Выбор норм точности зубчатых колес и передач
Точность параметров зубчатых колес и передач нормирована следующими стандартами:
· ГОСТ 1643-81 «Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» (для модулей зубчатых колес m = 1…55 мм);
· ГОСТ 9587-81 «Передачи зубчатые цилиндрические мелкомодульные. Допуски» (для модулей зубчатых колес m = 0,1…0,9 мм).
ГОСТ 1643-81 устанавливает 12 степеней точности цилиндрических зубчатых колес и передач: 1, 2, …, 12 (в порядке убывания точности). В настоящее время степени 1 и 2 предусмотрены как перспективные.
Стандартизованы 6 классов точности отклонений межосевого расстояния, обозначаемые римскими цифрами от I до VI (в порядке убывания точности).
При выборе норм точности изготовления зубчатых колес и сборки передач необходимо исходить из назначения передачи, условий ее эксплуатации, требований к ней, т.е. учитывать окружную скорость колес, передаваемую мощность, продолжительность и режим работы, требования к кинематической точности, плавности, бесшумности, отсутствию вибраций, надежности и т.д. [2, 3, 10].
Проверочный расчет на контактную выносливость
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений
. (27)
Кн=1
Контактное напряжение в полюсе зацепления при 
определяют следующим образом:
(28),
где ZE ─ коэффициент, учитывающий механические свойства механических зубчатых колёс;
|
|
|
ZH ─ коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
ZƐ ─ коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
Fth ─ окружная сила на делительном цилиндре, Н;
bω ─ ширина шестерни, мм;
d1 ─ делительный диаметр шестерни, мм;
u ─ передаточное отношение.
Параметры определяют по табл.3
Таблица 3
Расчет на контактную выносливость зуба
в соответствии с ГОСТ 21354-87
| Наименование параметра | Обозначение | Метод определения |
| 1. Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес | 
| 
для Е1 = Е2 = Е и 
принимают  .
Для стали при Е = 2,1×105 МПа  = 190
|
| 2. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий | 
|  для  ;
для  < 1;  для  ; у нас 
или по графику черт. 2 ГОСТ 21354-87
|
| 3. Окружная сила на делительном цилиндре, Н |  
|  .
При переменных нагрузках определяют по прил. 3 ГОСТ 21354-87
|
=190 
=17,9 МПа. (29)
Fth=13,07 Н.
Тдв=Т1/U=10/23=0,4 Н ∙м
Расчёт валов
Предварительный расчет валов
Диаметры валов приближенно определяют в результате проектировочного расчета по следующей формуле:
, (30)
где d – диаметр вала, мм;
Tкр– крутящий момент, Н·м;
[t] – допускаемое напряжение материала вала [t] ( 
0,5σt, МПа) [3].
|
|
|
d=10 
=5,5 мм. Выбираем d=30 мм.
Также можно производить расчет по формулам из литературы [4, 11].
При наличии шпоночного паза в опасном сечении вала полученное значение необходимо увеличить на 5…10 %.
Проверочный расчет валов проводится на статическую и усталостную прочность, а также на жесткость. Основными изгибающими нагрузками на валы являются силы в зубчатых передачах. Влияние веса вала и насаженных деталей в передаче обычно не учитывается. Силы трения в подшипнике также не учитываются.
Дата добавления: 2018-04-05; просмотров: 84; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!