p>
За каталогом/9, с. +45/Підбираємо гальмо Двоколодкове типу ТКГ з максимальним гальмівним моментом М Ттах = 2,5 кН в€™ м.
Основні параметри гальма:
- типорозмір - ТКГ-500;
- діаметр гальмового шківа - 500 мм;
- ширина гальмівних колодок - 200 мм;
- маса гальма - 155 кг.
3.11 Розрахунок відкритої зубчастої передачі
3.11.1 Тип передачі і числа зубів
Оскільки окружна швидкість в зачепленні відкритих пар невелика, використовуємо прямозубих зачеплення. Приймемо число зубів шестерні Z ш = 21, тоді число зубчастого колеса
, (3.32)
.
Приймаються Z до = 50.
Тепер можна уточнити деякі параметри передачі, а саме:
- уточнене передавальне число відкритої передачі
, (3.33)
;
- уточнене передавальне число механізму
, (3.34)
;
- уточнена частота обертання барабана
, (3.35)
;
- уточнена швидкість підйому вантажу
, (3.36)
,
відрізняється від заданої незначно - лише на 0,5%;
- швидкість каната
, (3.37)
.
3.11.2 Вибір матеріалів відкритої пари
Враховуючи підвищену відповідальність (Механізм підйому) і важкі умови роботи (відкрита пара), вибираємо леговану і вуглецеву поліпшені стали:
- для шестерні
сталь 45Х за ГОСТ 4543-71 поліпшену з механічними властивостями/10, с. 69, таб. 40/або/11, с. 202, таб. 10, 11/Пѓ В = 834 МПа, Пѓ Т = 638 МПа, Пѓ -1 = 392 МПа і твердістю НВ 250;
- для колеса
сталь 45Л за ГОСТ 977-65 поліпшену з механічними властивостями/10, с. 70, таб. 40/Пѓ В = 738 МПа, Пѓ Т = 392 МПа, Пѓ -1 = 294 МПа і твердістю НВ 220. br/>
3.11.3 Допустимі напруги вигину
Враховуючи одностороннє нагружение передачі (основне навантаження - на підйом вантажу), приймаємо пульсуючий характер зміни напруг, тоді/12, с. 253/
, (3.38)
де - межа витривалості зубів при пульсуючому циклі = 1,4;
[n] - коефіцієнт запасу міцності, [n] ш = 1,6 для кованої шестерні при поліпшенні, [n] до = 1,8 для литого колеса при нормалізації або поліпшення/12, с. 254, таб. 15.5 /;
- ефективний коефіцієнт концентрації напруг в корені зуба, для сталевих нормалізованих або покращених коліс = 1,8/13, с. 223, таб. 31 /;
- коефіцієнт режиму навантаження для вигину
, (3.39)
де - базове число циклів, що приймається при розрахунку на вигин рівним від 2 в€™ 10 6 до 5 в€™ 10 6 циклів;
N - загальне число циклів відповідного зубчастого колеса за весь термін служби;
, (3.40)
де п - число оборотів розраховується колеса в хвилину, для колеса п до = п б = 38,07 об/хв, для шестерні п ш = П до і оп = +38,07 в€™ 2,38 = 90,6 об/хв,
Т - кількість годин роботи передачі за весь термін служби, якщо взяти стандартний термін служби крана 12 років, 260 робочих днів у році за двозмінній роботі по 8 годин на зміну, то отримаємо Т = 12 в€™ 260 в€™ 2 в€™ 8 = 49920 год;
с - число зачеплень розраховується колеса, для шестерні з ш = 2, для колеса з до = 1. br/>
.
Таким чином, загальне число циклів роботи, як шестерні, так і колеса більше базового, значить, ставлення/N <1, а в цьому випадку слід приймати значення коефіцієнта до р = +1.
Тоді допустимі напруження згину для шестірні
.
Допустимі напруги вигину для колеса
.
3.11.4 Допустимі контактні напруги
Для зубів передачі, що знаходяться під впливом змінних навантажень, допустимі контактні напруги визначають з урахуванням змінності режиму і терміну служби передачі/13, с. 231 /:
, (3.41)
де - базовий межа контактної витривалості поверхонь зубів, відповідний базовому числу циклів навантаження N 0 , = 26 НВ/13, з. 230, тааб. 33 /;
до р - коефіцієнт режиму навантаження для контактних напружень,
, (3.42)
де - базове число циклів при розрахунку на контактну міцність, приймається для середньовуглецевих і легованих нормалізованих і поліпшених сталей 10 7 циклів;
- загальне число циклів навантаження,,.
Таким чином, загальну кількість циклів роботи, як шестерні, так і колеса більше базового, а в цьому випадку слід приймати значення коефіцієнта до р = 1.
Тоді допустимі контактні напруги:
- для шестерні
;
- для колеса
.
В якості ...
