Выбор материала зубчатых колес

так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, материал для зубчатого зацепления выбираем по таблице 3.3 [3, с.17] с учетом рекомендации, что при выборе материала следует для шестерни и колеса назначать сталь одной и той же марки, но обеспечивать термообработкой поверхностную твердость зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринелля выше чем колеса.

Из таблицы 3.2 [3, с.16] выбираем:

Для шестерни:

сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость Нв=230, предел выносливости - s_в=780 МПа, предел текучести - s_т=440 МПа.

Для колеса – так же сталь 45, термообработка – нормализация, Нв=190, s_в=570 МПа, s_т=290 МПа.

Проектировочный расчет выполняем на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Допустимые контактные напряжения при проектировочном расчете определяем по формуле [3, c.18]:

[sн]= ,

(2.1.1)

где s_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, их значения приведены в таблице 3.2 [3, c.16];

K_HL – коэффициент долговечности, так как закрытый корпус, принимаем K_HL=1

[S_H] – коэффициент безопасности, для колес из улучшенной и нормализованной стали, принимают [S_H]=1,1 – 1,2;

[S_H]=1,1.

Определяем расчетные допускаемые контактные напряжения [3, c.18]:

для шестерни:

sн1= МПа

(2.1.3)

для колеса:

sн2= МПа

(2.1.4)

Допускаемое напряжение [s_н] для цилиндрических прямозубых передач равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса:

[s_н]=409 МПа

Условия прочности выполняются.