Рекомендуемый перечень сталей и их механических свойств приводится в Приложении А

Рекомендуемый перечень сталей и их механических свойств приводится в Приложении А. При этом для получения при термической обработке принятых для расчета механических характеристик материала колес требуется, чтоб размеры заготовок колес (D, S) не превышали предельно допустимых значений.

Выбрав сталь для шестерни и колеса, необходимо определить допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба. Формулы для определения допускаемых напряжений берутся из таблицы 1 в зависимости от разности твердостей поверхности шестерни и колеса.

                                                                            

                                                                                                               Таблица 1

Расчетные формулы для определения напряжений

Допускаемое	Разность 20..	твердостей ..50	Разность >7	твердостей
напряжение	Шестерня	Колесо	Шестерня	Колесо
	1,8НВ+67	1,8НВ+67	14HRC+170	1,8НВ+67
	1,03НВ	1,03НВ		1,03НВ

 

Значения допустимых напряжений имеют размерность Н/мм.

 

4. Расчет закрытой зубчатой передачи

Расчет закрытой зубчатой передачи начинается с определения главного параметра передачи – межосевого расстояния. Межосевое расстояние находится по формуле:

,

 

где Кa - вспомогательный коэффициент, равный 43 для косозубых передач,  49.5 - для прямозубых; ψ - коэффициент ширины венца, равный для прямозубых колес 0.28-0.36, для косозубых - 0.2-0.25; i- передаточное число зубчатой передачи;

Т - крутящий момент на тихоходном валу (Н*м); [σ] - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом (Н/мм²); КНВ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КНВ = 1.

  Крутящие моменты можно определить по формуле:

,

 

где (рад/с) – угловая частота вращения i – вала;

Р – мощность (Вт).

 

     Полученное межосевое расстояние округляют до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров. Зная стандартную величину межосевого расстояния, можно определить модуль зацепления:

 

,

 

где К_m – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равный 5,8, для прямозубых равный 6,8;

 – делительный диаметр колеса (мм);

 – ширина венца колеса (мм);

 – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом (Н/мм²).

Полученное значение модуля необходимо округлить до ближайшего значения из стандартного ряда чисел.

Если проектируется косозубая передача, то определяем угол наклона зубьев колес:

 

 

Если расчетное значение модуля зацепления отличается от стандартного, то необходимо уточнить межосевое расстояние зубчатой передачи:

 

 – для прямозубой передачи,

 

 – для косозубой передачи.

 

Завершается проектный расчет определением геометрических параметров зубчатого зацепления (табл. 2).

 

                                                                                                        Таблица 2

Расчетные формулы для определения геометрических параметров зубчатого

зацепления

Параметр	Шестерня		Колесо
	Прямозубая	Косозубая	Прямозубая	Косозубая
Делительный диаметр
Диаметр вершин зубьев	d = d +	2m	d = d +	2m
Диаметр впадин зубьев	d = d –	2,4m	d = d –	2,4m
Ширина венца	b = b +	(2…4)мм	b =