6.3.2. Визначення модуля і геометричних параметрів зубчастих коліс

В конічній із спіральним зубцем і гепоїдній передачах за розрахунковий модуль беруть середній нормальний модуль

,

де m_tm – середній тангенціальний модуль.

Середній тангенціальний модуль

, (6.3)

де Т_р - розрахунковий обертовий момент на ведучому валу, визначається за формулою (6.2), в якій показник ступеня m_r = 9;

У_F – коефіцієнт форми зубця, встановлюється за еквівалентним числом зубців і вибирається з табл. 3.2:

,

де Z₁ – кількість зубців шестерні, мінімальне число яких для вантажних автомобілів Z₁ = 5, для легкових Z₁ = 9; _bd – коефіцієнт ширини зубчастого вінця

Зовнішній коловий модуль .

Основні геометричні параметри ведучої шестерні показані на рис. 6.1.

О сновні геометричні параметри веденого колеса (на рисунку не показані) аналогічні параметрам шестерні. Половини кутів при вершинах ділиль­них (початкових) конусів:

– шестерні

– веденого колеса

.

Рис. 6.1. Основні геометричні параметри ведучої шестерні головної передачі

Ширина зубчастого вінця .

Середній ділильний діаметр

Зовнішній ділильний діаметр

Зовнішній діаметр вершин зубців

Зовнішній діаметр впадин зубців

6.3.3. Зусилля у зачепленні зубчастих коліс

У зубчастому зачепленні конічної передачі розрізняють 3 сили, а гепоїдної передачі – 6 сил.

Характерні для конічної передачі колові F_ti , радіальні F_ri та осьові сили F_аі визначаються за формулами

;

; (6.4)

.

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

,

де k – коефіцієнт збільшення розмірів зубчастого колеса

Відповідно різні радіальні і осьові сили. Радіальна F_r1 і осьова F_a1 сили, що діють на шестерню розраховуються за формулами (6.4), в які підставляється . Відповідні сили, що діють на ведене колесо, визначаються за формулами

. (6.5)

У формулах (6.4) і (6.5) верхній знак береться у разі збігу напрямку обертання з напрямком спіралі зубця, а у разі різних напрямків беруть нижній знак. Кут зачеплення _ у вказаних формулах дорівнює 20^о для вантажних автомобілів і 14...16^о для легкових автомобілів.

6.3.4. Визначення реакцій в опорах та розрахунок валів головної передачі на жорсткість

Для прикладу наводиться розрахунок реакцій в опорах ведучого вала головної передачі.

Використовують переважно дві схеми установки ведучого вала: консольна та з опорами по обидва боки шестерні (рис. 6.2).

а б

Рис. 6.2. Схеми установки ведучого вала:

а – консольна; б – з опорами по обидва боки шестерні

Враховуючи прийняті позначення, для обох схем використовуються ідентичні формули для розрахунку реакцій опор:

(6.6)

де знак "-" – для схеми а); знак "+" – для схеми (б). При розрахунку R_А верхній знак береться для схеми (а), а нижній для схеми (б).

Реакції опор веденого колеса також розраховують за формулами (6.6) у разі підстановки в ці формули відповідних значень сил.

Розрізняють кутову та осьову жорсткість валів головної передачі.

Кутова жорсткість вала визначається величиною прогину шестерні в її серединному перерізі. Значно більша кутова жорсткість забезпечується у разі установки опор по обидва боки шестерні (рис. 6.2, б), однак її не завжди можна використати. Для веденого колеса така схема установки використовується завжди. Для менш жорсткої консольної установки прогини шестерні визначають за формулами

в горизонтальній площині , (6.7)

у вертикальній площині (6.8)

Осьова жорсткість вала залежить від наявності зазорів у підшипниках опор.

Допустимі значення радіальних прогинів в горизонтальній та вертикальних площинах і осьового переміщення шестерні дорівнюють 0,075 мм.