Нагрузки в главных передачах

Для автомобиля с одним ведущим мостом расчетный момент определяется по максимальному моменту двигателя при движении на первой передачи. Для многоосных автомобилей расчетный момент равен моменту сцепления ведущих колес с грунтом. При этом считается, что между ведущими мостами моменты распределяются пропорционально их сцепному весу.

При величине расчетного момента M_p на основании зависимостей, получаемых из геометрии зацепления зубчатой передачи, можно определить окружную P, осевую Q и радиальную T составляющие нагрузок, действующих в зацеплении.

Коническая передача. В конической передаче с криволинейным зубом (рис. 5.1) результирующая сила давления на зуб N принимается приложенной на среднем радиусе r_x, равном

b

= r_o — sin 8, ^o 2

где r_o - радиус начальной окружности основания шестерни, b - длина зуба по образующей конуса, 8 - половина угла при вершине начального конуса.

Силу N можно разложить на составляющие: окружную силу

(5.1)

(5.2)

- силу, перпендикулярную касательной плоскости

_T Ptga cos в '

(5.3)

где a и в - углы соответствующих зацеплений и спирали (рис.5.4).

 

Рис.5.4

 

Проектируя силы Q и T' на оси хх и yy (хх ^ yy) получим осевую Q и радиальную T силы, действующие на шестерню:

Q = T' cos 8 ± Qq sin 8,

(осевая сила Q, направленная к основанию конической шестерни, принята положительной, а к вершине - отрицательной)

R = T'3os8 ± Qq sin 8 (радиальная сила T, направленная к оси вала, принята положительной). Учитывая (5.1) - (5.3), получим

(5.4)

cos в tga cos 8 cos в

(5.5)

tga sin 8

± tge cos 8 ± tgв sin 8

Q = p

T = P

Знаки в выражениях (5.4), (5.5) зависят от соотношения между направлением спирали и направлением вращения шестерни. В случае совпадения направления спирали с направлением вращения

шестерни, в выражениях (5.4), (5.5) принимают знак плюс, при разных направлениях - знак минус.

Направление спирали называется левым, если спираль, поднимаясь к вершине, уходит влево. Направление вращения шестерни устанавливается при взгляде на большой торец. Если он вращается по часовой стрелке, то направление вращения - правое.

Силы Q, P и T, действующие на ведущую шестерню, соответственно равны силам Q, P и T, действующим на ведомую шестерню. Осевая сила ^Q, направленная к основанию начального конуса, исключает возможность заклинивания зубчатых колес. Поэтому, применение малой ведущей шестерни главной передачи, имеющей при движении автомобиля вперед обычно правое вращение с левой спиралью зуба целесообразно. Но при движении задним ходом будет иметь место заклинивающее действие, однако величина крутящего момента на заднем ходу обычно незначительна.

Зубчатые колеса главной передачи имеют углы спирали в = 30...45⁰, углы зацепления а= 15^o...20^o.

Величина осевой силы Q у шестерен главной передачи с криволинейным зубом значительно больше, чем у конических с прямым зубом, что должно быть учтено при конструировании опор.

Угол спирали зависит от числа зубьев ведущей шестерни

Таблица 5.1 Zведущей     7 и более в 42...45 40...42 35...40

 

Если шестерни главной передачи с прямыми зубьями (в = 0^o), то формулы (5.1)-(5.3) примут вид:

P =

M_p

____ р

^rx

Q = P tga sin 8, (5.6)

T = P tga cos 8

Гипоидная передача. В гипоидной передаче в₁ ^ в₂.

Силы P(₁), Q(₁), T(₁), действующие на ведущую шестерню 1, не равны силам P₍₂), ^Q(2), T₍₂), действующим на ведомое зубчатое колесо 2. Следовательно, для гипоидной передачи необходимо

определять не три, а шесть сил.

Результирующая сила давления на зуб N одинакова по величине как для ведущей, так и для ведомой шестерен. Эта сила может быть представлена в виде: для ведущей шестерни 1

N —

cos в(1) cos a '

Pn

(1)

(5.7)

для ведомого зубчатого колеса 2

P

(5.8)

N --------- ^Pp2L

cos в(₂) cos a

(1)

(2)

где P(₁) и P(₂) - окружные силы для шестерен 1 и 2.

Из последних двух формул следует

^P(1) ^{cos в}

^P(2) ^{cos в}

 

Результирующую силу N можно разложить на составляющие: для ведущей шестерни 1

р =_______ Р. -41) Гх (1)

P(

-[tga sin8(1) + sin в(1) cos8(1) ], ) -[ tga cos 8(1) ± sin в(1) sin 8(1) ],

(1)

Q(1) =

cos в T - P(1) T(1) - cos в

(1)

для ведомого зубчатого колеса 2

cos в

(2)

P = P 1 (2) 1 (1)

cos в(1) '

P(

-\tga sin8(2) + sin в(2) cos8(2) ], ) ■ \tga cos8(2) ± sin в(2) sin 8(2) ].

(1)

Q

(2)

cos в

P

(1)

т (2)

M_p

(5.9)

(5.10)

(5.11)

(5.12)

(5.13)

cos £ ₍₁₎^L'° u; —--u; --—⁽⁵¹⁴⁾ Минимальное число зубьев ведущей шестерни гипоидной передачи составляет: для грузовых

автомобилей 5, для легковых - 9.

Угол спирали ведущей шестерни в(₁) - 45...50⁰, а для ведомой - в(₂) - 20...30⁰.

Величина гипоидного смещения E составляет: для легковых автомобилей и грузовых автомобилей малого веса (до 3 т) E < 0, 2D₍₀₂₎, для автомобилей большого веса E < 0, 125^^), где ^D(02) - диаметр начальной окружности ведомого зубчатого по основанию начального конуса.

Диаметр D_(0T) может быть определен по следующей формуле

D(02) = ^M(2)_max, (5.15)

где M(₂)_max - максимальный момент на ведомом зубчатом колесе главной передачи, определяемый по сцеплению ведущих колес с дорогой, полагая рр = 0, 65 для легковых автомобилей и рр = 0, 85 для грузовых автомобилей; к = 0, 58...0, 665.

Передаточное число гипоидной передачи

z₂ cos в₂

b.n.= -------- в, (516)

Z₁ cos в

(5.17)

При данном отношении числа зубьев передаточное число гипоидной передачи будет больше, чем конической (или, наоборот, при равенстве передаточных чисел гипоидная передача имеет меньшие габариты).