Расчет поворотного крана на неподвижной колонне — страница 6

передаточное число передачи; [sн] - допускаемое контактное напряжение. Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле /8/: bw = ybа * а (2.2.1.7.) Ширина венца шестерни bw1 = bw2 + (3...5) мм bw2 = 0,35 * 212 = 74,2 мм, полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69, принимаем bw2 = 80 мм. bw1 = 80 +4 = 84 мм Определяем модуль в нормальном сечении по формуле /8/: mn = (0,01...0,02) * a ³ 2 мм (2.2.1.8.) mn = 0,0195 * 212 = 4,1 мм, принимаем mn = 4 мм. Определяем суммарное число зубьев колеса /8/: Zå = (2

* a * cosb) / mn , (2.2.1.9.) где cosb - угол наклона зубьев колеса (b =8...160). Принимаем b = 110; cos 110 = 0,9816. Zå = (2 * 212 * 0,9816) / 4 = 104 Уточняем значение угла b по формуле /8/: cosb = (Zå * mn) / (2 * аw) (2.2.1.10.) cosb = (104 * 4) / (2 * 212) = 0,9811 b = 110 16¢ Число зубьев шестерни /8/: Z1 = Zå / (u +1) ³ Z1 min , (2.2.1.11.) где Z1 min = 17 * cos3b = 17 * 0,98113 = 16 Число зубьев колеса /8/: Z2 = Zå - Z1 (2.2.1.12.) Z1 = 104 / (6,6 +1) = 16,2; Z1 = 16 ³ 16. Z2 = 104 - 16 = 88 Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес: диаметр

шестерни /8/: d1 = (mn * Z1) / cosb (2.2.1.13.) d1 = (4 * 16) / 0,98 = 65,3 мм диаметр колеса /8/: d2 = (mn * Z2) / cosb (2.2.1.14.) d2 = (4 * 88) / 0,98 = 359,2 мм диаметры окружности вершин зубьев /8/: da1 = d1 + 2 * mn (2.2.1.15.) da2 = d2 + 2 * mn da1 = 65,3 + 2 * 4 = 73,3 мм da2 = 359,2 + 2 * 4 = 367,2 мм диаметры окружности впадин зубьев /8/: df1 = d1 - 2,5 * mn (2.2.1.16.) df2 = d2 - 2,5 * mn df1 = 65,3 - 2,5 * 4 = 55,3 мм df2 = 359,2 - 2,5 * 4 = 349,2 мм Определяем значение контактных напряжений /8/: где Zн = 1,77 * cosb , Zм = 275 МПа, Zå = 1 / Еа , где Еа - коэффициент торцевого перекрытия.

Еа =[1,88 - 3,2*(1/Z1 + 1/Z2)] * cosb (2.2.1.18) Ft - окружная сила в зацеплении, определяется по формуле /8/: Ft = (2 * T2) / d2 (2.2.1.19.) Кн = 1,2...1,35, большие значения при несимметричном расположении колес (Кн = 1,2). Ft = (2 * 803) / 0,3592 = 4471 Н Еа = [1,88 - 3,2*(1/16 + 1/88)] * 0,98 = 1,61 Zå = Zн = 1,77 * 0,98 = 1,73 Для определения твердости рабочих поверхностей принимаем sн = [sн], где [sн] - допускаемое контактное напряжение, при твердости £ 350 Н. [sн] = (2 * НВ + 70) / 1,1 * КHL (2.2.1.20.) Из формулы 2.2.1.20. твердость

рабочих поверхностей зубьев: НВ = (1,1 * [sн] - 70) / 2 = (1,1 * 441 - 70) / 2 = 207,55 По табл.2.2. /6/ для изготовления колес назначаем сталь 45, термообработка - улучшение; твердость зубьев колеса НВ = 192...240 Нвср = 216; твердость зубьев шестерни НВ = 241...285 Нвср = 263. Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба /8/: sF = YF * Yb * YЕ * (Ft * KF) / (bw * mn) £ [sF], (2.2.1.21.) где [sF] - допускаемое напряжение изгиба /8/: [sF] = (sF0 / SF) * KFL , (2.2.1.22.) где sF0 - предел выносливости (sF0 = 1,8

* НВ); SF - коэффициент долговечности (SF = 1,7); YF - коэффициент формы зуба, определяется по числу зубьев эквивалентного колеса ZV (рис.2.23. /6/); ZV = Z / cos3b (2.2.1.23.) Yb - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев; Yb = 1 - b0 / 140 (2.2.1.24.) YЕ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; YЕ = 1 / Еа (2.2.1.25.) КF - коэффициент нагрузки (KF = 1,3...1,5). Для шестерни ZV1 =16 / 0,98 = 16,3 YF1 = 4,17 Для колеса ZV2 =88 / 0,98 = 89,8 YF2 = 3,6 Для шестерни и колеса Yb = 1 - 11,16 / 140 = 0,92 YЕ = 1 / 1,61 = 0,62