Мархель И.И. Детали машин

Подождите немного. Документ загружается.

Согласно стандарту высота головки зуба h

= m; высота ножки зуба h

= 1,25т;

высота зуба h = h

+ h

= m +1,25m = 2,25т. Отсюда диаметр вершин зубьев d

= mz+ 2m = m(z +2);

диаметр впадин d

= m

- 2,5m = m(z- 2,5).

Разница в высоте ножки одного колеса и высоте головки другого образует радиальный зазор

с = h

- h

= 1,25m - т = 0,25т

Рис. 3.31. Основные геометрические параметры

передач с эвольвентным профилем зубьев

Межосевое расстояние при а = а

(см. рис. 3.31) а

= {d

+ d

)/2 или а

= (mz

+ mz

)/2.

Приняв суммарное число зубьев z

+ Z

= z

∑

найдем а

= (mz

∑

)/2.

В прямозубой передаче ширина венца b

равна длине зуба: b

= mΨ

, где Ψ

— коэффициент длины

зуба (ширины венца) по модулю (для цилиндрических прямозубых передач); выбирается по табл. 3.2.

Таблица 3.2. Значение коэффициента Ψ

= b

/m, не

более

нв

Характеристика конструкции

45-30

30-20

До 350

Свыше 350

Высоконагруженные точные передачи.

Валы, опоры и корпуса повышенной жесткости

30-25

20-15

15-10

До 350

Свыше 350

Обычные передачи редукторного типа в отдельном

корпусе с достаточно жесткими валами и опорами.

Передачи низкой точности с консольными валами

Определите модуль т зубчатого колеса с числом зубьев z no известным d

, d

Таблица 3.3. Геометрические параметры прямозубой цилиндрической передачи

Параметр, обозначение Расчетные формулы

Модуль т

; ; ;

p d d

m m m m

z z z





   



Диаметр вершин зубьев d

= m(z + 2)

Делительный диаметр d d=mz

Диаметр впадин зубьев df d

= m(z- 2,5)

Высота зуба h h = 2,25m

Высота головки зуба h

= m

Высота ножки зуба hf

= 1,25m

Окружная толщина зуба s,





Окружная толщина впадин зубьев е,





Окончание табл. 3.3

Параметр, обозначение Расчетные формулы

Радиальный зазор с с = 0,25т

Межосевое расстояние а





Окружной шаг р,

=πm

Длина зуба (ширина венца) Ь

= b

= ь = mΨ

3.31. Определение числа зубьев шестерни и колеса по суммарному числу зубьев передачи и

известному передаточному числу. Если известно и и z

, то число зубьев шестерни и колеса можно

определить по формулам:

= z

∑

/(1 + и); z

= z

∑

-z

где Z

— число зубьев шестерни; z

— число зубьев колеса; z

∑

— суммарное число зубьев; и —

передаточное число.

Выведите формулы для определения Z

и Z

при известных Z

∑

и и.

3.32. Ответить на вопросы контрольной карточки 3.5.

Контрольная карточка 3.5

Вопрос Ответы Ко

По отпечатку зуба на рис. 3.32 в М 1:1 определить модуль

зацепления (мм)

6,0

4,5

3,0

2,5

4,0

Рассчитать диаметр вершин зубьев (мм) ведомого колеса

прямозубой передачи, если z\ = 20; z

= 50; т = 4 мм

208

200

190

Рассчитать межосевое расстояние (мм) прямозубой передачи,

если z\ =20; и = 2; т = 5 мм

300

150

100

200

Покажите на рис. 3.33 диаметр впадин зубьев шестерни

da2

da1

По какой окружности (рис. 3.33) обычно измеряют шаг зубьев

da1

Рис. 3.32 Рис. 3.33

§ 8. Расчет зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб

3.33. Ниже излагается упрощенный метод расчета зуба на изгиб, основанный на положениях

сопротивления материалов.

На рис. 3.34 показаны схема зацепления двух зубьев в полюсе и силы, действующие на зубья колес

со стороны шестерни; трение не учитывается. Нормальная сила F

раскладывается на две

составляющие: окружную силу F

и радиальную или распорную — F

Рис. 3.34. Усилия-в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи

При выводе формул принимают следующие упрощения и допущения: зуб рассматривают как

консольную балку прямоугольного сечения, работающую на изгиб и сжатие; вся нагрузка,

действующая в зацеплении, передается одной парой зубьев и приложена к их вершинам; нагрузка

равномерно распределена по длине зуба Ь

На рис. 3.35 показан профиль балки равного сопротивления (s — толщина зуба в опасном

сечении; l — плечо изгибающей силы; b

— длина зуба; F

— нормальная сила, действующая на

зуб).

Рис. 3.35. Схема расчета зубьев на изгиб

Определим силы в опасном сечении корня зуба. Разложим силу F

в точке А на две

составляющие: F,' и F'

, условно принимаем, что сила F

приложена только к одному зубу

(перекрытием пренебрегаем), а сила F, равна окружной силе на начальной окружности.

Сила F

изгибает зуб, а сила F'

сжимает его. Из рис. 3.35 находим

' = F

cosa'; F'

= F

sin α'

где α' — угол направления нормальной силы F

, приложенной у вершины, который несколько

больше угла зацепления a

; F

– F

/cos a

— нормальная сила.

В каком сечении зуба рис. 3.35 возникает наибольшая концентрация напряжений?

3.34. Исходя из изложенного выше, за расчетное напряжение принимают напряжения на

растянутой стороне зуба:

F èç ñæ

  

 

(3.1)

Для опасного сечения ВС условие прочности

 

F l

W A

 

 

  

 

 

(3.2)

где a

— напряжение изгиба в опасном сечении корня зуба; W — осевой момент сопротивления; А

= b

s — площадь сечения ножки зуба.

Выразим I И s в долях модуля зубьев: l= km; s = cm, где к и с — коэффициенты, зависящие от

формы зуба, т. е. от угла а

и числа зубьев Z.

Тогда изгибающий момент в опасном сечении

;

È t t

M Fl F km 

осевой момент сопротивления прямоугольного сечения зуба

2 2 2

6 6

b s b c m

 

 

(3.3)

Подставим в формулу (3.2) входящие в него параметры М

и W, введем коэффициенты расчетной

нагрузки K

Fβ

(табл. 3.4), K

(табл. 3.5) и теоретический коэффициент концентрации напряжений К

В результате получим окончательную формулу проверочного расчета прямозубой передачи на

усталость при изгибе

 

F t F FV

Y F K K

b m





 

 

(3.4)

где Y

— коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (табл. 3.6).

Таблица 3.4

Значение коэффициентов KFβ и KHβ

Расположение

шестерни отно-

сительно опор

Твердост

ь НВ

поверхностей

зубьев колеса

Fβ

при Ψbd=

w/d

Hβ

при Ψbd =b

0,2 0,4 0,6 0,8 1,2 1,6 0,2 0,4 0,6 0,8 1,2 1,6

Консольное

(опоры — шари-

коподшипники)

До 350

Св. 350

1,16

1,33

1,37

1,70

1,64 1,08

1,22

1,17

1,44

1,28

Консольное

(опоры — роли-

коподшипники)

До 350

Св. 350

1,10

1,20

1,22

1,44

1,38

1,71

1,57 1,06

1,11

1,12

1,25

1,19

1,45

1,27 -

Симметричн

ое

До 350

Св. 350

1,01

1,02

1,03

1,04

1,05

1,08

1,07

1,14

1,30

1,26 1,01

1,01

1,02

1,03

1,04

1,07

1,16

1,10

1,26

Несимметрич

ное

До 350

Св. 350

1,05

1,09

1,10

1,18

1,17

1,30

1,25

1,43

1,42

1,73

1,61 1,03

1,06

1,05

1,12

1,07

1,20

1,12

1,29

1,19

1,48

1,28

Таблица 3.5. Значение коэффициентов KFv и KHV

Степе

нь

точности

передачи

Твердость

НВ

поверхности

зубьев колеса

(A/fo) при окружной скорости, м/с

1 2 3 6 8 10

До 350

Св. 350

1,08/1,03

(1,04/1,02)

1,03/1,01

(1,03/1,00)

1,16/1,06

(1,07/1,03)

1,05/1,02

(1,05/1,01)

1,33/1,11

(1,14/1,05)

1,09/1,03

(1,09/1,02)

1,50/1,16

(1,21/1,06)

1,13/1,05

(1,14/1,03)

1,62/1,22

(1,29/1,07)

1,17/1,07

(1,19/1,03)

1,80/1,27

(1,36/1,08)

1,22/1,08

(1,24/1,04)

До 350

Св. 350

1,10/1,03

(1,04/1,01)

1,04/1,01

(1,03/1,01)

1,20/1,06

(1,08/1,02)

1,06/1,02

(1,06/1,01)

1,38/1,11

(1,61/1,04)

1,12/1,03

(1,10/1,02)

1,58/1,17

(1,24/1,06)

1,16/1,05

(1,16/1,03)

1,78/1,23

(1,32/1,07)

1,21/1,05

(1,22/1,04)

1,96/1,29

(1,40/1,08)

1,26/1,08

(1,26/1,05)

До 350

Св. 350

1,13/1,04

(1,05/1,01)

1,04/1,01

(1,04/1,01)

1,28/1,07

(1,10/1,03)

1,07/1,02

(1,07/1,01)

1,50/1,14

(1,20/1,05)

1,14/1,04

(1,13/1,02)

1,72/1,21

(1,30/1,07)

1,21/1,06

(1,20/1,03)

1,98/1,28

(1,40/1,09)

1,27/1,08

(1,26/1,04)

2,25/1,35

(1,50/1,12)

1,34/1,09

(1,32/1,05)

Примечание. В числителе — значения для прямозубых колес, в знаменателе — для косозубых.

Таблица 3.6. Коэффициент Y

-для эвольвентного наружного зацепления при a

= 20° (при х =

О)

Число

зубьев

YF Число

зубьев

Число

зубьев

17 4,26 28 3,81 65 3,62

20 4,07 30 3,79 80 3,60

22 3,98 35 3,75 100 3,60

24 3,92 40 3,70 150 3,60

26 3,88 45 3,66 300 3,60

50 3,65 Рейка 3,63

Выбор коэффициента Y

можно производить по графику.

Как определяются в формуле (3.4) коэффициенты К

Fβ

, K

, Y

3.35. Выведем формулу проверочного расчета прямозубых передач на усталость при изгибе через

вращающий момент Т

С учетом того, что F

= 2T

/ mz

= 2T

/mz

u; b

= Ψ

формула проверочного расчета (3.4)

примет вид

 

2 3

F F F FV

Y K K

uz m



 



 

(3.5)

где σ

, [σ]

, МПа; m, мм; T

— вращающий момент на колесе, Н · мм; Z

— число зубьев шестерни;

— коэффициент длины зуба (ширины венца) по делительному диаметру (табл. 3.7).

Таблица 3.7. Рекомендуемые значения коэффициента Ψ

= b

в зависимости от твердости

рабочих поверхностей зубьев

Расположение колес

относительно опор

НВ

≤ 350 или НВ

и НВ

≤

350

НВ

и НВ

> 350

Симметричное 0,8-1,4

0,4-0,9

Несимметричное 0,6-1,2

0,3-0,6

Консольное 0,3-0,4

0,2-0,25

3.36. В каком случае проводят проверочный расчет зубчатой передачи на изгиб?

3.37. Проанализируйте формулы (3.5) и определите, в каких зубьях (шестерни или колеса)

возникают большие изгибающие напряжения и почему?

3.38. Из формул (3.5) и (3.6) получаем формулы проектировочного расчета на изгиб

1 1 1

;P T





(3.6)

10 P

T u





  

(3.7)

 

F F

T K Y

m K



 



(3.8)

где K

= 1,4 для прямозубых колес.

В формулу (3.8) подставляют меньшее из двух отношений [σ]

, вычисленных для

шестерни и колеса.

В каких единицах необходимо подставить T

и [σ]

в формулу (3.8), чтобы модуль т

получить в миллиметрах.

3.39. Выбор допускаемых напряжений изгиба. Выше отмечалось, что причиной поломки

зубьев, как правило, является усталость материала под действием повторных переменных

изгибающих напряжений. Поэтому значения допускаемых напряжений должны быть

определены исходя из предела выносливости зубьев. Допускаемое напряжение изгиба

определяют по формуле

[σ]

=(σ

Flimb

, (3.9)

где σ

Flimb

— базовый предел выносливости зубьев при отнулевом цикле изменения

напряжений (табл. 3.8); S

— коэффициент безопасности (S

= 1,7 ÷ 2,2; S

> 2,2 — для литых

заготовок); Y

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зуба (Y

= 1,05 -г 1,2

— при полировании, в остальных случаях Y

= 1); K

— коэффициент, учитывающий влияние

двустороннего приложения нагрузки (K

= 1,0 — при одностороннем приложении нагрузки,

изгибающей зуб; K

= 0,65 — для нормализованных сталей, K

=0,75 — для закаленных сталей

с твердостью свыше HRC45; K

= 0,9 — для азотированных сталей); K

— коэффициент

долговечности [определяется по формуле (ЗЛО, 3.11)].

Таблица 3.8. Приближенные значения пределов выносливости при изгибе зубьев σ

Flimb

. МПа

Твердость зубьев

HR С

Сталь Способ

термической или

химико-

термической

обработки

Повер

хность

Сердц

евина

1,8HB

СР

НВ 180-300 Углерод

истая или ле

тированная

Отжиг,

нормализация или

улучшение

550-600 HRC 45-55 Легиров

анная

Объемная

закалка

750-850 48-58 30-45 Поверхностная

закалка

750-850 56-62 32-45 Цементация и

нит-роцементация

300 + \,2HRC (сердцевины

зуба)

50-60 24—40 Азотирование

Можно ли принимать при расчете модуля т прямозубой передачи значения прочностных

характеристик материала зубчатых колес из табл. 3.8 для подстановки в формулу (3.8)?

3.40. В зависимости от твердости активных поверхностей зубьев коэффициент долговечности Y

определяется по следующим формулам:

FO F

N N

при НВ≤ 350, (3.10)

FO F

N N

при НВ ≥ 350, (3.11)

где N

= 4 · 10

— число циклов соответствующее точке перелома кривой усталости; N

—

расчетная циклическая долговечность;

= 60nct

= 573ωct

∑

, (3.12)

где n(ω) — частота вращения (угловая скорость) шестерни или колеса, об/мин (рад/с); с — число

колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом; t

∑

— продолжительность работы зубчатой

передачи за расчетный срок службы, ч;

365 ,

Ã C Ã C

t L Ñt k k





(3.13)

где L

— срок службы передачи, год; С — число смен; t

— продолжительность смены, ч; k

—

коэффициент годового использования привода; k

— коэффициент использования привода в смене.

Формула (3.12) приемлема для определения расчетной циклической долговечности только при

постоянном режиме нагрузки.

При выборе материала для зубчатой пары с целью сокращения номенклатуры, как правило,

назначают одинаковые материалы. Разность значений твердостей для шестерни и колеса достигается их

термической обработкой. Получение нужных механических характеристик зависит не только от тем-

пературного режима обработки, но и от размеров заготовки.

3.41. При переменном режиме нагрузки расчетная циклическая долговечность определяется по

формуле:

=60·n·c·t

∑

, (3.14)

где K

— коэффициент приведения переменного режима нагрузки к постоянному эквивалентному

режиму:

max

i i

T t



 

 

 

 

(3.15)

где T

max

, Т

— максимальные и промежуточные значения моментов; коэффициент m

= 6 — при

нормализации и улучшении; m

=9 — при закалке; t

— продолжительность (в часах) действия момента

,; t

∑

— суммарная продолжительность работы зубчатой передачи.

3.42. Ответить на вопросы контрольной карточки 3.6.

Контрольная карточка 3.6

Вопрос Ответы Код

По какой формуле производят

проектировочный расчет прямозубой

передачи на изгиб?

2 3

F Fv

T K K

uz m





 

F FS

T K Y



 

Как называется коэффициент,

обозначаемый буквой K

Формы зуба

Длина зуба

Расчетной нагрузки

Концентрации напряжений

Определите коэффициент формы зуба

колеса, если zz = 150; и = 4

4,26

3,79

3,60

3,63

В каких размерных единицах

подставляют модуль зацепления в формулу

(3.7) для определения a

мм

см

Величина безразмерная

По какой формуле определяют

допускаемое напряжение изгиба при

одностороннем направлении вращения

ведущего вала?

 

lim

F b F R FC FL

S Y K K



 

 

lim

H b H R N

S Z Z



§ 9. Расчет цилиндрической прямозубой передачи на контактную прочность

3.43. Расчет прочности контактирующих поверхностей зубьев основан на ограничении наибольших

нормальных напряжений.

При выводе формул приняты следующие допущения: зубья рассматривают как два находящихся в

контакте цилиндра с параллельными образующими (радиусы этих цилиндров принимают равными

радиусам кривизны профилей зубьев в полюсе зацепления); нагрузку считают равномерно рас-

пределенной по длине зуба; контактирующие профили предполагают неразделенными масляной

пленкой.

На основании этих допущений к расчету зубчатых колес можно применить результаты

исследований на контактную прочность цилиндрических роликов. Наибольшие нормальные контактные

напряжения возникают в точках, лежащих на очень малой глубине под линией контакта по формуле

Герца—Беляева:

 

2 1

ï ð



 





(3.16)

где q — расчетная удельная нормальная нагрузка; Е

пр

— приведенный модуль упругости материалов

зубьев; ρ

пр

— приведенный радиус кривизны профилей зубьев шестерни и колеса; ц — коэффициент

Пуассона. Для прямозубых колес без учета коэффициентов нагрузки

q = F

∑

, (3.17)

где F

= F,/cosa

— нормальная сила, действующая на зуб (см. рис. 3.35); F

— окружная сила; l

∑

— суммарная длина контактной линии (для прямозубых передач 1

∑

= Ь

— ширина венца, так как

≈1,0; здесь К

= 0,95 — коэффициент, учитывающий непостоянство суммарной длины контактной

линии); ε

— коэффициент перекрытия.

Для учета неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, а также для учета

динамических нагрузок вследствие погрешности изготовления и деформации деталей передачи вводят

коэффициент нагрузки К= К

Нβ

НV

(см. табл. 3.4—3.5).

Отсюда

cos

t H HV

F K K

b K



   

 



(3.18)

Приведенный модуль упругости Е

пр

= 2Е

/(Е

+ Е

), где Е

и Е

— модули упругости материалов

шестерни и колеса.

Зубья рассматриваются как цилиндры длиной Ь

(ширина зубчатого колеса) и радиусов ρ

и ρ

, где

1 2

sin ; sin .

2 2

d d

 

   

 

Приведенный радиус кривизны зубьев в полюсе

 

1 2 1

1 2

1 2 1 2

sin sin

2 2 1

ï ð

d d d

d d u

 

 

 



 

  

  

Здесь знак «плюс» для внешнего зацепления, знак «минус» — для внутреннего зацепления.

Подставляя значения ρ

пр

и q в формулу (3.17), после преобразований получим

 

2 1

sin 2

2 1

ï ð

t H HV

F K K u

b d K u



   



 

 







(3.19)

Обозначим в формуле (3.19) выражение

2/sin2





через Z

— коэффициент, учитывающий форму

сопряженных поверхностей зубьев;

 

ï ð

 



= Z

— коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов сопряженных колес (Z

= 275 МПа

1/2

— для стальных колес);

 



= Z

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линии для



 



 

 

 

 

прямозубых передач.

Получим расчетную формулу, рекомендуемую для проверочного расчета:

 

H H M H HV

Z Z Z K K

d d u

 









(3.20)

После подстановки значений F

= 2T

u; d

= 2a

/(u



1) и b

=Ψi

в формулу (3.20) и некоторых

преобразований получим удобную для расчета формулу

 

 

3 2

0,5 1

H H M H HV

T u

Z Z Z K K

a u

 



 





 

(3.21)

Значение Ψ

Ьа

определяют по формуле Ψ

Ьа

= 2Ψ

/(u+ 1) (Ψ

— см. табл. 3.7).

Расшифруйте формулу (3.21) и подставьте единицы измерения параметров, входящих в эту

формулу.

3.44. После некоторых преобразований формулы (3.21) получим формулу проектировочного

расчета для определения межосевого расстояния прямозубых зубчатых передач:

   

 

1 0,5 .

H M HV

T K

a u Z Z Z K



 

 

 

Обозначим

H M HV

0,5(Z Z Z ) K



через вспомогательный коэффициент

(для прямозубых передач при K

= 1,25, К

= 49,5 МПа

1/3

Тогда формула проектного расчета для определения межосевого расстояния закрытых

цилиндрических передач

 

( 1)

T K

a K u





 

 

(3.22)

Проанализируйте формулы (3.17), (3.21), (3.22). В каких зубьях {шестерни или колеса)

возникает большее нормальное контактное напряжение?

3.45. Допускаемые контактные напряжения (МПа) при расчете рабочих поверхностей на

усталостное выкрашивание рассчитываются по формуле

[σ]

= (σ

Hlimb

где σ

Hlimb

— предел выносливости рабочих поверхностей зубьев (табл. 3.9). соответствующий

базовому числу циклов перемены напряжений N

Hlim

, МПа (база испытаний N

определяется по табл.

3.10);

— коэффициент безопасности {S

= 1,1 при нормализации, улучшении или объемной закалке; при

поверхностной закалке и цементации S

=1,2);

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев (Z

= 1 ÷ 0,9);

— коэффициент долговечности, который учитывает влияние срока службы, режима нагрузки

передачи и возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих

передач.

Таблица 3.9. Пределы контактной выносливости σ

Hlimb

МПа

Материал Твердость

поверхностей зубьев

(средняя)

Термическая обработка

зубьев

2 НВ + 70

18 HRC+ 150

17 ЯЛС+200

Сталь углеродистая

и легированная

НВ < 350

HRC 38-50

HRC 40-50

Нормализация,

улучшение Объемная

закалка Поверхностная

закалка

23HRC

1050

Сталь

легированная

HRC> 56

HV 550-750

Цементация и

нитроцемен-тация

Азотирование

Таблица 3.10. Базовое число циклов N

Твердость

поверхностей

зубьев НВ

До 200 250 300 350 400 450 500 550 600

, МЛН

ЦИКЛОВ

10 17,0 26,4 38,3 52,7 70 90 113 140

При постоянной нагрузке К

/ ; 60

HO H H

N N N nct





(или

= 573ωct

∑

) — циклическая долговечность (см. шаг 3.40).

При переменной нагрузке расчетная циклическая долговечность определяется по формуле:

= 60 · п · с · t

∑

· K

где К

НЕ

— коэффициент приведения переменного режима нагружения к постоянному

эквивалентному

max

i i

T t



   



 

 

В расчетные формулы (3.21) и (3.22) входит меньшее из допускаемых напряжений, установленных

для шестерни и колеса. Так как материал колеса имеет обычно меньшую твердость, чем материал

шестерни, то в большинстве случаев [σ]

для колеса меньше.

В табл. 3.9 даны значения предела выносливости σ

Hlimb

(база испытаний) для различных материалов

зубчатых колес.

По данным примера (шаг 3.40) определить допускаемые контактные напряжения для шестерни колеса

прямозубой передачи.

§ 10. Последовательность проектировочного расчета цилиндрической

прямозубой передачи

Исходными данными для расчета передачи обычно являются мощность (или вращающий момент),

угловые скорости (или скорость одного вала и передаточное число), условия работы (характер нагрузки)

и срок службы передачи.

3.46. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи.

1. Определить передаточное число и.

2. В зависимости от условий работы передачи выбрать материалы колес, назначить термическую

обработку и значения твердости рабочих поверхностей зубьев (табл. 3.11).

3. Определить базу испытаний N

, расчетную циклическую долговечность N

, вычислить

коэффициенты и допускаемые напряжения изгиба (см. шаги 3.39, 3.40, 3.41, 3.45).

4. Выбрать коэффициент длины зуба (ширины венца колеса) и рассчитать Ψ

bа

5. Определить межосевое расстояние из условия контактной прочности по формуле (3.22) и

округлить его значение до стандартного.

Для стандартных редукторов расчетное значение а

округляют до ближайшего большего значения:

40, 50, 63, 80, 100, 125, (140), 160, (180), 200, (225), 250, (280), 315, (335), 400, (450), 500, (560), 630,

(710), 800, (900), 1000 и т. д. до 25 000 (в скобках значения по 2-му ряду стандарта для а

Таблица 3.11. Предпочтительные марки сталей для изготовления зубчатых колес

Термическая обработка Тверд

ость НВ

(HRC)

d, мм

юбой

200 125 80

b, мм

юбая

125 80 50

Нормализация,

улучшение

179-207

235-262

269-302

45 45

35ХМ

40Х

35ХМ

40Х

Поверхностная закалка

ТВЧ

(45-50)

(50-56)

— — 35ХМ

50ХМ

35ХМ

50ХМ

35ХМ

50ХМ

Цементация

Нитроцементация

Азотирование

(56-63)

(50-56)

— — 20ХН2М

25ХГТ

40ХН2МА

20ХН2М

25ХГТ

40ХН2МА

20ХН2М

25ХГТ

40ХН2МА

6. Задать модуль из соотношения т = (0,01 ÷ 0,02)a

и округлить его значение до ближайшего

стандартного (см. табл. 3.1). При этом в силовых передачах желательно, чтобы модуль был не менее 1,5

—2 мм.

7. Определить суммарное число зубьев z

∑

, передачи, числа зубьев шестерни и колеса.

8. По табл. 3.6 выбрать коэффициенты формы зубьев Y

и Y

для шестерни и колеса.

9. Проверить прочность зубьев по напряжениям изгиба. При неудовлетворительных результатах

(σ

≤ [σ]

или σ

≥ [σ]

) необходимо путем соответствующего изменения числа зубьев и модуля; при том

же межосевом расстоянии добиться уменьшения напряжений изгиба, не нарушая пр; этом условия

контактной прочности.

10. Произвести геометрический расчет передачи (см. табл. 3.3).