Конструктивные мероприятия по обеспечению долговечности главных передач Обеспечение жесткости зацепления

Конические и гипоидные зубчатые пары очень чувствительны к нарушению расчетного взаимного положения контактирующих профилей зубьев, при нарушении которого увеличивается шум, из­лучаемый передачей, снижается КПД и срок службы.

Неправильное взаимное положение шестерен может иметь место вследствие неточной регулировки при сборке или из-за упругих прогибов деталей под действием рабочих нагрузок. Для уменьшения прогибов необходимо увеличивать жесткость главной передачи. Она зависит от конструкции подшипниковых узлов, типа примененных подшипников, длины консольных участков, плотности посадки де­талей и т.д.

Поскольку валы главных пе­редач нагружены большими осе­выми силами, в конструкциях главных передач применяются ра-диально-упорные подшипники. Для увеличения жесткости главной передачи их располагают так, что­бы вершины конусов, образован­ных нормалями к рабочим поверх­ностям подшипников, находились снаружи подшипникового узла (рис. 9а). Указанное расположение подшипников вызывает не­равномерность их нагрузки. Так, ближний к шестерне (внутренний) подшипник, нагруженный большей по сравнению с дальним ра­диальной силой, воспринимает еще и всю действующую на ведущую шестерню осевую нагрузку. Это требует применения разных по размерам подшипников, но позволяет существенно увеличить жест­кость подшипникового узла, уменьшая прогиб шестерни под дей­ствием радиальной силы, возникающей в зацеплении.

Дополнительное увеличение жесткости дает раздвижение под­шипников на некоторое расстояние. При консольной конструкции шестерни такое решение применяется всегда (размер «в» на рис. 9 а).

Рис. 9. Способы установки подшип­ников ведущего вала главной передачи

Радикально увеличивает жесткость ведущей шестерни, устране­ние консоли за счет установки дополнительного подшипника (Рис. 96). Однако на малых автомобилях для размещения третьего подшипника обычно не находится места. Да и на больших авто­мобилях его немного, из-за чего для этих целей применяют ради­альные роликовые подшипники, имеющие небольшой размер, иног­да без внутреннего кольца.

В двойных коническо-цилиндрических главных передачах обыч­но нет необходимости делать ведущую коническую шестерню малого диаметра, так как передаточное число конической пары невелико и высока жесткость имеющей относительно большой диаметр ве­дущей шестерни. Поэтому в этих случаях часто не прибегают к установке третьего подшипника.

Очень важным мероприятием, повы­шающим жесткость подшипникового узла, является так называемый предваритель­ный натяг подшипников. Для объяснения его смысла сделаем допущение, что картер и вал являются абсолютно жесткими. Осе­вая упругость подшипников хотя и мала, но все же может быть представлена пру­жинами с жесткостью С (рис. 10а). Если подшипники собраны без предваритель­ного натяга, то после приложения силы Р показанное на рис. 106 осевое сме­щение t! вала будет равно:

Раздвигая внутренние опоры пружин, создадим их предварительный натяг /0 (рис. 10 в). Если в этом состоянии сис­темы приложить силу Р (рис. 7. Юг), то уравнение сил, приложенных к валу, запишется следующим образом:

Откуда /2 = ур, то есть при наличии предварительного натяга

жесткость подшипникового узла существенно возрастает (в нашем случае вдвое: /J = 2/2). Представив радиальную податливость под­шипников в виде соответствующим образом расположенных пружин, такие же рассуждения можно повторить касательно радиальной уп­ругости подшипникового узла.

В результате создания предварительного натяга подшипников, осуществляемого при сборке, на тела качения подшипников дей­ствуют радиальные и осевые силы, которые после приложения ра-

Рис. 10. Повышение жесткос­ти зацепления шестерен глав­ной передачи за счет предва­рительного натяга подшипни­ков

бочей нагрузки перераспределяются между подшипниками, а внутри подшипника — между телами качения.

Важно соблюсти нужную степень предварительного натяга, так как излишняя затяжка подшипников вызовет сокращение срока их службы и снижение КПД. В конструкции, показанной на рис. 6, регулирование натяга подшипников вала ведущей шестерни главной передачи осуществляется изменением расстояния между внутрен­ними кольцами подшипников за счет подбора толщины регулиро­вочных шайб 19. Величина затяжки гайки 21 в этом случае не имеет значения, если она, конечно, не меньше величины, обеспе­чивающей необходимое сжатие деталей.

В конструкции, изображенной на рис. 2, степень предвари­тельного натяга задается величиной упругой деформации втулки /, которой придается форма, способствующая повышению ее осевой упругости. Затяжку гайки при таком конструкторском решении не­обходимо производить динамометрическим ключом или динамо­метрическим гайковертом до заданной величины крутящего момента. Конструкции с упругой втулкой предъявляют повышенные требо­вания к точности изготовления этой втулки, так как ее жесткость и длина не должны иметь большого разброса. Преимуществом их является лучшая приспособленность к автоматической регулировке предварительного натяга при сборке.

Регулирование подшипников ведомых валов осуществляется при помощи гаек // (рис. 6), стопорящихся после регулировки плас­тинами 10, имеющими выступ, входящий в паз между специальными торцевыми зубьями гаек.

В одинарных главных передачах при большом передаточном числе ведомое колесо имеет боль­шой диаметр и при больших значениях крутя­щего момента упруго отгибается от ведущей шес­терни в зоне зацепления на значительную ве­личину. Для уменьшения этой деформации с тыльной стороны колеса, как показано на рис. 11 а, ставят регулируемый упор. На лег­ковых автомобилях высшего класса из-за жест­ких требований к уровню шума величина до­пустимой деформации ведомого колеса главной передачи еще более ограничена. Поэтому зазор между колесом и упором приходится делать ма­лым, примерно 0,1—0,15 мм, и колесо даже при средних нагрузках начинает касаться упора. Это, в свою очередь, вынуждает применять более сложный вращающийся упор / в виде ролика, изображенного на рис. 11 б, так как неподвиж­ный упор изнашивался бы слишком быстро. Ось вращения упора эксцентрична относительно оси вращения стержня 2, что позволяет регулировать указанный зазор путем вращения стержня.

Рис. 11. Конструкции упоров, обеспечивающих повышение жесткости за­цепления шестерен

Для уменьшения последствий прогибов деталей главной передачи форму зубьев усложняют, придавая ей некоторую бочкообразность. Площадь контакта зубьев при этом уменьшается, и вместо полосы контакта появляется меньшее по площади, чем полоса, пятно кон­такта, но зато при прогибах это пятно, смещаясь по поверхности зуба, почти не уменьшается в размерах. Если бы зубья не имели такой формы, то уже при небольших деформациях шестерен полоса контакта превращалась бы в маленькое пятнышко на краю зуба, что привело бы к быстрому выходу шестерен из строя.