Виды разрушения зубьев

При передаче вращающего момента возникают упругие деформации профилей зубьев, вызывающие на поверхности зуба контактные напряжения σH, а у основания зуба напряжения изгиба σF, которые изменяются во времени по отнулевому циклу (рисунок 3.4). Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев, вызывающего выкрашивание поверхности зубьев. Зубья также разрушаются вследствие поломки, износа и заедания.
Усталостное выкрашивание поверхностных слоев является наиболее распространенным видом повреждений зубьев для большинства закрытых, хорошо смазываемых и защищённых от загрязнений зубчатых колёс. На рабочей поверхности, ниже полюсной линии, появляются оспинки, которые затем превращаются в раковины (питинг) и растут по поверхности к ножке.

Рисунок 3.5 – Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев
Для предотвращения выкрашивания зубья рассчитывают на контактную выносливость рабочих поверхностей по контактным напряжениям (σH).
Поломка зубьев может вызываться большими перегрузками ударного или статического действия или усталостью материала от многократно повторяющихся нагрузок. Чаще выламывается один из углов зуба. Для предотвращения поломок зубья рассчитывают по напряжениям изгиба (σF).

Рисунок 3.6 – Поломка зубьев
Абразивный износ характерен для открытых и закрытых зубчатых передач, работающих в среде засорённой абразивом (горных, дорожных, строительных, с/х, транспортных и др. машин). Износ приводит к утонению зуба, что, в свою очередь, приводит к понижению его прочности, появлению дополнительного шума, повышению динамических нагрузок.

Рисунок 3.7 – Абразивный износ зубьев
Заедание зубьев наблюдается у тяжелонагруженных и скоростных редукторов. Его механизм – местное молекулярное сцепление контактирующих поверхностей в условиях разрушения смазочной пленки. Пленка разрушается из-за повышенного контактного давления, высоких скоростей и температур.

Рисунок 3. 8 – Характер разрушения зубьев при заедании
Расчётная нагрузка
Известно, что при работе передачи в зубчатом зацеплении возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей и их деформации в условиях эксплуатации. За расчетную нагрузку принимают максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев (рисунок 3.4):
,
(3.4)
где Fn – нормальная сила в зацеплении; К – коэффициент расчетной нагрузки; lΣ – cуммарная длина линии контакта зубьев.
Коэффициент расчетной нагрузки учитывает влияние внешних факторов на работоспособность зубчатой передачи и определяется по выражениям:
- при расчете на контактную прочность
,
(3.5)
- при расчете на изгибную выносливость

(3.6)
где KНβ, KFβ– коэффициент концентрации нагрузки; KНv, KFv - коэффициент динамической нагрузки; KHα, KFα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Коэффициенты KНβ и KFβучитывают неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и связаны с деформацией зубчатых колёс, валов, корпуса, опор и погрешностью их изготовления. На величину этих коэффициент влияет расположение колес относительно опор (рисунок 3.9), а также ширина колес и свойства материала. Ширина колес учитывается коэффициентом ψbd = b / d1, а свойств материала – твердостью НВ1 и НВ2.

Рисунок 3.9 – Расположение колес относительно опор: а) симметричное; б) несимметричное; в) консольное
Согласно рисунка 3.9 зубья колес могут соприкасаться равномерно (а), частично (б) и неравномерно (в). В первом случае коэффициент нагрузки Kβ ≈ 1,05, во втором случае – Kβ ≈ 1,1 и в третьем – Kβ ≈ 1,2 ÷ 1,3.
Коэффициент динамической нагрузки учитывает возникновение в зацеплении колес дополнительных динамических нагрузок. Его величина зависит от окружной скорости, точности их изготовления и сборки, упругости зубьев, свойств материала и т. д.
Коэффициенты KHα и KFα учитывают неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Их величина зависит от окружной скорости колес и степени точности изготовления. Для прямозубых передач KHα = KFα = 1.