6.1.1. Одинарные главные передачи

Одинарные главные передачи применяют на легковых автомобилях и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности. Их преимущества – компактность, малая масса и относительно низкая стоимость, а основной недостаток – ограниченное передаточное число, при повышении которого увеличивается диаметр зубчатого колеса, что приводит к уменьшению дорожного просвета. Схемы одинарных главных передач приведены на рис. 6.1.

Рис. 6.1. Схемы одинарных главных передач: а - конической; б - гипоидной; в - цилиндрической; г - червячной

6.1.1.1. Коническая главная передача

В настоящее время в автомобилестроении применяются только конические передачи с круговыми зубьями (выполненными по дуге окружности) (см. рис. 6.1, а), что обусловлено возможностью их нарезания и шлифования на высокопроизводительных станках, а также свободой выбора угла наклона зуба. С целью улучшения прирабатываемости всех типов главных передач с коническими зубчатыми колесами число зубьев шестерни и колеса должно быть не кратно, т.е. передаточное число главной передачи выражается не целым числом.

Конические передачи с круговыми зубьями по сравнению с передачами с прямыми зубьями имеют следующие преимущества:

- средний угол наклона зубьев шестерни и колеса (βm1 = βm2) составляет 30...40⁰, в результате чего в зацеплении одновременно находится большее число зубьев, что обеспечивает снижение нагрузок на зуб и повышение запаса прочности и износостойкости;

- за счет уменьшения числа зубьев шестерни до 5...6 (у прямозубой передачи – не менее 12) уменьшаются размеры главной передачи.

КПД передачи достаточно высок и составляет 0,97... 0,98 (у прямозубой передачи – 0,98).

При выборе направления винтовой линии зубьев конических (гипоидных) передач с круговыми зубьями исходят из того, что при движении автомобиля вперед осевая сила, действующая на шестерню, должна быть направлена от вершины конуса к основанию. Это делается с целью исключения эффекта ввинчивания шестерни в колесо на передачах переднего хода, что может быть причиной заклинивания зубчатой передачи. Указанное условие выполняется, когда направление вращения шестерни (если смотреть со стороны основания конуса на его вершину) и винтовой линии ее зубьев противоположны (рис. 6.2), хотя при этом складываются осевые силы от углов конуса шестерни и спирали зуба (большая осевая сила на подшипники).

а) б)

Рис. 6.2. Возможные сочетания направлений вращения шестерни и наклона линии ее зуба, обеспечивающие выталкивающую осевую силу Fx, действующую на шестерню конической передачи с круговым зубом (сверху) и гипоидной передачи (снизу): а - при правом направлении вращения шестерни; б - при левом направлении вращения шестерни

Передаточное число передачи

Z2 dwm2

io = ▬ = ▬▬ ≤ 7,2 , ( 6.2 )

Z1 dwm1

где Z1 и Z2 - число зубьев и dwm1 и dwm2 – средние начальные диаметры шестерни и колеса, соответственно.

cos βm1 cos βm2

Z1 = dwm1 ▬▬▬▬ , Z2 = dwm2 ▬▬▬▬ , ( 6.3 )

mn mn

где βm1 = βm2 – средние углы наклона зубьев шестерни и колеса, соответственно; mn – средний нормальный модуль.