Совокупность физических и физико-химических процессов, обеспечивающих формирование частиц определенного спектра размеров

Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:

  (10.27 [6 ])

где  - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

 (табл10.16 [6 ])

=

=

 - твердость зубьев,

 - коэффициент безопасности,

 - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

   (10.28 [6 ])

             где - можно определить по формуле:

При    > принимают m=6, при < принимают m=20.

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

 (10.26 [6 ])

где T=T₁ – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Н×м

T₂ – момент, действующий в течении  часов,

С – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

 - частота вращения зубчатого колеса, об/мин

 - число часов работы передачи за расчетный срок службы, час

 (стр285 [6 ])

где  и  - коэффициенты использования передачи в году и суток

 - срок службы, годы

циклов.

циклов.

циклов.

циклов.

принимаем  (длительно работающая передача)

Допускаемые контактные напряжения.

Расчет для прямозубой цилиндрической передачи ведем по наименьшему .По =569,87 МПа.

Расчет параметров цилиндрической передачи внутреннего зацепления

Ориентировочное значение межосевого расстояния .

 (10.9 [6 ])

где  - вспомогательный коэффициент,

 - крутящий момент на валу колеса, Нּм

 - передаточное отношение передачи,

=0.41(табл1011 [6 ])

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,            при  

относительно диаметра и  

Примем =140мм.

Модуль передачи.

мм

По ГОСТ рпинимаем нормальный  модуль m=2мм

Делительный диаметр шестерни.

мм

Делительный диаметр колеса.

мм

Расчетная ширина колесa.

мм

Расчетная ширина шестерни.

мм

Число зубьев шестерни и колесa примем.

 Диаметры выступов зубьев:

11

 Диаметры впадин зубьев:

      

Определим окружную скорость

м/с

                Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям прямозубой передачи.

По табл. 9,9[1] принимаем 9-ю степень точности.

Определяем контактные напряжения (10.7 [6 ])

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес (таблю10.10 [6 ])

 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Для зубчатых колес с прямыми зубьями (стр.243 [6 ]):

;

 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.Для прямозубых колес:

;

где  коэффициент торцевого перекрытия

[1,стр236];

=0.85

 окружная сила на валу шестерни (стр.243 [6 ]):

 H

крутящий момент на валу шестерни

Коэффициент нагрузки

где  - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов; =1

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .

- для прямозубых колес

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при  (стр.244 [6 ]):

=1,04 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении .

Расчетные контактные напряжения

Условие прочности выполняется.

Проверочный расчет зубьев на усталость при изгибе.

Расчетные напряжения (10.11 [6 ]):

Расчет выполняется для того зубчатого колеса, у которого меньше отношение

 - коэффициент формы зуба (рис.10.27 [6 ] ).

 Определяем в зависимости от числа зубьев эквивалентного числа зубьев

;      

;    

Найдем отношение . Дальнейший расчет будем производить для того зубчатого колеса у которого это отношение меньше

Таким образом проверочный расчет выполняем для колеса

Коэффициент нагрузки  

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от коэффициента осевого перекрытия(стр.251 [6 ] )

(для прямозубых передач)

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (рис.10.20 [6 ] ).          

=1,25 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении .

              

Условие прочности выполняется.

Аналогичный расчет проводим и для  передач Z3-Z4

3.3.Предворительный расчет валов

Ориентировочный (предварительный) расчет валов проведем из расчета на кручение, по пониженным допускаемым напряжениям, косвенно учитывая тем самым действие на валы изгибающих моментов. (14.7 [1])

5.1. Допускаемые напряжения для валов из сталей ст.6, ст. 45, ст.40ХН и т.д.

 - для быстроходного (ведущего) вала,

 - для промежуточного вала,

 - для тихоходного вала, 

5.2. Быстроходный вал. Крутящий момент на валу ,

 

где  - крутящий момент на валу,

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под шестерней:

5.3. Промежуточный вал. Крутящий момент на валу ,

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под подшипником:

 

Диаметр вала под шестерней:

5.4. Тихоходный вал. Крутящий момент на валу ,

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под колесом:

3.4.Предварительный выбор подшипников.

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы весьма сложен и зависит от передаваемой мощности, типа передачи, сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца, срока службы и стоимости.

Учитывая то, что на быстроходный и промежуточный действуют довольно большие осевые, радиальные и окружные силы примем для них шариковые радиально-упорные однорядных подшипники легкой серии. Для входного вала подшипник 46210 ГОСТ 831-75:d=35мм; D=90мм; B=20мм; С_r=40,6кН; a=26°. Для промежуточного вала подшипник 36211 ГОСТ 831-75:d=45мм; D=100мм; B=21мм; С_r=58.4кН; a=12°.Т.к. на тихоходный вал действуют только окружные и радиальные силы