книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие

\

Допустимое биение торна

не более 0,1нм на

Е--32

53,4

Рис IX.2. Одинарная главная передача гипоидного типа легкового автомобиля " (МЗМА-408)

240

и задиры, особенно в период приработки, однако, естественно, не могут компенсировать недостаток смазки.

Конструктивная схема двойной передачи трехосного автомо­ биля (средний проходной мост) с межосевым дифференциалом 2 изображена на рис. ІХ.З. Блокировка межосевого дифференциала осуществляется муфтой, перемещаемой тягой 3.

Момент от карданного вала подводится к фланцу 1. Передача осуществляется конической парой 4 с консольно расположенной ведомой шестерней и цилиндрической парой 5. Передача момента на смежный задний мост осуществляется валом 7 с фланцем 6. На корпусе межколесного дифференциала сидит ведомая шес­ терня 5. Подобная конструкция позволяет осуществить передачу момента на каждый из мостов одним карданным валом (проходной вал), что упрощает компоновку автомобиля. Заметим, что вес двойных передач больше, чем одинарных, рассчитанных на тот же момент.

На рис. IX.4 представлен ведущий мост грузового автомо­ биля (ЗИЛ-ІЗОВ) с двойной двухступенчатой передачей. Эта пе­ редача позволяет получить широкую гамму передаточных чисел, так как общее число передач равно произведению чисел ступеней основной и дополнительной коробок передач и главной пере­ дачи. При этом может отпасть необходимость в применении многоступенчатых коробок передач и дополнительных коробок. Включение отдельных передач осуществляется осевым перемеще­ нием шлицованной муфты 2 с помощью дистанционного привода (механического, гидравлического, пневматического, электри­ ческого) с места водителя. При перемещении муфты 2 вправо блокируется шестерня 1 на валу, что соответствует высшей пере­ даче, при перемещении муфты 2 влево блокируется шестерня 3 низшей передачи.

Бортовые передачи и планетарные редукторы в ступицах ко­ лес позволяют увеличить дорожный просвет, и поэтому применя­ ются на некоторых автомобилях высокой проходимости.

Благодаря наличию бортовых редукторов моменты в диффе­ ренциале и на полуосях снижаются, что позволяет уменьшить их размеры и вес. Ведущий и управляемый мост грузового авто­ мобиля (МАЗ) с бортовой передачей представлен на рис. X II.3.

Вслучае применения червячных передач упрощается привод

кмостам многоосных автомобилей и уменьшаются габариты пе­ редачи. Однако при обычных условиях эксплуатации червячные передачи .имеют меньший (по сравнению с коническими переда­ чами) к. п. д., значительно изменяющийся в зависимости от ско­ рости вращения, и дороже в производстве. Поэтому эти передачи применяются относительно редко.

Повышению долговечности главной передачи будет способство­ вать хорошая смазка подшипников. На рис. IX.2 представлен пример конструкций главной передачи с циркуляционной смаз­ кой подшипников ведущего вала.

242

Шестерни из малоуглеродистой стали подвергаются цемента­

Рис. IX.4.'Главная передача с дву­ мя ступенями передач

Величина к. п. д. т] для гипоидной пары подсчитывается по формуле (IX. 1).

Н~/ tg ßa

(IX. 1)

■l+ftgßl

243

где / Ä=! 0,05 — коэффициент трения между профилями зубьев;

Коническая пара с пересекающимися осями

Схема сил, действующих на коническую шестерню с криво­ линейным зубом, представлена на рис. IX.5. При этом результи­ рующая сила давления на зуб Р 2 принимается приложенной на

Рис. IX.5. Схема сил, действующих" на коническую шестерню ,с криволинейным зубом

среднем радиусе гх, равном

где г0 — радиус основания начального конуса шестерни; b — ширина шестерни; б — половина угла при вершине начального конуса.

Сила Р 2 разложена на составляющие: окружную силу Р = — ,

г х

силы Q'=P tg ß и R' — ■"cofß* • Проектируя силы Q' и R ’ на оси

XX и уу, где XX _!_ уу, получим осевую и радиальную силы, дей­ ствующие на шестерню.

244

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:

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

Составляющие силы, на которые может быть разложена ре­ зультирующая сила Р 2, будут:

для шестерни 1

Минимальное число зубьев ведущей шестерни гипоидной пе­ редачи автомобиля составляет для грузовых автомобилей '5, а для легковых — 9.

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

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.

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

где у — коэффициент формы зуба; берется по таблицам для при­ веденного числа зубьев znp [IX.3,4]

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