1. Мета і задачі роботи
Мета роботи – вивчити параметри оцінки жорсткості головної передачі і оволодіти навиками їх практичного та теоретичного визначення.
Завдання заняття – навчити студентів практично і теоретично оцінювати жорсткість головної передачі шляхом визначення переміщень її ведучої шестерні під час передачі обертового моменту.
В результаті занять студент повинен:
знати використовувані схеми головної передачі, способи оцінки і шляхи підвищення її жорсткості;
вміти обґрунтувати конструктивне виконання головної передачі і її розрахункову схему для визначення жорсткості;
отримати навики практичного визначення параметрів, які характеризують жорсткість головної передачі.
2. Теоретичні положення
Однією із найважливіших вимог щодо конструкції головної передачі є забезпечення високої жорсткості установки її зубчастих коліс, зокрема приводної шестерні з метою підвищення довговічності і безшумності роботи передачі. У разі достатньої жорсткості головної передачі забезпечується правильність зачеплення зубчастих коліс, яке суттєво не порушується під дією сил, що виникають в контакті зубців під час передачі обертового моменту. У разі виконання приводної шестерні заодно з валом, що найчастіше застосовується, її жорсткість визначається схемою установки валу, його довжиною та моментом інерції поперечного перерізу, типом і розміщенням підшипників та їх попереднім натягом. Розрізняють кутову та осьову жорсткості. Кутова жорсткість визначається величиною радіального прогину зубчастого колеса по його серединному перерізу в горизонтальній та вертикальній площинах, а також кутом повороту цього перерізу. Осьова жорсткість визначається величиною осьового зміщення зубчастого колеса. В конструкціях головних передач використовуються в основному дві схеми установки вала приводної шестерні - з додатковою опорою та консольна, які показані на рис. 2.1.
а б
Рис. 2.1. Схеми установки вала приводної шестерні головної передачі: а - установка з додатковою опорою, б - консольна установка; 1, 2, 5 – підшипники опор; 3 – регулюючі прокладки; 4 - розпірна втулка.
У разі установки вала приводної шестерні з додатковою опорою жорсткість передачі забезпечується за рахунок кріплення вала на трьох підшипниках 1, 2 і 5 (рис. 2.1, а). У разі консольної установки вала приводної шестерні жорсткість передачі забезпечується за рахунок його кріплення на двох підшипниках 2 і 1, які в більшій мірі рознесені один від другого (рис. 2.1, б). З точки зору жорсткості передачі перша схема установки приводного валу є кращою порівняно із другою. Разом з тим вона є конструктивно складнішою.
Установка приводного вала за першою схемою здійснюється в одинарних головних передачах з великим передатним числом і в подвійних головних передачах у разі наявності вільного місця для розміщення додаткової опори.
В інших випадках установка приводного вала здійснюється за другою схемою.
Збільшення кутової жорсткості приводної шестерні з валом у разі консольної схеми установки досягається за рахунок зменшення консольного вильоту шестерні з m до b, відносно суміжної опори, а також збільшення віддалі між підшипниками з n до а, яку рекомендується вибирати по крайній мірі в 2,5 рази більшою від консольного вильоту m шестерні. За другою схемою ця віддаль може бути зменшена до мінімуму і практично визначається компоновкою підшипників.
Для підвищення жорсткості в якості опор використовують конічні підшипники, які встановлюються вершинами конусів зустрічно. В результаті цього збільшується до величини а ефективна віддаль між опорами та зменшується до величини b консольний виліт шестерні.
Радіальні прогини шестерні та кут повороту серединного поперечного перерізу А-А визначаються за формулами:
- у горизонтальній площині
(2.1)
у вертикальній площині
(2.2)
кут повороту
(2.3)
де Ft; Fr; Fa – відповідно колова, радіальна і осьова сили, що діють на зубці приводної шестерні;
Е – модуль пружності 1-го роду, Е = 2∙105 МПа;
І – момент інерції поперечного перерізу валу;
dm1 – ділильний діаметр приводної шестерні в серединному перерізі.
Формули (2.1) і (2.2) справедливі для випадку щільної беззазорної посадки валу в підшипниках. Для забезпечення такої посадки підшипники встановлюють з попереднім натягом, який регулюється зміною довжини втулки 4.
Суть попереднього натягу полягає в усуненні зазорів і створенні попереднього стиску тіл кочення.
Крім впливу на кутову жорсткість попередній натяг підшипників безпосередньо визначає осьову жорсткість установки приводної шестерні.
Вибір значення попереднього натягу має велике значення для нормальної і довговічної роботи передачі. З однієї сторони, зі збільшенням натягу забезпечується постійність беззазорної посадки валу в підшипниках, а значить в меншій мірі змінюється установлений оптимальний зазор у зачепленні головної передачі. Однак з другої сторони, надмірний натяг недопустимий, тому що це викликає перевантаження підшипників і в результаті цього знижуються довговічність підшипників і ККД передачі.
Встановлено, що якщо величина попереднього натягу складає до 40% від осьового навантаження підшипника його довговічність не знижується. Виходячи із усередненого обертового моменту на ведучому валу головної передачі, рівного 70% від максимального обертового моменту двигуна під час руху на вищій передачі, встановлюють попередній натяг підшипників рівним 0,4 70% 30% від виникаючого максимального осьового навантаження.
Враховуючи трудність визначення оптимальної величини попереднього натягу за осьовим навантаженням, його встановлюють за моментом тертя підшипників, який визначають шляхом провертання валу приводної шестерні. Усереднені значення моменту тертя, що відповідають оптимальному попередньому натягу, становлять: для вантажних автомобілів - 2...4 Нм, для легкових автомобілів – 1,4...2,0 Нм.
Допустимі радіальні та осьове переміщення приводної шестерні в серединному перерізі складають 0,075 мм.