---

4 ЗАЇДАННЯ І ЗНОШУВАННЯ

Коли зубці зубчастих коліс повністю відокремлені суцільною рідкою плівкою мастила, тоді немає контакту між нерівностями поверхонь зубців і, зазвичай, нема заїдання або зношування. Тут коефіцієнт тертя досить низький. У виняткових випадках пошкодження, подібне до заїдання, може бути спричинене раптовою термічною нетривкістю [19] в плівці в’язкої оливи, явище, яке тут не зазначене.

Для більш тонких еластогідродинамічних плівок цілком імовірний випадковий контакт нерів­ностей. В той час, як середня товщина плівки зменшується, кількість контактів відповідно збільшується, стає можливим абразивне зношування, зчіпне зношування або заїдання. Абразивне зношування може виникати внаслідок дії кочення зубців колеса або наявністю абразивних частинок в змащенні. Зчіпне зношування виникає у разі локалізованого зварювання і наступного відокремлення і пере­даванням частинок від одного або обох зачеплених зубців. Абразивне або зчіпне зношування може бути нешкідливе, якщо воно помірне і якщо воно зменшується з часом, як за нормального процесу припрацьовування.

На відміну від помірного зношування, заїдання є серйозною формою зчіпного зношування, внаслідок чого може прогресувати пошкодження зубців колеса. На відміну від пітингу і втомної по­ломки, які показують явний «інкубаційний» період, коротка тимчасова перевантага може бути при­чиною відмови заїданням.

Надмірна аерація або присутність в змащувальних матеріалах забрудників, таких як металеві частинки в суспензії або вода, також збільшують ризик пошкодження від заїдання. Після заїдання високошвидкісні зубчасті передачі мають тенденцію зазнавати високих рівнів динамічної наван- таги внаслідок вібрації, яка зазвичай спричиняє подальше пошкодження від заїдання, пітингу або поломки зуба.

У більшості випадків опір зубчастих передач до заїдання можна збільшити використанням мастильного матеріалу зі збільшувальними антизаїдальними² присадками. Проте важливо знати, що виникають деякі незручності під час використання антизаїдальних присадок: корозія міді, крихкість еластомерів, відсутність відомих умов застосування.

Описані методи не придатні для «холодного заїдання», яке взагалі пов’язане з наскрізно про- гартованими важконавантаженими зубчастими передачами досить низької якості, за низької швид­кості, приблизно до 4 м/с.

Умови змащування під час ковзання для стальних контактних деталей, експлуатованих у рідкому змащенні, може бути описана [20] [21] [22] [23] в термінах перехідних діаграм. Перехідна діаграма, згідно з рисунком 1, вважається застосовною до контактів, функційних за постійної температури оливової ванни.

У разі комбінацій нормальної сили F_n і відносної швидкості ковзання v_g, які є нижче лінії A1-S, в ділянці І (див. рисунок 1), стан змащування характеризується коефіцієнтом тертя приблизно 0,1 і питомим ступенем зношування від 10^-2 мм³/(Н м) до 10^-6 мм³/(Н м) (тобто об’єм зношування на одиницю нормальної сили на одиницю відстані ковзання).

Якщо, з і/g не вищої від величини згідно з точкою S, навантага збільшується до ділянки II, ви­никає перехід в другий стан змащування. Цей стан змащування за помірного зношування харак­теризується коефіцієнтом тертя приблизно від 0,3 до 0,4 і питомим ступенем зношуваності від 1 мм³/(Н м) до 5 мм³/(Н м).

Якщо навантага збільшується ще далі, то перехід в третій стан змащування, ділянка III, виникає у разі перетину лінії A2-S. Ця ділянка характеризується коефіцієнтом тертя рівним від 0,4 до 0,5. Ступінь зношуваності, проте, є значно вищий, тобто від 100 мм³/(Н м) до 1 000 мм³/(Н м) ніж в ділян­ках І і II, та зношені поверхні показують ознаки серйозного зносу у формі заїдання. Якщо наван­тага збільшується за відносних швидкостей ковзання поза точкою S, то можливий перехід із ділян­ки І до ділянки III.

Є важливою ознакою, що розташовання лінії A1-S-A3 залежить від в’язкості мастильного мате­ріалу [24], а також від контактного напруження Герца [20] [21]. У разі комбінацій F_n і v_g, що є нижче

Відносна швидкість ковзання, v_g, m/s

Рисунок 1 — Перехідна діаграма контактів протилежної форми з прикладом розрахованих контактних температур

цієї лінії, вважається, що поверхні покриті частково тонкою плівкою мастильного матеріалу, проте через яку проникають шорсткі нерівності. У цьому контексті використано термін «часткового еласто- гідродинамічного змащення» [21].

На ділянці III впливів рідкої плівки нема. Ця ділянка ідентична ділянці «початкового заїдання» [25]. Є ознаки, що перехід, який виникає у разі перетину лінії A2-S, пов'язаний з досягненням критич­ної величини контактної температури. Це є фундаментальною концепцією згідно з Блоком.

Показану перехідну діаграму застосовують до недавно складених, тобто неокиснених стале­вих контактних деталей, використовуваних в зубчастих передачах, кулачках, штовхачах тощо. Доведено, що діаграму можна застосувати до результатів чотирикулькових як голково-кільцевих випробовувань.

Вздовж кривої A1-S-A3 температура сягає від температури оливової ванни, відповідно повного об’єму, міжповерхневої об’ємної температури від 28 °С у разі и_д -0,001 м/с до температури в кон­такті 498 °С у разі v_g = 10 м/с. Ця температурна поведінка ґрунтовно означає, що руйнація (част­ково) еластогідродинамічного мастила не виникає за постійної контактної або міжповерхневої об’єм­ної температури, наприклад пов’язаної з плавленням хемосорбованого матеріалу. Замість цього явне зменшення навантажувальної здатності зі збільшенням швидкості ковзання, як припустиме, є наслідком зменшення в’язкості [24] [26] [27] [28] [29].

Всупереч вищезазначеному, розрахована контактна температура вздовж кривої A2-S-A3 має тенденцію досягати постійної величини, наприклад у випадку сталевих зразків AISI 52100 приблизно за температури 500 °С (див. рисунок 1). Це означає, що перехід 11-І II пов’язаний з перетворюван­ням в сталі, спричиняючи процес переходу зносу поверхні зчеплення від помірного до серйозного, можливо запускаючи механізм термопружної нетривкості [ЗО] [31].

Отже, результати показують заїдання, пов’язане з критичною величиною контактної темпера­тури. Для сталі, змащуваної мінеральними оливами, критична величина не залежить від навантаги, швидкості та геометрії і дорівнює близько 500 °С.

Як показано на перехідній діаграмі (рисунок 1), у випадку заїдання коефіцієнт тертя падає від приблизно 0,25 до приблизно 0,5. Відповідна температура у контакті зростає приблизно до 500 °С. Ця температура у контакті є сумою виміряної міжповерхневої об’ємної температури 28 °С і обчисле­ної температури спалаху 470 °С. Під час розраховування температури спалаху використовують коефіцієнт тертя, безпосередньо перед переходом, ц = 0,35. Якщо цей метод має бути застосова­ний не тільки для голково-кільцевих випробовувань, а також (протягом стадії проектування) для зубчастих передач, потрібно узгодити вибір значення критичної величини температури в контакті з одного боку і величини коефіцієнта тертя, що буде використаний, з іншого.

Навантажувальну здатність зубчастої передачі можна передбачити:

• на безпечній стороні, з коефіцієнтом тертя ц = 0,50;

• точно, з коефіцієнтом тертя між р = 0,25 і ц = 0,35, залежно від мастильних матеріалів;

• згідно з попередньою практикою, з низьким коефіцієнтом тертя в умовах рівномірної роботи, за умови, що гранична контактна температура є відповідно низькою.

Згідно з попередньою практикою, для мінеральних олив без присадки і малими присадками, кожна комбінація оливи і матеріалів кочення має критичну температуру заїдання, яка взагалі є постійною, не дивлячись на умови експлуатації, навантагу, швидкість і геометрію.

Для великих присадок і деяких видів синтетичних мастил критична температура заїдання може помітно змінюватися від одного стану експлуатаційних умов до іншого. Так, цю критичну тем­пературу потрібно тоді визначити для кожного такого стану окремо із випробовувань, якнайточніше моделюючи умови експлуатації редуктора.

5 ОСНОВНІ ФОРМУЛИ

Як уже було зазначено у вступі, температура у контакті є сумою міжповерхневої об’ємної тем­ператури 0_М|, див. 5.3, і температури спалаху 0_fl, див. 5.2.

= ®мі ⁺®fi

Тільки температура спалаху змінюється вздовж лінії зачеплення (див. рисунок 2).

Максимальна температура в контакті є

®В max ~ ®Mi ⁺ max> (2)

де ©flmax — максимальна величина 0_fl, яка розташована або на дополюсній частині лінії зачеплення, або на заполюсній частині.

Прогноз ймовірності заїдання можливий порівнюванням розрахованої максимальної темпе­ратури в контакті з критичною величиною. Ця критична величина температури в контакті може бути оцінена із будь-якого випробовування на заїдання зубчастої передачі, або може бути представлена галузевими дослідженнями.

Для вірогідного оцінювання ризику заїдання важливо, щоб була використана точна величина об’ємної температури зубчастої передачі для розрахунку.

Формула температури спалаху за Блоком [12] [14] [16] [32] в найбільш загальному поданні для контакту (приблизно) у формі смуги і колових швидкостей різнонаправлених (як для гіпоїдних зуб­частих передач) (див. додаток А), така:

П 111 ‘ ‘ ' И'Вп abs(v_fl1 и_д2)

^{= 1,11} ім~П /7= —T /, ■ ₄ (3)

7(2 -b_H) 8m1’7v91 ^S'ⁿYl) ⁺ ®М2'7(^д2 ' ^s’ⁿ72)

Для циліндричних або конічних зубчастих передач з контактом у формі смуги і паралельних окружних швидкостей загальне представлення (див. додаток А) виражають:

_ -ill abs(v_g1-v_g2)

111 і /—■—™— j j >

7(2 Ai) S_M1■ 7(^vgl) + $M2 ‘ 7(^9²)

або, в еквівалентному представленні:

А -2 «52 И ^Хм X 7ґх w ³ ГМ ^abS(VM“V^py2/^u)

O_fl - 2,52-ц_т -Xj '7(Х_Г w_Bt) - — ./ > (⁵)

⁵⁰ y<⁶⁰/ ^Pyrei

де pm — середній коефіцієнт тертя (див. розділ 6);

Х_м — термопружний коефіцієнт (див. додаток А); _3/ 1/ _ у

Х_м = 50К Н ^/4 -с^/2 м ^/2 -мм для сталі загального застосування;

Xj — коефіцієнт входу в зачеплення (див. розділ 8);

Х_г — коефіцієнт розподілу навантаги (див. розділ 9);

w_Bt — торцева питома навантага (див. 5.3), Н/мм;

_Пі — частота обертання шестерні, об./хв; р_уге) — відносний радіус кривизни, мм:

_ Руї ~ Ру2

Ругеї ~ _ (6)

Ру1 ⁺ Ру2

Руї — радіус кривизни поверхні зуба шестерні, мм:

1 + Г р . = ^-a-sina_wt (циліндричні зубчасті передачі) (7)

1 + u

ру₂ — радіус кривизни поверхні зуба колеса, мм:

ру₂ = a-sina_wt (циліндричні зубчасті передачі). (8)

Конічні зубчасті передачі, подано у формулах (37) і (38).

Адаптоване представлення подано у додатку А.

Два числа Пекле повинні бути достатньо високі, щоб задовольняти майже всі випадки, де може виникнути заїдання.

Для низьких чисел Пекле потік тепла із контактної смуги в зубцях передачі спричиняє різкий розподіл температури, для яких формули від (3) до (6) не чинні.

Ре_{1 =} ^¹'^Ьн'^Рм1'^См1>5 (9)

Л._Мі sin у..

Р

(10)

е ^{Vg2Ьн Рм2 С|И2}
Х_М2 -siny₂

де р_м1 — густина матеріалу шестерні, кг/м³;

Рм2 — густина матеріалу колеса, кг/м³;

с_м1 — питома теплоємність на одиницю маси шестерні, Дж/(кг-К);

См2 — питома теплоємність на одиницю маси колеса, Дж/(кг-К);

Х_М1 — питома теплопровідність шестерні, Н/(сК);

Х_М2 — питома теплопровідність колеса, Н/(с-К).

Для циліндричних і конічних зубчастих передач siny₁ = siny₂ = 1.

Торцевою питомою навантагою для циліндричних зубчастих передач і конічних зубчастих пе­редач є

w_Bt = ^КА • ^Kv • К_Вр • К_Ва • ^ктр • у (циліндричні зубчасті передачі), (11)

w_Bt = К_А K_v К_вр К_Ва -К_тр (конічні зубчасті передачі), (12)

^Deff

де F_t — номінальна окружна сила на початковому колі, Н;

b — ширина зубчастого вінця, мм;

b_eff=0,85b (13)

К_А — коефіцієнт зовнішнього динамічного навантажування (див. ISO 6336-1 для циліндричних зубчастих передач, ISO 10300-1 для конічних зубчастих передач);

K_v — динамічний коефіцієнт (див. ISO 6336-1 для циліндричних зубчастих передач, ISO 10300-1 для конічних зубчастих передач);

К_вр — коефіцієнт розподілу навантаги по довжині контактних ліній;

К_вр = К_Нр (див. ISO 6336-1 для циліндричних зубчастих передач,

ISO 10300-1 для конічних зубчастих передач); (14)

К_Ва— коефіцієнт розподілу навантаги між зубцями;

К_Ва = К_Н(х (див. ISO 6336-1 для циліндричних зубчастих передач,

ISO 10300-1 для конічних зубчастих передач); (15)

К_тр— коефіцієнт багатопоточності.

Коефіцієнт багатопоточності К_тр враховує поганий розподіл в багатопоточних передачах, що залежить від точності і гнучкості відгалужень. Якщо недоступний відповідний розрахунок, то можна застосувати наступне:

• для планетарних передач з л_р сателітів (л_р > 3)

K_mp=1 + 0,25j^3; (16)

• для подвійних тандемних зубчастих передач з крутінням порожнистого вала Ф, за повної навантаги, град.

К_тр = 1 + (0,2/Ф); (17)

• для шевронних зубчастих передач із зовнішньою осьовою силою F_ex

к

(18)

_тр=и ^F~—;
^тр F_ttan₽

— для інших випадків

К_тр=1. (19)