4.9 Розрахунок відкритої циліндричної передачі

4.9.1 Проектний розрахунок

З метою забезпечення компактності приводу доцільно виконати відкриту зубчасту передачу співвісною з редукторною, тобто:

Цю рівність можна записати так:

або при умові, що число зубців шестірні заритої і відкритої зубчастих передач дорівнює z₁ = 18 :

Тоді модуль зачеплення m₂ відкритої зубчастої передачі можна визначити з нижченаведеного виразу, в якому m₁ – модуль зачеплення редукторної передачі:

За ГОСТ 9563-80 приймаємо значення m₂ = 3,5 (розбіжність з розрахунковим значенням складає 0,5%).

Визначаємо z₂ і міжосьову відстань a_w відкритої зубчастої циліндричної передачі.

тобто близьке до забезпечення співвісності, приймаємо а_w =131 мм.

Визначаємо основні геометричні параметри коліс відкритої зубчастої циліндричної передачі:

Фактичне значення міжосьової відстані відкритої зубчастої циліндричної передачі дорівнює:

І діаметри коліс:

d_a1 = d₁ + 2m₂ = 63 + 23,5 = 70 мм,

d_a2 = d₂ + 2m₂ = 199,5 + 23,5 = 206,5 мм,

d_f1 = d₁ – 2,5m₂ = 63 – 2,53,5 = 54,25 мм,

d_f2 = d₂ – 2,5m₂ = 199,5 – 2,53,5 = 190,75 мм,

ширина вінця (при консольному розташуванні зубчастого колеса відносно опор _а = 0,2):

b₂ = _а  a_w = 0,2  131,25 = 26,25 мм.

Приймаємо b₂ = 30 мм.

b₁ = b₂ + 4 мм = 30 + 4 = 34 мм.

2. Перевірковий розрахунок

Для коліс відкритої зубчастої циліндричної передачі приймаємо такий же матеріал, як і для коліс редуктора: для шестірні сталь марки 40Х , для колеса – сталь марки 45.

Колова сила в зачепленні

Контактна напруга згідно залежності (4.8) і міркувань щодо вибору коефіцієнтів визначається за виразом:

Напруга згину при Y_F1 = 4,17 і Y_F2 = 3,64 (див. таблицю 4.8) за формулами (4.12) і (4.12¹) визначається як:

Умови, що записані у (4.11) і (4.12) виконані, тобто міцність контактна і на згин зубчастих коліс відкритої передачі забезпечені.

4.10 Проектний розрахунок валів

Основним критерієм роботоздатності редукторних валів є міцність і витривалість. У процесі роботи вали зазнають деформацій згину, розтягу або стиску і кручення. Сталість напряму поперечних щодо поздовжньої осі вала сил спричинює у валах, які обертаються, появу циклічно змінних напруг згину, а дія осьових сил – виникнення у перерізах валів напруг розтягу або стиску.

Отже, різні перерізи валів перебувають під дією змінних у часі нормальних та дотичних напруг. Тому стійкість більшості валів проти втомного руйнування як критерій оцінки у сучасних швидкохідних машинах має вирішальне значення. Втомне руйнування має місце у 40  50 % випадків виходу валів із ладу. Для тихохідних валів або валів, що піддаються дії короткочасних пікових перевантажень, основним розрахунковим критерієм є також статична міцність.

Щодо валів, які мають значні (порівняно з діаметром) відстані між опорами, можуть бути недостатньо жорсткими у поперечному напрямку. Це може спричинити порушення геометрії зачеплень зубчастих коліс, заклинювання валів в опорах або недопустимі поперечні коливання валів. Тому важливим критерієм розрахунку довгих валів є умова достатньої жорсткості.

Розрахунок валів здійснюється у два етапи:

 проектний (попередній) розрахунок тільки на кручення (згинальний момент поки невідомий, оскільки невідомі розташування опор і місця прикладання навантажень);

 і перевірковий (уточнюючий) розрахунок на міцність за напругами кручення і гнуття.