Назначение и типы карданных передач и карданных шарниров

Высокий КПД карданной  передачи имеет большое значение в многоосных автомобилях вследствие большого числа карданных шарниров. Поэтому даже при высоком КПД  одного шарнира (0,985...0,99) и обычном  распределении мощности и крутящего  момента потери на трение во всех карданных  шарнирах могут быть значительными (4...6%), что приводит к снижению общего КПД трансмиссии автомобиля.

Карданные шарниры неравных угловых скоростей на игольчатых подшипниках (см. рис.2, а) имеют высокий КПД при условии соблюдения технологии производства и падежного смазывания игольчатых подшипников во время эксплуатации.

Потери в карданном  шарнире неравных угловых скоростей  во многом зависят от угла между  соединяемыми валами. С увеличением угла у между валами КПД шарнира существенно снижается. Поэтому для уменьшения угла у на некоторых автомобилях двигатель располагают с наклоном 2...3° С этой целыо иногда задний ведущий мост автомобиля устанавливают так, чтобы ведущий вал главной передачи имел небольшой наклон. Однако уменьшать угол у между валами до пуля нельзя, так как шарнир может выйти из строя, что связано с брипеллирующим воздействием

(выдавливанием канавок)  игл подшипников на поверхности шипов крестовины и стаканов подшипников.

В эксплуатации ресурс четырехшарикового карданного шарнира составляет 25...30 тыс. км, а шестишарикового — 150 тыс. км. Основной причиной преждевременного выхода из строя шариковых шарниров является повреждение защитного резинового чехла, что приводит к вытеканию смазочного материала и загрязнению шарнира.

Кулачковые карданные  шарниры равных угловых скоростей (см. рис. 2, в) имеют более низкий коэффициент полезного действия, чем шариковые карданные шарниры. Это связано с тем, что у них большая опорная поверхность трения и они обладают трением скольжения. При хорошем смазывании и защите от загрязнения износостойкость и надежность работы кулачковых шарниров значительна. При неудовлетворительном смазывании и защите в эксплуатации возможны сильный нагрев и даже задиры деталей шарниров.

Бесшумность работы. Уровень  шума при работе карданной передачи зависит от качества, точности изготовления и дисбаланса ее деталей, подвижного шлицевого соединения и правильной сборки карданной передачи. Неправильная установка карданных шарниров при сборке передачи и осевые силы, действующие в подвижном шлицевом соединении, приводят к возникновению вибраций и, следовательно, к шуму при работе карданной передачи. Поэтому для снижения уровня шума необходима правильная сборка и балансировка карданной передачи и уменьшение осевых сил в подвижном шлицевом соединении (улучшение смазывания, размещение около промежуточной опоры или коробки передач и др.).

Оценочным параметром уровня шума, создаваемого карданной передачей при работе, может служить ее КПД. Чем выше КПД карданной передачи, тем она менее шумная во время работы.

Расчет карданной  передачи

При расчете карданной  передачи производится следующее:

определение критической  частоты вращения карданного вала;

расчет деталей карданной  передачи на прочность.

Рассмотрим расчет карданной  передачи.

Карданный вал. Карданные валы могут быть сплошными или трубчатыми. Сплошные карданные валы применяются для привода передних ведущих управляемых колес, а для соединения остальных механизмов трансмиссии автомобилей используются трубчатые карданные валы.

Трубчатые валы при меньшей  массе могут передавать большие  крутящие моменты и имеют большую  критическую частоту вращения, чем сплошные валы. Трубчатые валы изготавливают из низкоуглеродистых сталей I5 и 20 с толщиной стенок 2...3,5 мм в зависимости от типа автомобиля.

При работе карданный вал  подвергается изгибающим, крутящим, осевым и вибрационным нагрузкам. Поэтому вал рассчитывают на критическую частоту вращения, прочность и жесткость.

При вращении карданного вала возникает центробежная сила вследствие некоторого не равнмерного распределения массы вала по диаметру и его кривизны по длине. Центробежная сила действует перпендикулярно продольной оси вала и вызывает его дополнительный прогиб данного вала

где е — смещение центра тяжести вала вследствие неуравновешенности;ƒ— дополнительный прогиб вала; m — масса вала; ω — угловая скорость вала.

Центробежная сила уравновешивается силой упругости вала

где с — изгибная жесткость вала.

Из условия равенства  сил Р_п - Р_у имеем

Из последнего выражения  видно, что при с= тог прогиб вала f-о и вал может сломаться. В результате возможна авария автомобиля. Следовательно, критическая угловая скорость, вызывающая бесконечно большой прогиб вала:

В этом случае критическая  частота вращения карданного вала

Изгибная жесткость вала

где q — плотность металла вала, г/см³; l— длина вала, см.

Прогиб вала зависит от характера его нагружения и способа закрепления.

Для трубчатого вала, свободно лежащего на опорах и равномерно нагруженного по длине:

момент инерции поперечного  сечения вала; d_u, d„ — наружный и внутренний диаметры вала, см.

Масса вала

С учетом выражений для  массы вала и его изгибной жесткости  критическая частота вращения составляет:

  для трубчатого вала

для сплошного вала

для трубчатого вала, защемленного в опорах:

для сплошного вала, защемленного в опорах:

Из приведенных выражений  следует, что критическая частота  вращения трубчатого вала выше, чем  у сплошного вала такого же диаметра. Это объясняется тем, что трубчатый  вал легче сплошного.

При расчетах за длину вала, свободно лежащего на опорах, принимают  расстояние между центрами карданных  шарниров, а защемленного — расстояние между подшипниками.

В процессе эксплуатации вследствие изнашивания трущихся поверхностей, увеличения зазоров и нарушения  центрирования

карданного вала критическая  частота вращения карданного вала п осте пенно уменьшается.

В связи с этим при выборе размеров карданного вала для удовлетворительной работы карданной передачи необходимо, чтобы критическая частота вращения была в 1,5 — 2 раза больше максимальной частоты вращения карданного вала, соответствующей максимальной скорости движения автомобиля. Для повышения критической частоты вращения карданного вала следует уменьшать его длину и увеличивать диаметр. При этом увеличивать внутренний диаметр вала можно только до определенного предела, который ограничивается прочностью вала.

Кроме определения критической  частоты вращения карданного вала его рассчитывают на кручение, сжатие, растяжение и на угол закручивания, а шлицы карданного вала — на смятие и срез. Расчет проводят на максимальный крутящий момент, подводимый к карданному валу от двигателя при включенной I передаче в коробке передач.

При расчете карданного вала на кручение определяют напряжения кручения.

Для трубчатого вала

Допустимые напряжения кручения |т_кр| = 100... 120 МПа.

На некоторых автомобилях  используют трубчатые карданные  валы, изготовленные из композиционных материалов — стеклопластиков, углепластиков и боропластиков. Плотность этих материалов меньше плотности стали почти в 4 раза при одинаковой прочности. Однако карданные валы из композиционных материалов имеют высокую стоимость, что препятствует широкому применению их в автомобилях.

Сплошные карданные валы, применяемые главным образом  в приводе ведущих управляемых  колес, изготавливают из легированной стали 40Х.

Для сплошного вала

Допустимые напряжения кручения |т_кр] = 300...400 МПа.

При передаче крутящего момента  карданный вал закручивается на некоторый угол, характеризующий жесткость вала. Поэтому расчет карданного вала на жесткость производят по углу закручивания

де G = 850 ГПа — модуль упругости при кручении; J — момент инерции сечения вала:

Допустимый угол закручивания должен составлять 1... 8° на I м длины вала.

При передаче крутящего момента  шлицы карданного вала работают на смятие и срез. Напряжения смятия определяют от сил, действующих по среднему диаметру шлицов:

Допустимые напряжения смятия шлицов [ст_см| = 15...20 МПа.

Напряжения среза шлицов определяют в сечении у их основания:

Допустимые напряжения среза  шлицов [х_ср| = 25...30 МПа.

Осевые силы, возникающие  в подвижном шлицевом соединении карданной передачи, которое компенсирует изменение длины передачи при движении автомобиля, могут достигнуть больших значений (например, в грузовых автомобилях 20... 30 кН) даже при хорошем смазывании шлицов.

При передаче большого крутящего  момента в шлицевом соединении происходит заклинивание. При этом двигатель, установленный на упругих резиновых опорах, смещается в продольном направлении. В результате карданный вал работает на сжатие и растяжение.

Осевая сила, вызывающая сжатие и растяжение карданного вала:

Напряжения сжатия карданного вала

где F — площадь сечения вала.

Рис. 7. Схемы для расчета деталей карданного шарнира неравных угловых скоростей: а — крестовина: 6 — вилка

Карданные шарниры. В карданном шарнире неравных угловых скоростей рассчитывают крестовину и вилку. Крестовина (рис. 11, а) работает на разрыв, а ее шипы — на изгиб и срез.

Напряжения изгиба и среза  шипа определяют в его основании. Напряжения изгиба шипа

где а — плечо изгиба шипа; г — плечо приложения окружной силы к шипу; d — диаметр шипа.

Крестовины изготавливают  из сталей 18ХГТ и 20Х. Допустимые напряжения изгиба шипов крестовины |о_|И|| = 300 МПа.

  Напряжения среза шипа крестовины

Допустимые напряжения среза  шипов крестовины |т_ср| = 60... 80 МПа.

Напряжения крестовины на разрыв определяют в сечении АА, находящемся посередине между шипами:

где F — площадь сечения АА.

Допустимые напряжения разрыва  крестовины [о„| = 100... 150 МПа.

Вилку карданного шарнира (рис. 11, 6) рассчитывают на изгиб и скручивание. Напряжения изгиба вилки шарнира

где с — плечо изгиба в опасном сечении ББ; W_mv — момент сопротивления изгибу

Вилки шарнира изготавливают  из сталей 35, 40 и 45.

Напряжения кручения вилки  шарнира

где W — для эллиптического сечения, W_vn для прямоугольного сечения, а = 0,2...0.25 — коэффициент, зависящий от соотношения сторон сечения).

Допустимые напряжения кручения вилки шарнира |т_кр] = 100... 150 МПа.

Для игольчатых подшипников  карданного шарнира рассчитывают напряжения смятия. Эти напряжения определяют по допустимой нагрузке на игольчатый подшипник:

Допустимые напряжения смятия |с_СЧ||для игольчатых подшипников не должны превышать 30 МПа.

В шариковых карданных  шарнирах равных угловых скоростей  определяется допустимая окружная сила в контакте шариков с поверхностью канавок. В четырехшариковом шарнире, где нагрузку передают два шарика при движении вперед и два шарика при движении назад, окружная сила, действующая на шарик:

где r — плечо приложения окружной силы. Напряжения смятия

где d_ш — диаметр шарика.

Материал шариков —  сталь ШХ15.