3. Расчет открытой зубчатой передачи

Открытая зубчатая передача рассчитывается по изгибной прочности зубьев

3.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

В соответствии с заданием выбираем для шестерни и колеса сталь 40ХН, термообработка - улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, при этом твердость шестерни и твердость колеса одинакова и равна 48 единиц НRC ( НВ =480) (таблица 3).

Таблица 3 Механические характеристики сталей для зубчатых колес

Марка стали	Вид термической обработки	σв, МПа	σт, МПа	σ-1, МПа	Твердость поверхности, НRC
40ХН	Улучшение и закалка ТВЧ	920	750	410	Шестерня 48
40ХН	Улучшение и закалка ТВЧ	920	720	410	Колесо 48

3.2 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F определяются по формуле:

[σ]_F=σ_Flimb·К_FL· /S_F,

где σ_Flimb- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σ_Flimb1= σ_Flimb2=600 МПа;

К_FL- коэффициент долговечности; S_F- коэффициент безопасности; S_F=1,7 [3, табл.3];

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,

где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=9 при твердости >350НВ; N_FE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи при постоянной нагрузке эквивалентное число циклов определяется по формуле:

,

где n – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1;

t – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1;

Срок службы в часах определяется по формуле:

t_Σ= L_г·365 К_год ·24·К_сут·, час,

где L_г·- срок службы, лет; L_г·=7лет; К_сут=0,6 , К_год=0,3; тогда

t_Σ= 7·365·0,6^.0,3^.24=11038 часа.

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1, n₁ =222,2 мин^-1;

с – число зацеплений за 1 оборот; с=1,0;

N_FE1=60^. 222,2^. 11038^.1=147,1^.10⁶ циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :

N_FE2= N_FE1/ i_оз.п. = 147,1·10⁶/ 4,56=32,3^.10⁶ циклов, тогда.

К_FL1= (4·10⁶/147,1·10⁶)^1/9=0,67;

К_FL2=(4·10⁶/32,3^.10⁶)^1/9=0,79.

Значение К_FL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_FL>1,63 при твердости >350НВ. Принимаем К_FL1=1; К_FL2=1.

[σ]_F1=[σ]_F2=600·1·/1,7 =353МПа.

3.3 Определение предельно допускаемых напряжений

При кратковременных перегрузках предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям:

[σ] _Fпр1 =[σ]_Fпр2=0,6 ·σ_в =0,6^. 920=552 МПа;

Принимаем число зубьев шестерни z₁=32, тогда числа зубьев колеса:

z₂= z₁^. i_оз.п. = =32^.4,56=145,9 .Принимаем z₂=146

3.4 Модуль зацепления, исходя из условия прочности зубьев на изгиб:

m_n= ,

где Т₃ – вращающий момент на выходном валу привода; Т₃ =431Нм;

K_F – коэффициент нагрузки.

К_F= К_Fα К_Fβ К_FV [3, табл.9;10].

где К_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, К_Fα=1 для прямозубых передач;

К_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Fβ=1,4;

К_FV – коэффициент динамичности нагрузки К_FV=1,1.

K_F =1^.1,4^.1,1 =1,54

коэффициент ширины зубчатого венца; 0,5

Y_F- коэффициент формы зуба; Y_F=3,6 при z₂=146

m_n=

Принимаем по ГОСТ9563-80 m_n=2,0мм.

3.5 Геометрические размеры колес

Делительные диаметры:

d₁=z₁· m_n = 32·2=64 мм,

d₂=z₂· m_n = 146·2=292 мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_а1= d₁+2 m_n = 64+2^.2=68 мм,

d_а2= d₂+2 m_n = 292+2^.2=296 мм.

Диаметры впадин зубьев:

d_f1= d₁-2,5 m_n = 64-2,5^. 2=59 мм,

d_f2= d₂+2,5 m_n = 292-2,5^.2=287 мм.