1.2 Вибір матеріалів

Сталь на сьогодні - основний матеріал для виготовлення зубчатих коліс В умовах індивідуального та дрібносерійного виробництва, передбаченого технічними завданнями на курсове проектування, в мало та середньонавантажених передачах, а також в передачах з великими колесами (відкритих) застосовують зубчаті колеса з твердістю матеріалу 350 НВ. При цьому забезпечується чистове нарізання зубів після термообробки і велика точність виготовлення.

Для рівномірного зношування зубів і кращої приробки твердість шестерні НВ₁ призначається більше твердості колеса НВ₂. Різниця середніх твердостей робочих поверхонь зубів шестерні і колеса в передачах з прямими та непрямими зубами складає

НВ_1сер – НВ_2сер =20…50.

Шестерня:

-материал: сталь45

-обробка: поліпшення

-твердисть: НВ₁ = 330

Колесо:

- матеріал: сталь45

- обробка: поліпшення

- твердість; НВ₂ -270

1.3 Визначення допустимих напруг

1.3.1. Допустима контактна напруга визначається для

шестерні і колеса по формулі:

(1-13)

де - межа контактної витривалості поверхонь зубів, МПа;

- коефіцієнт довговічності;

При числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають = 1

- коефіцієнт безпеки;

- для зубчатих коліс з однорідною структурою (при нормалізації,

поліпшенні, об'ємному гарті) = 1,1;

Тоді

1.3.2 Визначаємо допустиму контактну напругу

Для прямозубих коліс як допустиму контактну напругу сг^ приймають менше з значень і .

Для косозубих коліс

, (1.14)

1.3.3 Допустима напруга згину визначається окремо для шестерні і колеса за формулою:

, (1.15)

де - межа витривалості зубів при згині, МПа;

- коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладення навантаження. При односторонньому прикладенні навантаження = 1;

- коефіцієнт довговічності.

При числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора = 1

- коефіцієнт безпеки.

(1,16)

де - коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчатого колеса і відповідність зубчатої передачі;

= 1,75 при ймовірності неруйнування 0,99.

- коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчастого

колеса і відповідність зубчастої передачі.

Приймаємо для викування = 1

Тоді

1.4 Проектний розрахунок на контактну витривалість

1.4.1. Орієнтовне значення ділильного кола шестерні:

де T_IH= T₁ - обертальний момент на валу шестерні;

- коефіцієнт ширини колеса, який обираємо в залежності від твердості по Брінелю поверхні зубів і розташування коліс відносно опор;

= 0,9.

- коефіцієнт, який враховує розподілення навантаження по ширині вінця;

=1+ , (1.18)

де - допоміжний коефіцієнт; = 0,05

=1 + 0,05 0,9 = 1,045

K_d допоміжний коефіцієнт діаметру, для косозубих передач K_d = 675

1.4.2. Нормальний модуль зачеплення

(1.19)

де - кут нахилу зубців. Для косозубих передач приймемо = 12°

Приймемо рекомендоване число зубців шестерні рівним 27, тоді число зубців колеса буде

По ГОСТ 9563-81 приймаємо найближче велике значення модуля