Файл: Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.04.2024
Просмотров: 226
Скачиваний: 2
Осевая |
сила |
(рис. IX.5, б) |
|
|
||
Q = R' sin б |
|
Q' cos б = ^ -р |
tg a sin б |
sin ßcos б]J . |
||
Радиальная сила |
(рис. IX.5, в) |
|
(IX.2) |
|||
|
|
|||||
R = R' cos б |
і—) |
Q' sin б = ———ß |
tg а cos 6 (Jtj sin ß sin б . (IX.3) |
|||
|
|
|
cos ß |
|
|
|
Осевая сила Q, направленная к основанию конической ше |
||||||
стерни, |
принята |
положительной, а к вершине— отрицательной. |
||||
На |
рис. |
IX.5, а |
представлена |
шестерня |
правого вращения |
|
с правой спиралью (одноименные направление вращения и на правление спирали). При разноименных направлении вращения и направлении спирали (правое вращение-— левая спираль или левое вращение— правая спираль) знаки, перед вторым членом скобок меняются на обратные. Знаки для этого случая приведены в скобках.
Осевая сила Q, направленная к основанию начального конуса, исключает возможность заклинивания шестерен. Поэтому при менение малой ведущей шестерни главной передачи, имеющей обычно при движении автомобиля вперед правое вращение с ле вой спиралью зуба, целесообразно. Следует иметь в виду, что при движении автомобиля задним ходом может иметь место заклини вающее действие у шестерен, однако величина крутящего момента на заднем ходу обычно незначительна.
Шестерни конических пар главной передачи имеют углы спи рали ßx = 30-н45°, углы зацепления а = 16ч-18°.
Величина осевой силы Q у шестерен главной передачи с кри волинейным зубом значительно больше, чем у конических шесте рен с прямым зубом, что должно быть учтено при конструирова нии опор.
В зависимости от числа зубьев ведущей шестерни zlf могут быть приняты следующие углы спирали ß, град:
гх ............................. .... |
5 |
6 |
7 и более |
ß, град.......................... |
42—45 |
40—42 |
35—40 |
Коническая пара с перекрещивающимися осями (гипоидная передача)
Если для конических, не гипоидных шестерен ßx = ß2, то для гипоидных шестерен имеем ßx =h ß3. Силы Pw , Q(i), R {i>, дей ствующие на ведущую шестерню 1, не равны силам Р (2), Р(2), Q(2) , действующим на ведомую шестерню 2. Поэтому, если для кони ческих не гипоидных шестерен (Р<і> = —Р (2), Q(1) = —Р (2), Р(і) = —Q(2 )) достаточно определить три составляющих Р, Q, R, то для гипоидной пары шестерен необходимо определить шесть составляющих Pw , Р{2), Q{ , Q(2), Р (1), Р (2).
245
Результирующая сила давления Р 2 равна по величине как для ведущей, так п для ведомой шестерен (рис. V III.5, а и г):
для ведущей шестерни 1
|
|
- |
р |
— |
|
ра)____ |
|
(IX.4) |
|
|
|
2 |
|
cos ß(j) cos а > |
|||
|
|
|
|
|
||||
для |
ведомой |
шестерни |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Рп — |
|
Р(2) |
’ |
(IX.5) |
|
|
|
|
2 |
|
cos ß(2) cos а |
|
||
где Р(i) и Р(2 ) — окружные силы для |
шестерен 1 и 2. |
|
||||||
Из |
последних |
двух |
формул |
находим |
|
|||
|
|
|
р |
( 1 ) |
_ |
cosßd) |
|
(IX.6 ) |
|
|
|
Р ( 2) |
|
COS ß (2) ' |
|
||
|
|
|
|
|
|
|||
Составляющие силы, на которые может быть разложена ре зультирующая сила Р 2, будут:
для шестерни 1
|
|
|
|
|
II |
|
|
|
Qu) — |
Ра) |
tg а sin ö(1)(+) sin ß(x) cos 6(1) |
||||||
cos ß(l) |
||||||||
Р „ |
P(i) |
tg а cos бц) |
sin ß(1) sin 6 |
(1 ) |
||||
/Чі) — |
cos ß(l) |
|||||||
шестерни |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
D |
(2 ) |
__ D |
|
C0S ß(2) |
|
|
|
|
|
|
(1 ) cos ß(i) , |
|
|||
2 |
Pa) |
tg а sin 6 |
(;!) (Tj sin ß(2) cos 6 |
(2) |
||||
Q( ) — |
COS ßd) |
|
|
|
|
|
|
|
Р |
Pa) |
tg а cos 6 |
(2) (dl) sin ß(2) sin 6 |
(2 ) |
||||
уМа) — |
COS ß(2) |
|||||||
(IX.7)
(IX.8 )
(IX.9)
(IX. 10)
(IX. 11)
(IX. 12)
Минимальное число зубьев ведущей шестерни гипоидной пе редачи автомобиля составляет для грузовых автомобилей '5, а для легковых — 9.
Величина |
угла |
спирали ведущей шестерни |
( ß(i) |
= |
ß<2 ).+ |
+ farcsin — |
') ß(i) |
= 45н-50°. |
|
|
|
rIX / |
|
|
|
|
|
Угол спирали ведомой шестерни ß(2 > = 20-г-ЗО . |
|
|
|||
Величина гипоидного смещения Е составляет для легковых |
|||||
автомобилей |
и грузовиков малого веса (до 3 т) |
Е = ^ 0 |
,2 |
D(o2 ) и |
|
автомобилей |
большого веса Е ^ 0,125 D(оз), где |
0 2 ) — диаметр |
|||
246
начальной окружности ведомой шестерни по основанию началь ного конуса.
Диаметр D^o) может быть подсчитан по формуле
Dm = rf/ Мгаах,
где Мшах (кгс-см) — максимальный момент на ведомой шестерне
главной передачи, |
определяемой по сцеплению ведущих |
колес |
||
с дорогой, |
полагая |
ф = 0,65 |
(легковые автомобили) и ф = 0,85 |
|
(грузовые |
автомобили). |
/е составляет 0,58—0,665 |
[IX.2]. |
|
Величина коэффициента |
||||
Ширина зубчатого венца ведомой шестерни главной передачи b по данным фирмы «Глисон» в зависимости от величины окруж ного усилия Р может быть найдена из табл. IX.2.
|
|
|
Т а б л и ц а IX .2 |
|
Значения ——, кН/м или кгс/см |
|
|
|
b |
|
|
|
|
|
4 |
Автомобили |
"На 1-й |
На прямой |
По сцеплению |
передаче |
передаче |
» колес |
|
|
|
|
с дорогой |
Легковые |
800—900 |
300—500 |
850—950 |
Грузовые |
1400— 1500 |
250—300 |
1400—1450 |
Автобусы |
900—1000 |
200—250 |
— |
Подбор подшипников для главных передач производится ана логично приведенному в гл. VI. При этом необходимо учесть передаточные числа дополнительной коробки и главной пере дачи.
§ 43. ЖЕСТКОСТЬ, ПРОЧНОСТЬ, выносливость
Надежная и бесшумная работа главной передачи имеет место при высокой точности установки, определяемой жесткостью ва лов и их опор, схемой расположения и износостойкостью под шипников, точностью их регулировки, жесткостью картера глав ной передачи.
Смещение конических шестерен главной передачи автомобиля не должно превышать по осям хх и уу ±0,075 мм и по осям zz 0,25 мм (рис. IX. 1).
Стрела прогиба вала ведущей шестерни уменьшается при его монтаже на двух опорах, расположенных по обе стороны от ше стерни (рис. IX. 1). При обычной компоновке главной передачи это возможно, когда между корпусом дифференциала и ведущей
247
конической шестерней имеется достаточное пространство для раз мещения подшипника. Если ведущая шестерня главной передачи расположена между опорами, длина вала шестерни может быть меньшей, что повысит компактность передачи.
Конические роликовые подшипники с большим углом конуса наружного кольца (рис. IX. 1 и IX.2) хорошо воспринимают осевые нагрузки и смещение вала в осевом направлении незначи тельно. Однако жесткость их в радиальном направлении относи тельно невелика.
В случае консольного расположения ведущей шестерни про гиб вала возрастает. Для повышения жесткости зацепления необ ходимо увеличить моменты сопротивления вала, уменьшить плечо консоли, увеличить расстояние между подшипниками (рис. IX.2).
Жесткость и прочность гипоидных передач при прочих равных условиях обычно выше, чем конических со спиральным зубом вследствие большего диаметра как ведущей шестерни гипоидной передачи, так и ее вала.
Предварительный натяг подшипников главной передачи уве личивает жесткость зацепления. Предварительный натяг произ водится при сборке передачи и контролируется путем измерения момента, необходимого для проворачивания вала. Величина пред варительного натяга подшипников конических шестерен главной передачи автомобилей малой и средней грузоподъемности состав ляет 0,020—0,040 мм. Соответствующий момент, необходимый для проворачивания шестерен 2—4 Н-м (0,2—0,4) кгс-м.
Повышение точности зацепления может быть достигнуто при высокой жесткости картера главной передачи, обеспечиваемой соответствующим усилением и оребрением отдельных его участков. Так как расчетные методы не позволяют правильно оценить вели чины деформаций картера главной передачи, то необходима опыт ная проверка. На рис. IX.6, а и б представлены схема размещения индикаторов на картере двойной главной передачу 4-тонного автомобиля (материал картера — ковкий чугун) и величины де формаций в местах установки индикаторов (опыты ЗИЛ). Соответ ствующие деформации в зависимости от величины момента на
валу ведущей |
шестерни |
представлены на |
рис. IX .6, б. |
главной |
Расчет на |
прочность |
зубьев конических шестерен |
||
передачи по деформациям изгиба и сжатия |
производится |
по сле |
||
дующей приближенной формуле: |
|
|
||
|
а = |
2 cos ß |
(IX.13) |
|
|
|
|
||
где у — коэффициент формы зуба; берется по таблицам для при веденного числа зубьев znp [IX.3,4]
|
2 |
Z np |
cos3 ß COS ö ’ |
248
Рис. ІХ'.б. Упругие деформации картера іГдеталей главной передачи: а — схема размещения индикаторов для измерения перемещений;
1 , 3 — вертикальное и осевое смещения крышки левого подшипника; 2 — продольное смещение промежуточного вала; 4 — продольное смещение вала ведущей шестерни; 5 — вертикальное смещение правого конца промежуточного вала; 6 — вертикальное смещение правой крышки промежуточного вала; 7 — осевое смещение ведомой конической шестерни
б — кривые упругих деформаций
Рис. JX.7. Фотография излома зубьев ведущей шестерни главной передачи
249
