6.4. Расчет главной передачи

При расчете главной передачи необходимо:

определить межцентровое (для цилиндрических передач) или конусное (для конических передач) расстояние;

выбрать модуль зубчатых колес и рассчитать их геометрические параметры;

определить усилие в зацеплении зубчатых колес;

рассчитать зубчатые колеса на прочность;

определить реакции в опорах и рассчитать подшипники;

выполнить уточненный расчет валов;

разработать мероприятия для повышения жесткости главной передачи и смазки ее подшипников.

6.4.1. Определение межосевого и конусного расстояний. В случае цилиндрических передач осевое расстояние определяется по формуле (3.1).В случае конических передач (рис.6.1) среднее конусное расстояние определяется по формуле

,

где - внешнее конусное расстояние; b – ширина зубчатого венца; u – передаточное число пары; - расчетный момент на выходном валу, Нм; - единичное контактное напряжение.

Для цилиндрической передачи определяется по формуле (3.2).

Для конической обкатной передачи .

Для гипоидной обкатной передачи ,

где - коэффициент увеличения размеров шестерни.

Значения - определяются также, как и для цилиндрических передач (см. подразд.3.3).

Рис. 6.1. Основные параметры конической передачи

6.4.2. Определение модуля и геометрических параметров зубчатых колес. Внешний окружной модуль зубчатых колес конической передачи определяется из выражения

.

В этой формуле все величины определяются аналогично цилиндрической передаче (см. подраздел 3.4) с учетом некоторых особенностей конических передач.

Средний нормальный модуль определяется из зависимости

,

где - средний угол наклона линии зуба.

Геометрические размеры зубчатых колес определяются по формулам, приведенным в табл. 6.1.

Таблица 6.1

Формулы для определения геометрических размеров

зубчатых колес

№	Определяемый параметр	Расчетная формула
1	Внешний делительный диаметр
2	Средний делительный диаметр
3	Внешний диаметр вершин зубьев
4	Внешний диаметр впадин зубьев
5	Ширина зубчатого венца

6.4.3. Усилия в зацеплении зубчатых колес. В коническом зацеплении с прямым и круговым зубьями различают три силы, а в гипоидном зацеплении – шесть.

Для конического зацепления круговым зубом окружная , радиальная F_R и осевая силы определяются соответственно по формулам:

;

;

,

где и ; .

Для гипоидного зацепления угол спирали . Поэтому окружные силы на ведущем и ведомом зубчатым колесах разные:

.

Соответственно разные радиальные и осевые силы:

для ведущего колеса

;

;

для ведомого колеса

;

.

В этих уравнениях знак “+” берется, если направление вращения совпадает с направлением спирали зуба. В противном случае берется знак “-”.

За положительное значение силы принимается направление по радиусу к оси колеса.

За положительное направление силы берется направление от вершины к основанию конуса. При таком направлении силы не происходит самозаклинивание передачи.

6.4.4. Расчет зубчатых колес на прочность. Конические зубчатые колеса рассчитывают на прочность в соответствии с ГОСТ 21354-75 аналогично расчету цилиндрических передач (см. подраздел 3.7) с учетом некоторых особенностей конических передач.

6.4.5. Определение реакций в опорах валов главной передачи вычерчивают схемы валов с шестернями обычно в аксонометрии. Затем строят эпюры изгибающих моментов и определяют горизонтальные и вертикальные составляющие и общие реакции во всех опорах рассматриваемых валов. По полученным реакциям в опорах подбирают подшипники. При этом для расчета подшипников реакции в опорах определяют не по максимальному, а по расчетному моменту

,

где -максимальный момент на ведущем валу главной передачи на -й передаче

.

Подшипник выбирают по коэффициенту динамической грузоподъемности

,

где - приведенная нагрузка на подшипник ; V – коэффициент вращения, V=1 при вращающемся внутреннем кольце; X,Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок; - соответственно радиальная и осевая нагрузки; -коэффициент безопасности, =1,1 – для подшипников ведущего вала главной передачи; -для промежуточного вала; - для подшипников коробки дифференциала; - расчетная частота вращения, мин; - для подшипников ведущего вала; -для подшипников ведомого вала; , м/с; h – число часов работы подшипника ; S–нормируемый пробег автомобиля, км.

При определении осевой нагрузки на подшипник необходимо учитывать осевую составляющую от, которая примерно равна (0,83…1,00) ;

.

По полученному коэффициенту динамической грузоподъемности по таблицам выбирают тот или иной подшипник.

6.4.6. Уточненный расчет валов главной передачи. Методы повышения ее жесткости и смазка подшипников. Валы главной передачи работают на кручение и изгиб. Сущность уточненного расчета состоит в определении коэффициентов запаса прочности n в опасном сечении. Опасное сечение определяется геометрической формой вала и бывает обычно по галтели перехода от одного диаметра к другому или в сечении, ослабленном шпоночной канавкой, отверстием или шлицами; .

Коэффициент запаса прочности при изгибе определяют с учетом изменения напряжений по симметрическому циклу по формуле

,

где - предел выносливости материала вала, для легированных термообработанных сталей; - коэффициент, учитывающий качество обработки поверхности вала. При тонком точении и шлифовании, применяемых для обработки валов главной передачи: ; - масштабный коэффициент. Для валов с диаметром 30…60 мм он равномерно уменьшается то 0,7 до 0,65; - коэффициент концентрации напряжений в рассчитываемом сечении; - расчетное значение напряжения изгиба.

Коэффициент запаса прочности при кручении:

,

где - предел текучести при кручении: , - расчетное напряжение кручения; .

Жесткость элементов главной передачи обеспечивает правильность зацепления ее зубчатых колес. Различают угловую и осевую жесткости валов. Для увеличения угловой жесткости вала желательно подшипники устанавливать с обеих сторон зубчатого колеса. Однако для ведущего вала шестерни это не всегда возможно, и чаще всего вал-шестерню устанавливают консольно.

Для уменьшения консоли и увеличения жесткости вала подшипники ведущего вала устанавливают вершинами конусов навстречу друг другу, а подшипники коробки дифференциала – вершинами конусов в разные стороны.

Для повышения жесткости валов в осевом направлении применяют предварительный натяг подшипников, сущность которого заключается в том, что при регулировании подшипников не только полностью устраняются зазоры между кольцами и телами качения, но и создается некоторое усилие, прижимающее кольца к телам качения. Значение этого усилия определяется моментом, необходимым для проворачивания вала. Момент должен составлять 2…4 Нм. Предварительный натяг повышает жесткость вала в осевом направлении в 2 раза по сравнению с регулировкой без натяга.

Для повышения жесткости главной передачи применяют также специальные упоры, ограничивающие смещение ведомого колеса, а также оребрение картера главной передачи или его отдельных участков.

Подшипники главной передачи смазывают маслом, находящемся в картере главной передачи. При этом подшипники ведомого вала обычно смазывают разбрызгиванием масла.

При смазке подшипников ведущего вала учитывается их одностороннее расположение относительно шестерни и насосное действие конических подшипников. Поскольку в конических подшипниках масло движется от меньшего диаметра к большему, то его необходимо подвести к меньшему диаметру. Подшипники ведущего вала устанавливают меньшими диаметрами навстречу друг другу. Масло в эту полость между подшипниками забрасывается зубьями ведомого колеса. Проходя через подшипник, расположенный ближе к шестерне, масло смазывает его и стекает обратно в картер. Наружный подшипник смазывают аналогично. Масло, проходя через него, стекает обратно в картер по специальному каналу. Кроме того, для предотвращения вытекания масла из картера на фланце ведущего вала устанавливают специальный сальник.