VI. Расчет открытой передачи.

Принимаем для шестерни открытой передачи z₁=20.

Тогда для колеса : z₂=z₁∙i (6.1)

где i – передаточное число открытой передачи.

Принимаем z₂=62.

Материал для шестерни и колеса. Учитывая, что передача открытая, тихоходная и по условию габариты не оговариваются, принимаем ([1], табл. 3.3., стр 34)

для шестерни : сталь 45, термообработка улучшение, средняя твердость HB=200 МПа ( диаметр заготовки свыше 120 мм).

для колеса : сталь 45, термообработка нормализация, средняя твердость НВ=190 Мпа ( диаметр заготовки 100-500 мм)

По табл. 6.7. [2] стр 96 находим значения пределов изгибной выносливости зубьев.

для шестерни: (6.2)

для колеса: (6.3)

Допускаемые напряжения изгиба в зубьях при нереверсивном нагружении ([2], стр 97) :

для материала шестерни: (6.4)

для материала колеса: (6.5)

Коэффициент формы зуба ([2], табл 6.8.):

шестерня:

колесо:

Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб([2], стр 105):

шестерня: (6.6)

колесо: (6.7)

Расчеттпередачи будем вести по шстерне, зубья которой менее прочны на изгиб.

Модуль зубьев из условия прочности зубьев шестерни на изгиб. ([1], стр 41, 3.23)

(6.8)

По ГОСТ 9563-60 ([1], табл. 6.1) принимаем m=6 мм/

Расчитаем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей:

(6.9)

(6.10)

диаметры окружнойстей вершин:

(6.11)

(6.12)

межосевое расстояние:

(6.13)

ширина венца:

(6.14)

Окружная скорость зубчатых колес:

(6.15)

По табл. 6.2 [2] принимаем 9-ю степень точности зубчатого зацепления.

Окружная сила:

(6.16)

Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зуба найдем как ([1]стр 41, 3.22)

(6.17)