4. 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].

5. Проверочный расчет на контактную выносливость

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений

. (27)

К_н=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;

F_th ─ окружная сила на делительном цилиндре, Н;

b_ω ─ 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)

F_th=13,07 Н.

Т_дв=Т₁/U=10/23=0,4 Н ∙м

3. Расчёт валов

   1. Предварительный расчет валов

Диаметры валов приближенно определяют в результате проектировочного расчета по следующей формуле:

, (30)

где d – диаметр вала, мм;

T_кр – крутящий момент, Н·м;

[] – допускаемое напряжение материала вала [] ( 0,5σ_t, 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.