Валы главной передачи рассчитываются на прочность и жесткость под действием максимально возможного крутящего момента. Надежность и жесткость валов главной передачи, срок службы подшипников определяются, исходя из реакций в опорах, зависящих от значений сил, действующих в зацеплении (рис. 5.11).
Рис. 5.11. Силы, действующие на ведущую коническую шестерню главной передачи: а - с консольной установкой; б – с установкой на дополнительной опоре; А и Б – опоры вала
Общая сила взаимодействия шестерен раскладывается по трем осям на окружную, осевую и радиальную силы, значения которых могут быть определены по следующим формулам.
Для ведущей шестерни конической главной передачи с пересекающимися осями шестерен:
окружная сила
P1 = , (5.6)
где rср1 – средний радиус начального конуса шестерни;
rср1 = r01 – 0,5Lsinδ1;
r01 – радиус основания начального конуса шестерни;
|
|
L – длина зуба по образующей начального конуса;
δ1 – половина угла начального конуса шестерни;
осевая сила
Q1 = (tgαcos δ1±sinβ1 cosδ1) (5.7)
где β1 – угол спирали зуба ведущей шестерни в среднем сечении;
α – угол зацепления;
радиальная сила
R1 = (tgαcos δ1±sinβ1 sinδ1). (5.8)
В указанных формулах знак «+» - при одинаковых направлениях вращения и спирали; «-» - при разных направлениях вращения и спирали; знак «+» соответствует направлению осевой силы Q1 к основанию конуса шестерни, а радиальной силы R1 к оси вала шестерни.
Поскольку у ведомой и у ведущей шестерен такой конической передачи углы спирали в среднем сечении равны (β1 = β2), имеет место равенство сил:
P1 = P2; Q1 = R2; R1 = Q2.
Для ведущей шестерни гипоидной главной передачи:
окружная сила
P1 = ; (5.9)
осевая сила
Q1 = (tgαcos δ1±sinβ1 cosδ1); (5.10)
радиальная сила
R1 = (tgαcos δ1±sinβ1 sinδ1). (5.11)
Для ведомой шестерни гипоидной главной передачи:
окружная сила
P2 = P1 ; (5.12)
|
|
осевая сила
Q2 = (tgαcos δ2±sinβ2 cosδ2); (5.13)
радиальная сила
R2 = (tgαcos δ2±sinβ2 sinδ2). (5.14)
При определении Lω и mt заложены допускаемые контактные напряжения на поверхности зуба [ ] и допускаемы напряжения изгиба [σF], поэтому заданные долговечность и прочность главной передачи обеспечена. Полученные при расчетах по формулам (5.6…5.14) значения сил P, Q и R используются при определении реакций в опорах A и B (рис. 5.11):
RA = ; (5.15)
RB = , (5.16)
где rср –радиус начального конуса ведущей шестерни в среднем сечении.
По данным опорным реакциям далее проводится расчет валов и подшипников аналогично расчетам коробки передач (3.16…3.17 и 3.19…3.24).
Расчет валов на проводится с определением прогибов в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
При консольном расположении ведущей шестерни (рис. 5.11,а) прогиб вала в горизонтальной плоскости определится по формуле:
fг = P (5.17)
где E – модуль упругости 1-го рода;
J – момент инерции сечения вала при изгибе.
Прогиб в вертикальной плоскости определится по формуле:
fв = R - Q . (5.18)
При установке вала на дополнительной опоре (рис. 5.11,б) прогибы вала:
в горизонтальной плоскости
fг = P ; (5.19)
в вертикальной плоскости
fв = R - Q . (5.20)
Допустимые прогибы валов и смещения шестерен приведены на рис (5.9).
Дифференциал