Мои Конспекты
Главная | Обратная связь


Автомобили
Астрономия
Биология
География
Дом и сад
Другие языки
Другое
Информатика
История
Культура
Литература
Логика
Математика
Медицина
Металлургия
Механика
Образование
Охрана труда
Педагогика
Политика
Право
Психология
Религия
Риторика
Социология
Спорт
Строительство
Технология
Туризм
Физика
Философия
Финансы
Химия
Черчение
Экология
Экономика
Электроника

ТЕОРЕТИЧНІ ПОЛОЖЕННЯ



МЕТА І ЗАДАЧІ РОБОТИ

Мета роботи – вивчити параметри оцінки жорсткості головної передачі і оволодіти навиками їх практичного і теоретичного визначення.

Завдання заняття –навчити студентів практично і теоретично оцінювати жорсткість головної передачі шляхом визначення переміщень її ведучої шестерні при 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.

 

ТЕОРЕТИЧНІ ПОЛОЖЕННЯ

Однією із найважливіших вимог до конструкції головної передачі є забезпечення високої жорсткості установки її зубчастих коліс, зокрема приводної шестерні з метою підвищення довговічності і безшумності роботи передачі. При достатній жорсткості головної передачі забезпечується правильність зачеплення зубчастих коліс, яке суттєво не порушується під дією сил, що виникають в контакті зубів при передачі обертового моменту. При виконанні 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. Осьова жорсткість визначається величиною осьового зміщення зубчастого колеса. В конструкціях головних передач використовуються в основному дві схеми установки валу приводної шестерні - з додатковою опорою та консольна, які показані на рис.2.1.

а б

Рис.2.1. Схеми установки валу приводної шестерні головної передачі: а - установка з додатковою опорою, б - консольна установка; 1, 2, 5 – підшипники опор; 3 – регулюючі прокладки; 4- розпірна втулка.

 

При установці валу приводної шестерні з додатковою опорою жорсткістю передачі забезпечується за рахунок кріплення валу на трьох підшипниках 1, 2 і 3 (рис.2.1, а). При консольній установці валу приводної шестерні жорсткість передачі забезпечується за рахунок кріплення валу на двох підшипниках 2 і 3, які в більшій мірі рознесені один від другого (рис.2.1, б). З точки зору жорсткості передачі перша схема установки приводного валу є кращою в порівнянні із другою. Разом з тим вона є конструктивно складнішою.

Установка приводного валу по першій схемі здійснюється в одинарних головних передачах з великим передатним числом і в подвійних головних передачах при наявності вільного місця для розміщення додаткової опори.

В інших випадках установка приводного валу здійснюється по другій схемі.

Збільшення кутової жорсткості приводної шестерні з валом при консольній схемі установки досягається за рахунок зменшення консольного вильоту m шестерні, відносно суміжної опори, а також збільшення віддалі nміж підшипниками, яку рекомендується вибирати по крайній мірі в 2,5 рази більшою від консольного вильоту m шестерні. При неконсольній конструкції ця віддаль може бути зменшена до мінімуму і практично визначається компоновкою підшипників.

Для підвищення жорсткості в якості опор використовують конічні підшипники, розміщуючи їх 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 в серединному поперечному перерізі А-А визначаються за формулами:

- в горизонтальній площині

( 2.1 )

- у вертикальній площині

( 2.2 )

де Ft; Fr;Fa – відповідно колова, радіальна і осьова сили, що діють на зуби приводної шестерні;

Е – модуль пружності 1-го роду;

І – момент інерції поперечного перерізу валу;

dmw1 – 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 в 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 при величині попереднього натягу 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 при русі на вищій передачі, встановлюють попередній натяг підшипників рівним 0,4 × 70% » 30% від виникаючого максимального осьового навантаження.

Враховуючи трудність визначення оптимальної величини попереднього натягу по осьовому навантаженню, його встановлюють по моменту 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.