Зовнішній коловий модуль визначається за формулою

Основні геометричні параметри зубчастого колеса (рис. 8.1.6) аналогічні параметрам шестерні. Половини кутів при вершинах ділильних (початкових) конусів визначаються як:

для шестерні ; для зубчастого колеса

Середній ділильний діаметр

Зовнішній ділильний діаметр

Зовнішній діаметр вершин зубців

Зовнішній діаметр западин зубців

8.1.4.3. Визначення зусиль у зачепленні зубчастих коліс

В зубчастому зачепленні конічної передачі розрізняють 3 сили, а гепоїдної передачі - 6 сил.

Характерні для конічної передачі колові , радіальні та осьові сили визначаються за формулами:

(8.1.5)

В гепоїдній передачі . Тому колові сили на шестерні та веденому колесі різні, а саме: .

Відповідно різні радіальні і осьові сили. Радіальна F_r1 і осьова F_a1 сили, діючі на шестерню розраховуються за формулами (8.1.5), в які підставляється . Відповідні сили, діючі на ведене колесо, визначаються за формулами:

(8.1.6)

В формулах (8.1.5) і (8.1.6) верхній знак береться у разі збігу напрямку обертання з напрямком спіралі зубця, а у разі різних напрямках береться нижній знак. Кут зачеплення у вказаних формулах рівний для вантажних автомобілів і для легкових автомобілів.

8.1.4.4. Розрахунок зубчастих коліс на міцність.

Конічні зубчасті колеса розраховують на міцність у відповідності з ГОСТ 21354-75 аналогічно розрахунку циліндричних передач з врахуванням особливостей визначення параметрів та коефіцієнтів навантаження конічних передач.

8.1.4.5. Розрахунок валів головної передачі на міцність та жорсткість

Використовується в основному дві схеми установки ведучого валу: консольна та з опорами по обидві сторони шестерні (рис. 8.1.7). З точки зору жорсткості передачі друга схема (б) установки приводного валу є кращою порівняно із першою (а). Разом з тим вона є конструктивно складнішою й її не завжди можна використати.

а б

Рис.8.1.7. Схеми установки ведучого валу:

а – консольна; б - з опорами по обидві сторони шестерні.

Виходячи із прийнятих позначень для обох схем використовуються ідентичні формули для розрахунку реакцій опор:

(8.1.7)

Реакції опор веденого колеса також розраховуються за формулами (8.1.7) при підстановці в ці формули відповідних значень сил.

Вали головної передачі розраховують на міцність та жорсткість під дією максимального крутного моменту. Вони працюють на кручення та згин. Тому суть розрахунку на міцність полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності під час згину і кручення, а також загального коефіцієнту запасу міцності у небезпечному перерізі, який характеризується значним навантаженням та наявністю ефективного концентратора напружень.

Жорсткість елементів головної передачі забезпечує правильність зачеплення її зубчатих коліс і не дозволяє діючим у зачепленні силам помітно порушувати взаємне розміщення шестерні і колеса. Як правило, міцність валів правильно спроектованої з точки зору забезпечення жорсткості головної передачі є достатньою і тому розрахунок на міцність в більшості випадків не проводять.

Розрізняють кутову та осьову жорсткість валів головної передачі.

Кутова жорсткість валу визначається величиною прогину шестерні в її серединному перерізі. Значно більша кутова жорсткість забезпечується у разі установки опор по обидві сторони шестерні (рис. 8.1.7, б). Для веденого колеса така схема установки використовується завжди. Для менш жорсткої консольної установки прогини шестерні визначають за формулами:

у горизонтальній площині

,

у вертикальній площині

Осьова жорсткість валу залежить від наявності зазорів в підшипниках опор.

Допустимі значення радіальних прогинів в горизонтальній та вертикальних площинах і осьового переміщення шестерні дорівнюють ±0,075 мм (рис. 8.1.8, в).

Зменшення кутового прогину шестірні досягається у разі збільшення відстані між підшипниками, яку рекомендується вибирати не менш ніж 2,5 від більшого діаметра шестірні, а також у разі встановлення конічних підшипників вершинами конусів назустріч один одному. У разі неконсольної конструкції цю відстань можна зменшити на 0,7 від діаметра шестірні.

Жорсткість в осьовому напрямку можна збільшити застосуванням регулювання підшипників з попереднім натягом, суть якого полягає в усуненні зазорів і створенні попереднього стиску тіл кочення.

На рис. 8.1.8, а представлена схема, у якій підшипники умовно замінені пружинами 1 і 2, що мають однакову жорсткість с.

Якщо підшипники встановлені без попереднього натягу, то осьова сила F₁, що діє на вал, врівноважується силою пружності тільки однієї пружини 1. Осьове зміщення вала буде f₂ = F₁/с і має лінійну залежність (рис. 8.1.8, б – пунктирна лінія).

Якщо ж пружини мали попередню деформацію f₁, то після прикладання сили F₁ одна пружина отримає додаткову деформацію, а деформація другої зменшиться і вал зміститься на величину f, яку можна визначити з рівності:

F_а - c (f₁ + f) + c (f₁ – f) = 0

Після рішення цієї рівності відносно f маємо f = F₁/2с (рис. 8.1.8, б – суцільна лінія до точки А).

Таким чином у разі лінійної залежності між силою і деформацією вала (рис. 8.1.8, б) установка підшипників з попереднім натягом зменшує осьове переміщення вала в два рази порівняно з установкою підшипників без попереднього натягу.

а б в

Рис. 8.1.8. Схеми попереднього натягу підшипників (а, б) та допустимих прогинів і переміщень вала шестерні та колеса головної передачі (в).

Величина попереднього натягу встановлюється виходячи із наступних міркувань. Попередній натяг підшипників не може перевищувати 40% від осьової сили, тому що при більшому осьовому навантаженні знижується їх довговічність. Оскільки середній крутний момент двигуна не перевищує 70% від максимального, то зусилля попереднього натягу доцільно прийняти 30% від осьової сили, що виникає на ведучому валу головної передачі під час руху на вищій передачі і роботі двигуна на режимі максимального крутного моменту.

Величина попереднього натягу визначається моментом вільного прокручування вала в підшипниках, коли зубчасті колеса не знаходяться в зачепленні. Величина цього моменту для різних автомобілів є 1...4 Нм.