![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Введение
- •1.Расчёт детали на усталостную прочность
- •1.1. Техническое задание
- •1.2. Расчёт коэффициента запаса прочности
- •2. Расчет напряженного резьбового соединения
- •2.1 Проектировочный расчет болта
- •2.2 Проверочный расчёт болтового соединения на прочность.
- •3. Расчёт узла привода
- •3.1. Энерго-кинематический расчёт узла привода
- •3.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи
- •3.2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости зуба
- •3.2.2. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
- •3.2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость
- •3.2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи при перегрузке
- •3.3 Расчёт размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи.
- •3.4 Расчёт и проектирование промежуточного вала на опорах качения.
- •3.4.1 Проектировочный расчёт вала.
- •3.4.2. Выбор и проверочный расчет подшипников качения
- •3.4.3. Выбор и проверочный расчёт шпонок
- •3.4.4. Проверочный расчет промежуточного вала
- •Список литературы
3.2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи при перегрузке
Задачей раздела является проверка зубьев при возможных перегрузках. Проверим зубья на статическую поломку. Ожидаемый вид разрушения – статическая поломка.
Условие прочности
F max [F max] , (3.41)
где F max - фактическое максимальное напряжение изгиба при перегрузках, Н/мм2; [F max] - допускаемое максимальное напряжение при перегрузках, Н/мм2.
F max определим по формуле
(3.42)
где
отношение
=
=
2,4 исходя из условия технического
задания.
Тогда F max равно
F max=43,6·2,4=104 Н/мм2
Определим
марку стали для изготовления шестерни
и колеса косозубой передачи. Сталь 40X
обеспечивает заданную в техническом
задании твёрдость HB
240, так как табличное значение твёрдости
для данной марки стали
245.
Тогда т
=
540 Н/мм2
[4,
с. 34].
Определим [F max]
[Fmax] =0,8·т=0,8·540= 432 Н/мм2 (3.43)
Условие прочности (3.41) F max =104 Н/мм2 [F max] = 432 Н/мм2 выполняется.
Таким образом, оставляем выбранные в разделе 3.2.1 размеры косозубой цилиндрической передачи.
Проверим зубья на статическую контактную прочность.
Вид разрушения – заедание.Условие прочности записывается,как
Hmax[H max] (3.44)
H max определим по формуле [4, с. 41]
(3.45)
[H max] определим по формуле [4, с. 41]
[H max] =3,1·т = 3,1· 540= 1670 Н/мм2 (3.46)
Условие прочности (3.44) H max = 582 Н/мм2 [H max] = 1670 Н/мм2 выполняется.
Таким образом, проведя проверочные расчёты зубьев косозубой передачи, окончательно принимаем размеры, выбранные в разделе 3.2.1.
3.3 Расчёт размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи.
Задача – определение размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи.
Ориентировочно
определим диаметр прямозубой шестерни
на основании технического задания
0,4
260,970 = 104,388 мм
Ширину
винца
найдём по формуле
,
(3.47)
где
коэффициент ширины шестерни.
Так
как расположение шестерни относительно
опор консольное, а твёрдость поверхности
зубьев HB<350,
тогда выбираем
[5, с.136]. Тогда
равно
мм
Для
открытой передачи принимаем
равным
[5, с.137].
Ориентировочно
определим модуль
=
=
=
3,75
мм (3.48)
Выбираем
стандартный модуль
[4, с.36]
Найдём
число зубьев
=
=
=
26,1
(3.49)
Назначаем
= 26 (выполняется условие отсутствия
подрезания для прямозубых передач [4,
c.
38]
= 26
= 17).
Определим
скорректированный диаметр шестерни
=
= 26
4 = 104,000 мм (3.50)
Вычислим
значение диаметра вершины
и диаметра впадины
=
+
= 104,000 + 8 = 112,000 мм (3.51)
=
= 104,000
10 = 94,000 мм (3.52)
Ширина венца по формуле (3.47) будет равна
=
0,5
104 = 52 мм
В результате проведённых расчётов были определены следующие размеры прямозубой шестерни:
=
4 мм,
= 26 ,
= 104,000 мм,
= 112,000 мм,
= 94,000 мм,
= 52 мм.