2.2.4 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений и .

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и среднезагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ.

Для лучшей приробатываемочти зубьев шестерни и колеса обеспечение частого нарезание зубьев после термо-обработки и высокой точности изготовления рекомендуется использовать для изготовления шестерни материал с большей твердостью чем для колес.

Для косозубых передач HB₁ –HB₂=(50-70)HB

Подбираем по таблице 7 первого источника материалы:

Шестерни: сталь 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 269 нВ; сердцевины 302 нВ.

Предел временного сопротивления =890н/мм².Придел текучести =650н/мм² и придел прочности при переменной нагрузки =380н/мм².

Колеса: сталь – 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 207 нВ; сердцевины 235 нВ

Предел временного сопротивления =680н/мм².Придел текучести =440н/мм² и придел прочности при переменной нагрузки =285н/мм².

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса определяются по формулам:

; (2.20)

где и - коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса, которые для нормализованных и улучшенных колес должны быть 1 ≤ < 1,8 и определяются по формулам:

Принимаем =1 и =1.

и - допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений соответствующих принятому ранее коэффициенту (таблица 6[1]).

(2,21)

Таким образом по формуле (2.20):

Для расчета изомерии передачи используем среднее значение показателей прочности материалов:

=0,45( + )=0,45(551,2+439,6)=445,86 (2.22)

2.2.5 Определение геометрических параметров зацепления зубчатой передачи.

Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа.

-пректный;

-проверочный;

Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатого зацепления.

а) Определение межосевого расстояния:

a > K , (2.23)

где K =376 – для косозубых передач [1];

- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию, который определяется по формуле:

, (2.26)

где - коэффициент ширины колеса,принимаем=1 (определяем из таблицы 9 [1]):

= ,

K -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, определяется по таблице 10[1]. .

K =1,04;

a > 116,83 мм

Полученное значение для нестандартных передач округляем по таблице 11[1] до ближайшего значения ряда нормальных линейных значений. a =118

Значение коэффициентов K и K_FB в зависимости от относительной ширины колеса

б) Находим модуль зацепления.

m=(0,01-0,02) 118=(1,18*2,36)

полученное число округляем до стандарта по таблице 12[1], принимаем m=2,25 мм.

в) определяем ширину венца шестерни и колеса

, (2.27)

.

Полученные величины округляем по таблице 11[1]:

,

.

г) Вычисляем угол наклона зубьев для косозубых передач:

, (2.28)

.

Обычно угол наклона в косозубых передачах =8-16⁰. Желательно получать наименование в этих пределах

д) Находим суммарное число зубьев

, (2.29)

.

Которое округляется в меньшую сторону до целого числа.

е) Уточняем действительное значение угла

, (2.30)

Точность вычислений Cos - до пятого знака после запятой.

ж) Определяем число зубьев шестерни и колеса

(2.32)

,

,

.

Полученные значения округляют до целых так, чтобы и .

з) Уточняем передаточное число

U , (2.33)

Причем

, (2.34)

%. Что допустимо.

и) Вычисляем основные геометрические параметры передачи в мм по таблице 13 [1].

Таблица 3 - Геометрические параметры передачи, мм

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр
Вершин зубьев	.
Впадин зубьев
Ширина венца