Расчет поворотного крана на неподвижной колонне — страница 7

Предел выносливости: для шестерни sFО1 = 1,8 * 263 = 473,4 МПа для колеса sFО2 = 1,8 * 216 = 388,8 МПа Допускаемое напряжение изгиба: для шестерни [sF1] = (473,4 / 1,7) * 1 = 278,5 МПа для колеса [sF2] = (388,8 / 1,7) * 1 = 228,7 МПа Напряжение изгиба для шестерни: sF1 = 4,17 * 0,92 * 0,62 * (4471 * 1,3) / (84 * 4) = 41,1 МПа £ 278,5 МПа Напряжение изгиба для колеса /8/: sF2 = sF1 * (YF2 / YF1) (2.2.1.26.) sF2 = 41,1 * (3,6 / 4,17) = 35,5 МПа £ 228,7 МПа Условие прочности зубьев на изгиб выполняется. Определяем силы в зацеплении,

рис.2.2.1.2. Ft1 = - Ft2 = (2 * T1) / d1 = (2 * T2) / d2 (2.2.1.27.) FR1 = - FR2 = Ft * (tga / cosb) (2.2.1.28.) Fа1 = - Fа2 = Ft * tga (2.2.1.29.) Ft1 = - Ft2 = (2 * 125,44) / 0,0653 = 3842 Н FR1 = - FR2 = 3842 * (0,364 / 0,98) = 1427 Н Fа1 = - Fа2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н Силы, действующие в зацеплении зубчатой передачи. Рис. 2.2.1.2. 2.2.2. Расчет тихоходной ступени. Коэффициент относительной ширины зубчатого венца yba = 0,315...0,4; принимаем yba = 0,35. Определяем коэффициент ширины венца по делительному диаметру шестерни по формуле 2.2.1.5.: ybd = 0,5 * (4,2 + 1) * 0,35 =

0,91 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии в зависимости от ybd по графику на рис. 12.18. /8/, Кнb = 1,05. Межосевое расстояние определяем по формуле 2.2.1.6.: Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле 2.2.1.7.: bW4 = 0,35 * 228 = 79,8 мм, уточняем по ГОСТ 6636-69 bW4 = 80 мм. ширина венца шестерни bW3 = 80 + 5 = 85 мм. Определяем модуль в нормальном сечении по формуле 2.2.1.8.: mn = 0,02 * 228 = 4,56; принимаем mn = 4,5 мм. cosb = 1, т.к. передача

прямозубая. Суммарное число зубьев колеса определяем по формуле 2.2.1.9.: Zå = (2 * 228 * 1) / 4,5 = 101 Определяем число зубьев шестерни по формуле 2.2.1.11.: Z3 = 101 / (4,2 + 1) = 19 ; Z3 = 19 ³ 16 Определяем число зубьев колеса по формуле 2.2.1.12.: Z4 = 101 - 19 = 82 Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес. Диаметр шестерни определяем по формуле 2.2.1.13.: d3 = (4,5 * 19) / 1 = 85,5 мм Диаметр колеса определяем по формуле 2.2.1.14.: d4 = (4,5 * 82) / 1 = 369 мм Определяем диаметры

окружностей вершин зубьев по формулам 2.2.1.15: dа3 = 85,5 + 2 * 4,5 = 94,5 мм dа4 = 369 + 2 * 4,5 = 378 мм Определяем диаметры окружностей впадин зубьев по формулам 2.2.1.16: df3 = 85,5 - 2,5 * 4,5 = 74,25 мм df4 = 369 - 2,5 * 4,5 = 357,75 мм Определяем коэффициент, учитывающий влияние суммарной длины контактной линии по формуле /8/: Zå = (4 - Еa) / 3 , (2.2.2.1.) где Еa - коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле 2.2.1.18.: Еa = [1,88 - 3,2 * (1 / 19 +1 / 82)] * 1 = 1,67 Zå = (4 - 1,67) / 3 =0,88 Окружная сила в

зацеплении определяется по формуле: Ft = (2 * T3) / d3 (2.2.2.2.) Ft = (2 * 795) / 0,0855 = 18596,5 Н ZH = 1,77 * cosb = 1,77 * 1 = 1,77 Определяем значение контактных напряжений по формуле 2.2.1.17.: Для определения твердости рабочих поверхностей зубьев принимаем sн = [sн]. Допускаемые контактные напряжения при sн = 600...1000 МПа определяются по формуле /8/: [sн] = (17 * HRC + 200) / 1,2 * KHL (2.2.2.3.) Из формулы 2.2.2.3. твердость поверхности зубьев: HRC = (1,1 * [sн] - 200) / 17 = (1,1 * 850 - 200) / 17 = 43,2 По табл. 2.2. /6/