- •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.