубьев до 40° ( = 25...40°) (рис. 6.1.11, в).

Рисунок 6.1.11, в – Схема сил, действующих на шевронной передаче

Шевронные передачи отличаются плавностью работы и высокой нагру­зочной способностью. Нарезают зубья червячной фрезой, для выхода кото­рой изготовляется дорожка. Ширина дорожки а = (10...15) т. Применяют шевронные колеса в мощных быстроходных закрытых передачах. Недос­татком является высокая трудоемкость и стоимость изготовления. Геомет­рический и прочностной расчеты подобны расчетам косозубой передачи.