4Расчёт 2-й открытой зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 2. Передача зубчатая цилиндрическая прямозубая.

Основной причиной выхода из строя открытых передач, работающих при плохой смазке, является абразивный износ поверхностей зубьев, который происходит быстрее, чем процесс их выкрашивания от действия переменных контактных напряжений. Поэтому открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость при изгибе с учетом износа зубьев при эксплуатации.

4.1Выбор материалов и определение допускаемых напряжений изгиба

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

Допускаемые напряжения изгиба находим по формуле 3.24[1]:

[_F] = . (43)

K_FL - коэффициент долговечности.

K_FL = , (44)

где N_FO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей N_FO = 4000000;

N_F = 60 · n · c · t_ (45)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n_(шест.) = n₂ = 208,003 об./мин.; n_{(колеса)} = n₃ = 41,601 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- t_ - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

t_ = 365 · L_г · C · t_c (46)

- L_г=10 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены.

t_ = 365 · 10 · 2 · 8 = 58400 ч.

Тогда:

N_F(шест.) = 60 · 208,003 · 1 · 58400 = 728842512

N_F(кол.) = 60 · 41,601 · 1 · 58400 = 145769904

В итоге получаем:

К_{FL(шест.)} = = 0,42

Так как К_{FL(шест.)}<1,0, то принимаем К_{FL(шест.)} = 1

К_FL(кол.) = = 0,549

Так как К_{FL(шест.)}<1,0, то принимаем К_{FL(шест.)} = 1

Для шестерни: ^o_{F lim b} = 414 МПа;

Для колеса : ^o_{F lim b} = 378 МПа.

Коэффициент [S_F] безопасности находим по формуле 3.24[1]:

[S_F] = [S_F]' · [S_F]". (47)

где для шестерни [S_F]' = 1,75 ;

[S_F]" = 1 ;

[S_F(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75

для колеса [S_F]' = 1,75 ;

[S_F]" = 1 .

[S_F(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [_F3] = = 236,571 МПа;

для колеса: [_F4] = = 216 МПа;

4.2Определение основных параметров передачи

Число зубьев шестерни принимаем:

z₃ = 24.

Число зубьев колеса:

z₄ = z₃ · u₂ = 24 · 5 = 120.

Коэффициент ширины венца шестерни относительно делительного диаметра принимаем:

_bm = 10

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:

_ba = = 0,2, (см. стр.36[1]).

Так как геометрические параметры передачи ещё не определены, коэффициент ширины шестерни по диаметру вычисляем ориентировочно:

_bd = 0.5 · _ba · (u + 1) = 0.5 · 0,2 · (5 + 1) = 0,6 (48)

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Z_v (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни: Z_v3 = = = 24 (49)

у колеса: Z_v4 = = = 120 (50)

Тогда: Y_F3 = 3,938; Y_F4 = 3,59

Находим отношения : (51)

для шестерни: = = 60,074

для колеса: = = 60,167

Дальнейший расчет будем вести для шестерни, для которой найденное отношение меньше. Предварительное значение модуля передачи находится по формуле 3.26[1]:

m = (52)

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_F · K_F (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес K_F = 1,12, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент K_F=1,25, предварительно приняв окружную скорость равной V = 1 м/с (при такой скорости предварительно принимаем степень точности 8). Таким образом коэффициент K_F = 1,12 · 1,25 = 1,4.

Коэффициент K_F, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, находится по формуле (см. стр. 47[1]):

K_F = (53)

При среднем значении торцевого перекрытия _ = 1,5 и принятой степени точности n = 8 получаем:

K_F = = 0,917

Определяем коэффициент Y_:

Y_ = 1 - = 1 - = 1 (54)

В итоге получаем:

m = = 2,182 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) m_n = 2,5 мм.

Рабочая ширина венца колеса:

b₄ = _bm · m_n = 10 · 2,5 = 25 мм. (55)

Рабочая ширина венца шестерни:

b₃ = b₄ + 5 = 25 + 5 = 30 мм. (56)