2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений [h] и [f].

2.1. Для изготовления колес по таблице 2.1 материал принимаем одной марки. Разность твердостей материала обеспечиваем методом термической обработки. Для предотвращения заедания зубчатых колес твердость шестерни должна быть на 30 – 70 HB выше, чем твердость колеса.

Таблица 2.1. Выбор материала

	Материал	Термообработка	Твердость НВ	в, МПа	т, МПа
1	Для шестерни сталь 40Х	Улучшение	260..302	900	590
2	Для колеса сталь 40Х	Нормализация	200..230	760	490

2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, МПа:

Для шестерни:

= 574,5

(2.1)

Для колеса:

= =454,5

(2.2)

где _Hlimbi – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев,

соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 2.2).

S_H – коэффициент безопасности зубчатых колес (табл. 2.2).

K_HLi – коэффициент долговечности.

Таблица 2.2. Значения и S_Н

Термообработка	Твердость	, МПа	, МПа	SН
Нормализация, улучшение	НВ < 350	2НВ+70	1.35 HB+100	1,1

Коэффициент долговечности определяем в зависимости от отношения N_HE/N_HO.

N_HO – базовое число циклов напряжений в зубьях. N_HE – эквивалентное число циклов напряжений.

Для шестерни:

= =38

(2.3)

Для колеса:

= =27

(2.4)

Т.к. НВ₁ – НВ₂< 100, то за расчетное [s_Н]_Р принимаем меньшее из [s_Н]₁ и [s_Н]₂:

2.3. Определяем допускаемое напряжение изгиба, МПа:

Для шестерни:

= =246

(2.5)

Для колеса:

= =200

(2.6)

где _Flimbi – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по табл. 2.2,

K_FL – коэффициент долговечности, K_FL = 1;

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,7 … 2,2.

3. Геометрический расчет передачи.

Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол профиля исходного контура =20 (ГОСТ 308-76), коэффициент смещения исходного профиля Х=0.

3.1. Определяем межосевое расстояние, мм:

=430*(3,15+1)* =102,9

(3.1)

где К_а – обобщенный коэффициент, К_а = 430;

Т₂ – крутящий момент на тихоходном валу, Нм;

К_Н - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

_ba – коэффициент ширины венца колеса.

Коэффициент К_Н определяют в зависимости от НВ и _bd:

=0,5*0,4*(3,15+1)=0,83

(3.2)

Округляем а_W в большую сторону до стандартного по ГОСТ 229–75:

а_W=112

3.2. Определяем рабочую ширину колеса и шестерни, мм:

=0,4*112=45	(3.3)
=45+5=50	(3.4)

Полученные значения округляем до целых чисел.

3.3. Ориентировочно определяем величину модуля, мм:

=0,015*112=1,68

(3.5)

Окончательно принимаем его значение по ГОСТ 310-76, но не менее 1,5 мм.m=1,75

3.4. Минимальный угол наклона зубьев для косозубых колес:

= =8,9490

(3.6)

Рекомендуемые пределы угла наклона зубьев для косозубых колес 8 – 18^о

3.5. Определяем суммарное число зубьев:

= =126,4

(3.7)

Полученное значение округляем до целого числа =126

3.6. Уточняем угол наклона зубьев:

= =10,1336

(3.8)

3.7. Находим число зубьев на шестерне и колесе:

= =30

=126-30=96

(3.9)

Число зубьев на шестерне должно быть не менее 17.

3.8. Уточняем фактическое передаточное число:

= =3,2

(3.10)

Отклонение от заданного передаточного числа не должно превышать 3%:

= *100%=1,6

(3.11)

3.9. Определяем делительные диаметры шестерни и колеса, мм:

= =53

= =171

(3.12)

3.10. Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса, мм:

=53+2*1,75=56

=171+2*1,75=174

(3.13)

3.11. Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса, мм:

=53-2,5*1,75=49

=171-4,375=167

(3.14)

3.12. Проверяем межосевое расстояние передачи, мм:

= =112

(3.15)

3.13. Определяем окружную скорость:

= * =1,9 м/с

(3.16)