Расчет элементов главной передачи

Шестерня. Напряжение при расчете по максимальной статической нагрузке

_а = = м_р

^U y^btux ^rxy^btsx ^{C0s в} '

где y - коэффициент, учитывающий форму и число зубьев, y определяется по таблицам по эквивалентному числу зубьев:

z

^zs =

cos³ в cosS

b - ширина зубьев по образующей конуса,

 

t

нх

нормальный шаг в среднем сечении начального конуса

л b • S 1------ sin S 2r

cos в,

t = t нх s

t.. -

торцовый шаг по основанию начального конуса.

Допустимые напряжения [< У_и] = 700...900МПа. Контактные напряжения

 

'1 1 ^Л —+ —

PE

= 0, 418

(5.18)

b sin a cos а

у^Гэ1 ^Кэ2 у

 

где г_э1 и г_э2 - эквивалентные радиусы ведущей и ведомой шестерен:

r

x

(5.19)

^э cos² в cos 8

Допустимые напряжения [< У_К ] = 1500...2500 МПа.

r=

Вал. К валам главной передачи относят вал ведущей шестерни (во всех передачах) и промежуточный вал (в двойных передачах). Валы главной передачи рассчитывают на прочность и жесткость под действием максимального крутящего момента. Жесткость валов должна обеспечить нормальные условия зацепления зубчатых элементов при передаче больших нагрузок.

Рис.5.5

Для одинарной главной передачи при консольно расположенном ведущем вале (рис. 5.5) опорные реакции

R_a = -+-V (Pa)² + (Ta- Q)², (5.20) a + b

Rb = -^-V(Pb)² + (Tb + Q)², (5.21) a + b

Максимальный изгибающий момент

M = д/(Pb)² + (Tb-Qr_x)². (5.22)

При межопорном расположении ведущей шестерни (рис.5.6) реакции опор определяются следующим образом

Ra = -^V (Pa)² + (Ta- Qr)², (5.23) a + b

Rb = (Pb)² + (Tb + Qr)². (5.24) a + b

Максимальный изгибающий момент будет равен M = R_aa или M = R_bb.

Реакции опор промежуточного вала двойной передачи определяются по более сложным зависимостям.

Рис.5.6

Напряжение изгиба вала

а =■

M

(5.25)

W

напряжение кручения

 

Mp

Wt '

(5.26)

т = — -

где W и W_t - моменты сопротивления вала на изгиб и кручение. Результирующее напряжение:

 

а^=л/а² + 3т². (5.27)

Допустимое напряжение [a_z ] = 400 МПа.

Надежная и бесшумная работа главной передачи определяется жесткостью валов, их опорами, схемой расположения и износостойкостью подшипников.

Жесткость валов зависит от их длины, момента инерции сечений, а также от типа и расположения подшипников вала. Схема крепления вала на подшипниках, расположенных по обе стороны шестерни (рис. 5.6), является лучшей, чем схема консольной установки вала (рис 5.5). Однако эта схема
конструктивно сложнее и применяется в основном в одинарных главных передачах. Схема с консольным креплением вала на двух подшипниках применяется в двойных главных передачах.

Подшипники. В главных передачах, в основном, применяются роликовые конические подшипники, обладающие повышенной грузоподъемностью. Шарикоподшипники, не требующие регулировки, из-за меньшей грузоподъемности применяются на малолитражных автомобилях. Расчет таких подшипников изложен в разделе 3.

Для разгрузки конических подшипников ведущего вала от значительных осевых сил и повышения жесткости главной передачи производят регулировку подшипников с предварительным натягом, сущность которого заключается в устранении зазоров и создании предварительного сжатия тел качения.

На рис 5.7, а представлена схема, в которой податливости подшипников заменены условно пружинами 1 и 2, имеющими одинаковую жесткость с. Если установлены подшипники без предварительного натяга, то осевая сила Q, воздействующая на вал, уравновешивается силой упругости только одной пружины. Осевое смещение вала f = Q / c. Эта зависимость носит линейный характер (пунктирная прямая на рис.5.7, б).

 

а) б)

Рис.5.7. Предварительный натяг подшипников: а - схема; б - влияние предварительного натяга на жесткость вала главной передачи

Если же пружины имели предварительную деформацию f_o, то после приложения силы Q вал сместится на величину f, которую можно определить из равенства Q — c(f_o + f) + c(f_o — f) = 0. После решения приведенного равенства относительно f имеем f = Q /2c.

Таким образом, при линейном характере зависимости между осевой силой и деформацией пружины их предварительная затяжка уменьшает осевое перемещение вдвое. На рис. 5.7, б показана зависимость осевых смещений f от величины силы Q при отсутствии и наличии предварительного пожатия пружин. При f, равном f_o (точка А), пружина 2 полностью разожмется и при дальнейшем увеличении силы Q влияния на дополнительное смещение вала оказывать не будет. С увеличением предварительного натяга уменьшается возможность нарушения зацепления зубчатых колес, улучшается работа подшипникового узла, что обусловлено более равномерной нагрузкой между телами качения.

Выбор величины предварительного натяга подшипников оказывает большое влияние на долговечность работы главной передачи. С увеличением натяга повышается постоянство зацепления зубчатых колес и одновременно уменьшается результирующая нагрузка на подшипники. Однако чрезмерный натяг вреден, так как он может ухудшить условия работы подшипников и приведет к снижению КПД главной передачи, т.е. в конечном счете к ее ускоренному износу. Поэтому при регулировке подшипников главной передачи установлены следующие нормы: для грузовых автомобилей момент трения при подворачивании вала после регулировки натяга подшипников должен быть 0, 8...1, 2 Нм, а для легковых автомобилей - 1, 4...2, 0 Нм.