Реферат: Расчет поворотного крана на неподвижной колонне
Министерствообразования Российской Федерации
Санкт-ПетербургскаяГосударственная лесотехническая академия
им.С.М. Кирова
Кафедра “Техническая механика”К У Р СО В О Й П Р О Е К Т
Натему: “Расчет поворотного крана на неподвижной колонне”
КП.М.В.IV.
Курсовойпроект защищен с оценкой:
Зав. кафедрой, доцент
Руководитель проекта
Студент
С ы к ты в к а р 2 0 0 1 г.
Задание.
Спроектировать поворотный кран на неподвижной колонне посхеме:
Вес поднимаемого груза F = 80кН.
Скорость подъема груза u = 5 м/мин.
Высота подъема груза Н = 3 м.
Вылет крана L = 2,5 м.
Режим работы — легкий.
Содержание.
Введение51. Расчет рабочихорганов крана.61.1. Выбор системы подвешивания.61.2. Выбор типа и диаметраканата.61.3. Расчет барабана.91.4. Расчет крюковой подвески102. Силовой расчетпривода.112.1. Определение мощности двигателя и передаточного числа механизмаподъема груза.112.2. Расчет зубчатых передач.132.2.1. Расчет быстроходнойступени.132.2.2. Расчет тихоходной ступени.192.3. Расчет дополнительнойоткрытой зубчатой передачи.202.4. Расчет валов редуктора.222.4.1. Определениерасстояний между деталями передач.222.4.2. Расчет быстроходного вала.252.4.3.Расчет промежуточного вала.302.4.4. Расчет тихоходного вала.322.5. Расчетшпоночных соединений.352.6. Подбор подшипников качения.372.7. Подборстандартных муфт.392.8. Выбор и расчет тормоза.402.9. Расчет механизма подъемав период неустановившегося движения.433. Расчет и проектирование механизмаповорота крана.463.1. Выбор веса крана и определение веса противовеса.463.2.Расчет опорных нагрузок и опорно-поворотных узлов крана.483.3. Расчет моментовсопротивления вращению в опорно- поворотных узлах крана.543.3.1. Моментысопротивления от сил трения.543.3.2. Моменты сопротивления от ветровойнагрузки.553.4. Выбор электродвигателя.563.4.1. Расчет необходимой мощностидвигателя.563.4.2. Проверка работы двигателя в период пуска.573.5. Составлениекинематической схемы.583.5.1. Определение общего передаточного числамеханизма.583.5.2. Расчет эквивалентных моментов на валан.583.5.3. Выборчервячного редуктора.603.5.4. Расчет открытой зубчатой передачи.613.6. Подборсоединительной и предохранительной муфт.623.7. Выбор тормоза и его расчет.633.8.Расчет на прочность отдельных элементов крана.653.8.1. Колонна крана.653.8.2.Хвостовик колонны.683.8.3. Фундамент крана.683.8.4. Фундаментная плита.703.9.Проверка устойчивости кран на колонне.72Заключение74Литература75
Введение.
Подъемно-транспортные машины находят широкое применение вомногих отраслях промышленности, сельского хозяйства, всех видов транспорта, вкоторых используют как общепромышленные виды этих машин так и их системы иконструкции, отражающие специфику данной области народного хозяйства.
Механизация и автоматизация производственных процессовтребуют всемирного расширения областей эффективного применения различныхгрузоподъемных и транспортирующих машин и механизмов. Широкое использованиеспособствует механизации трудоемких и тяжелых работ, удешевлению стоимостипроизводства, улучшению использования объема производственных зданий,сокращению путей движения грузов в технологической цепи производства.
Высокая технологичность машин для лесозаготовок и лесосплаваобеспечивается тем, что цепь производства связана современной системойподъемных и транспортирующих машин и механизмов, подъемно-транспортных машин.
1. Расчет рабочих органов крана.
1.1. Выбор системы подвешивания.
Схема подвески груза выбирается в зависимости от типа крана,его грузоподъемности, высоты подъема груза, типа подвесного грузозахватногоустройства и кратности полиспаста.
Для кранов стрелового типа при грузоподъемности от 5000 до10000 кг кратность полиспаста iп = 2.Учитывая тип крана и необходимость обеспечения подъема груза без раскачивания иравномерного нагружения всех сборочных единиц механизма подъема принимаемподвеску груза через сдвоенный полиспаст и изображаем схему подвески груза нарис. 1.1.
Определяется КПД полиспаста по формуле:
где hп — КПД одного блока полиспаста;
hбл = 0,98...0,99 — блок на подшипниках качения;
iп — кратность полиспаста.
hп = (1 — 0,992) / [2 *(1 — 0,99)] = 0,095
1.2. Выбор типа и диаметра каната.
Максимальное расчетное усилие в ветви каната, навиваемой набарабан, при сдвоенном полиспасте определяется по формуле /1/:
Sмакс =(Q¢*g) / (2 *iп *hп), (1.2.1.)
где Q’ — масса поднимаемогогруза и грузозахватных механизмов (Q’ = = Q + Qк), кг;
Qк — масса крюковой подвески, кг;
q =9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести.
Массу крюковой подвески принимаем предварительно по табл. 4/1/.
Для нашего случая при крюковой подвеске массой »180 кг
Sмакс =[(8000 + 180) *9,81)]/ (2 *2 *0,995) = 20162 Н
Определяем разрывное усилие Р каната по формуле /1/:
Р = К *Sмакс , (1.2.2.)
где К — коэффициент запасапрочности (К = 5 при режиме работы — легкий /1/).
Р = 5 *20162 = 100810 Н = 100,8 кН
Тип и диаметр каната согласно рекомендациям Госгортехнадзоравыбираем по величине Р = 100,8 кН по табл. 1П. /2/.
Диаметрканата dк = 15 мм, маркировочная группа 1568, разрывное усилие [Р] = 114,5 кН> Р, канат двойной свивки типа ЛК-Р, конструкции 6 ´19 +1 О.С. (ГОСТ 2688-80).
Канат 15,0- Г — I — C — H — 1568 ГОСТ 2688-80.
1.3. Расчет барабана.
По правилам Госгортехнадзора максимальный допускаемыйдиаметр барабана определяется по формуле /1/:
Dб ³dк *е , (1.3.1.)
где dк — диаметр каната, мм;
е — коэффициент, зависящий от типа ПТМ и режима работы, е = 16 (табл. 5 /1/).
Принимем для нашего случая барабан нарезного типа дляукладки каната в один слой с наканатной нарезкой для уменьшения износа каната.
Dб = 15*16 = 240 мм
В соответствии с ГОСТ 6636-69 назначаем Dб = 240 мм.
Расчетную схему представляем на рис. 1.3.
Длина нарезанной части барабана определяется по формуле /1/:
l1 = [(H *iп) / (p*Dб) + m] *t , (1.3.2.)
где Н — высота подъема груза,мм;
m — запасное число витков каната для крепления к барабану ( m = 4...6 — длясдвоенного полиспаста);
t — шагнарезки канавки, мм, t = 17 мм (табл. 10П. /2/).
l1 = [(3000 *2) / (3,14 *240) + 5] *17 =220 мм
Общая длина барабана определяется по формуле /1/:
Lб = 2 *l1 + 2 *l2 + l0 , (1.3.3.)
где l0 — расстояние между нарезанными частями барабана (l0 = 120...200 мм);
l2 — величина, зависящая отспособа крепления каната к барабану (рис 1.3.), определяется по зависимости l2 = 4 *t = 4 *17 =68 мм.
Lб = 2 * 220 + 2 *68 + 130 = 706 мм
Длина оси барабана определяется по условию /1/:
Lоси =Lб + (100...150) мм (1.3.4.)
Lоси =706+ 120 = 826 мм
Минимальная толщина стенки стального барабана (сталь 35Л)составляет 12...15 мм. Принимаем б = 12 мм.
Строим на расчетной схеме (рис 1.3.) эпюру изгибающихмоментов и определяем наибольшее значение Мu .
Мu = S *(l1 + l0)
Мu =20162 *(0,22 +0,13) = 7056,7 Н*м
Определяем диаметр оси барабана /1/:
где [s-1]u — допускаемое напряжение на изгиб присимметричном цикле изменения нагрузки (для стали 5 [s-1]u = 45 МПа).
Проверочный расчет оси барабана в опасном сеченииопределяется по формуле /1/:
su = Мu / (0,1 *d3оси) £[s-1]u (1.3.6.)
su = 7056,7 / (0,1 *123) = 40,8 МПа £45 МПа
Условие выполняется, диаметр оси барабана должен быть неменее 12 мм.
1.4. Расчет крюковой подвески.
Подбор крюка производим по грузоподъемности и режиму работымеханизма.
Выбираем заготовку крюка номер 15 (ГОСТ 6627-74) по табл.14П. /2/, схематично заготовку крюка представляем на рис. 1.4.1.
Необходимые размеры для расчета: d =М52; d1 = 46,59 мм; Р =5 мм.
Условие прочности по внутреннему диаметру резьбы крюка /1/:
sр = (4 *Q *g) / (p*d12) £[sр], (1.4.1.)
где d1 — внутренний диаметррезьбы хвостовика, мм;
[sр] - допускаемое напряжение на растяжение, МПа, [sр] = 50 МПа;
Q — грузоподъемность крана, кг.
sр = (4 *8000 *9,8) / (3,14 *(46,59)2) = 46 МПа £50 МПа
Условие выполняется.
Резьба хвостовика проверяется по удельному давлению смятияпо условию /1/:
где Н — высота гайки, мм;принимается Н = 10 * Р;
Р — шагрезьбы, мм;
[q] — допускаемое удельное давление, МПа; [q] = 15...20 МПа.
Условие выполняется.
Определяются размеры блоков подвески также как диаметрбарабана.
Dбл = 240 мм по ГОСТ 6636-39.
Диаметр уравнительного блока составляет (0,6...0,8) *Dбл .
Dу.бл =0,6 *240 = 144 мм
Для расчета траверсы необходимо назначить ее длину, т.е.расстояние Lт между местами действия опорных реакций. Определяем размерытраверсы при укороченной подвеске при двух блоках (рис. 1.4.2.).
Длина траверсы (Lт) определяется по формуле /1/:
Lт = lст + Dп + (20...25) мм (1.4.3.)
где lст — длина ступицы блока, мм (lст= 30...60 мм);
Dп — диаметр упорного шарикоподшипника под гайку крюка, мм.
Выбираем подшипник 8205Н ГОСТ 7872-89:
d =25 мм; D = 47 мм; H = 15 мм; Cr = 28 кН; Cor = 42,5 кН.
Lт = 40+ 47 + 23 = 110 мм
Ширина траверсы (Вт) определяется по формуле /1/:
Вт = Dп+ (10...15) мм, (1.4.4.)
Вт = 47+ 13 = 60 мм
Высоту траверсы h определяют из уравнения /1/:
где d0 — диаметр отверстия втраверсе для прохождения крюка, мм; принимают d0 = d1 + 3 мм;
[su’] — допускаемое напряжение материала траверсы наизгиб, МПа; для стали 5 [su’] = 60 МПа.
Диаметр цапфы траверсы определяем конструктивно дляразмещения подшипников качения, на которых устанавливаем блоки крюковойподвески.
2. Силовой расчет привода.
2.1. Определение мощности двигателя и передаточного
числа механизма подъема груза.
Статическая мощность электродвигателя определяется поформуле /1/:
N¢дв.ст. = (Q¢*g *vгр) / (1000 *hм), (2.1.1.)
где Q’ — масса груза и крюковойподвески, кг;
vcp — скорость подъема груза,м/с;
hм — ориентировочное значение КПД механизма подъемагруза (hм = 0,80...0,85).
N¢дв.ст. = (8180 *9,8 *0,08)/ (1000 *0,8) =8 кВт
По табл. 4П. /2/ выбираем электродвигатель крановый МТКН311-8 с короткозамкнутым ротором.
Техническая характеристика: мощность N = 9 кВт; частотавращения n = 670 об/мин.; пусковой момент Мпуск = 320 Н*м; маховой момент ротора GDр2 = 1,10 кг*м2; режим работы ПВ = 15%.
Частоту вращения барабана при подъеме груза с заданнойскоростью определяют по формуле /1/:
nб = (vгр *iп) / (p*Dб) (2.1.2.)
nб = (5*2) / (3,14 *0,3) = 10,6 об/мин
Общее передаточное число механизма составляет /1/:
uм =nдв / nб (2.1.3.)
uм =670 / 10,6 = 63,2
Так как uм > 50, то необходимо выбрать схему механизмаподъема, содержащую двухступенчатый цилиндрический закрытый редуктор идополнительную открытую зубчатую передачу.
Назначаем uред = 28, uз.п. = 2,26.
Передаточное число быстроходной ступени (uб) определяется поформуле /1/:
uб =1,25 * uред (2.1.4.)
uб =1,25 * 28 =6,6
Передаточное число тихоходной ступени (uт) определяется поформуле /1/:
uт =uред / uб (2.1.5.)
uт = 28/ 6,6 = 4,2
Определяем частоты вращения элементов привода по формулам/1/:
n1 =nдв
n2 = n1/ uб (2.1.6.)
n3 = n2
n4 = n3/ uт
n1 =670 об/мин.
n2 = n3= 670 / 6,6 = 101,5 об/мин.
n4 =101,5 / 4,2 = 24,2 об/мин.
Определяем крутящие моменты на элемент привода.
Крутящий момент двигателя /1/:
Тдв =(Nдв *103 *30) / (p*nдв) (2.1.7.)
Тдв =(9 *103 *30) / (3,14 *670) = 128 Н*м
При установке муфты крутящий момент на быстроходном валу:
Т1 =Тдв *hм , (2.1.8.)
где hм — КПД соединительной муфты (hм = 0,98).
Т1 =128 *0,98 = 125,44 Н*м
Крутящий момент на тихоходном валу:
Т2 = Т1*uб *h12 = 125,44 *6,6 *0,97 =803 Н*м
Т3 = Т2*hм = 803*0,98 = 795 Н*м
Т4 = Т3*uт *h34 = 795 *4,2 *0,97 =3238,83 Н*м
Общий КПД редуктора определяется по формуле:
h0 = h12 *h34 *hпm , (2.1.9.)
где h12, h34 — КПД зубчатых передач;
hп — КПД подшипников;
m — число пар подшипников.
h0 = 0,97 *0,97 *0,993= 0,91
2.2. Расчет зубчатых передач.
В цилиндрический двухступенчатый редуктор входятбыстроходная и тихоходная ступени. Быстроходную ступень принимаем косозубой,тихоходную — прямозубой.
2.2.1. Расчет быстроходной ступени.
Выбираем материал — сталь 45, термообработка — нормализация,твердость НВ = 200.
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле /8/:
[sн] = sн lim b/ Sн *ZR *Zv *КНL (2.2.1.1.)
где sн lim b = 2 *НВ +70 при v £5 м/с /8/;
Sн — коэффициент безопасности (Sн = 1,1..1,2);
ZR — коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;
Zv — коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи (Zv = 1,00...1,16);
КНL — коэффициент долговечности (КНL ®NНЕ / NНО), где NНЕ — эквивалентное число циклов напряжений в зубьях; NНО — базовое число цикловнапряжений, принимается по графику на рис. 12.21. /8/.
NНЕ =(60*С / Т3max)*(Т3max *t*n + T13*t1*n1 + T23*t2*n2 +...+Ti3*ti*ni),
где С — число колес взацеплении (с = 1);
Тmax — максимальный крутящий момент, передаваемый колесом в течении времени t за весьсрок службы передачи при частоте вращения колеса n.
Время t определяется по формуле /8/:
t = 365*Kг *24 *Кс *5, (2.2.1.3.)
где Кг = Т / 365 — коэффициентиспользования механизма в год;
Кс = Т/ 24 — коэффициент использования механизма в сутки.
Кг =240 / 265 = 0,9 Кс = 14 / 24= 0,58 (2 смены)
t = 365*0,9 *24 *0,58 *5 = 22863,6 c
Циклограммавремени работы механизма
Рис.2.2.1.1.
Тусл = Тmax *0,67 = 803 *0,67 = 538 Н*м
Тторм = Тmax *0,23 = 803 *0,23 = 184,7 Н*м
Тmax — максимальный крутящиймомент (Т2 = 803 Н*м).
t = tразг + tуст + tторм (2.2.1.4.)
tразг = 0,1 *t
tуст = 0,67 *t
tторм = 0,23 *t
tразг = 0,1 *22863,6 = 2286,4 с
tуст = 0,67 *22863,6 = 15318,6 с
tторм = 0,23 *22863,6 = 5258,6 с
NHE = (60 * 1 / 8033) * (8033 * 22863,6* 101,5 + 5383 * 15318,6 * 101,5 +
+ 184,73 *5258,6 *101,5) = 139239432,36
NHO = 10 *106 пографику на рис.12.21. /8/.
NHE / NHO = 139239432,36 / 107= 1,4 > 1, КНL = 1
[sн] = (2 *200 + 70) / 1,1 *1 *1,1 *1 =470 МПа
ybа =0,315...0,4 при несимметричном расположенииколес относительно опор; ybа = 0,35.
ybd определяется поформуле /8/:
ybd = 0,5 *(u + 1) *ybа (2.2.1.5.)
ybd = 0,5 *(6,6 + 1) *0,35 =1,33
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длинеконтактных линий определяется в зависимости от ybd пографику на рис.12.18. /8/.
КНВ = 1,15
Межосевое расстояние определяется по формуле /8/:
где Ка = 495 — для прямозубыхпередач, Ка = 430 — для косозубых передач;
Т — передаваемый крутящий момент, Н*м;
u — 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 поГОСТ 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 ³2 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; cos110 = 0,9816.
Zå= (2 *212 *0,9816) / 4 = 104
Уточняем значение угла bпоформуле /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) ³Z1 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 =16 ³16.
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 вершинзубьев /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 впадинзубьев /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 торцевогоперекрытия.
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 наклоназубьев;
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
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 £228,7МПа
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 диаметрушестерни по формуле 2.2.1.5.:
ybd = 0,5 *(4,2 + 1) *0,35 =0,91
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длинеконтактной линии в зависимости от ybd пографику на рис. 12.18. /8/, Кнb= 1,05.
Межосевое расстояние определяем по формуле 2.2.1.6.:
Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле2.2.1.7.:
bW4 = 0,35 *228 = 79,8 мм, уточняем по ГОСТ 6636-69 bW4 = 80мм.
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 формуле2.2.1.9.:
Zå= (2 *228 *1) / 4,5 = 101
Определяем число зубьев шестерни по формуле 2.2.1.11.:
Z3 =101 / (4,2 + 1) = 19 ; Z3 = 19 ³16
Определяем число зубьев колеса по формуле 2.2.1.12.:
Z4 =101 — 19 = 82
Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес.
Диаметр шестерни определяем поформуле 2.2.1.13.:
d3 =(4,5 *19) / 1 = 85,5 мм
Диаметр колеса определяем поформуле 2.2.1.14.:
d4 =(4,5 *82) / 1 = 369 мм
Определяем диаметры окружностей вершин зубьев по формулам2.2.1.15:
dа3 =85,5 + 2 *4,5 =94,5 мм
dа4 =369 + 2 *4,5 =378 мм
Определяем диаметры окружностей впадин зубьев по формулам2.2.1.16:
df3 =85,5 — 2,5 *4,5 =74,25 мм
df4 =369 — 2,5 *4,5 =357,75 мм
Определяем коэффициент, учитывающий влияние суммарной длиныконтактной линии по формуле /8/:
Zå= (4 — Еa) / 3 , (2.2.2.1.)
где Еa — коэффициент торцевого перекрытия, определяетсяпо 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 формуле2.2.1.17.:
Для определения твердости рабочих поверхностей зубьевпринимаем 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/ выбираем для изготовления колес сталь 40Х,термообработка — закалка Т.В.Ч. сквозная, твердость зубьев 45...55 HRC.
Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгибапо формуле 2.2.1.21.:
sF = YF *Yb*Yå*(Ft *KF) / (bw *mn) £[sF]
Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев (Yb) определяем по формуле 2.2.1.24:
Yb=1
Число зубьев эквивалентного колеса определяем по формуле2.2.1.23.; cosb= 1, т.к. передача прямозубая:
для шестерни ZV3 = 19 / 1 = 19 YF3 = 4,07 (по рис. 2.23. /6/)
для колеса ZV4= 82 / 1 = 82 YF4 =3,6 (по рис. 2.23. /6/)
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев определяем поформуле 2.2.1.25.:
Yå= 1 / 1,67 = 0,6
Значение коэффициента нагрузки КF = 1,3...1,5; КF = 1,3.
По табл. 2.2. /6/ для стали 40Х подвергаемой закалкеопределяем предел выносливости для шестерни и колеса [sF0] = 550 МПа, коэффициент запаса прочности SF =1,7.
Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле2.2.1.22.:
[sF3] = [sF4] =(550 / 1,7) *1 =323,5 МПа
Напряжение изгиба для шестерни:
sF3 = 4,07 *1 * 0,6 *(18596,5 *1,3)/(80 *4,5) =164 МПа £323,5 МПа
Напряжение изгиба для колеса поформуле 2.2.1. 26:
sF4 = 164 *(3,6 / 4,07) = 145 МПа £323,5МПа<