Карданные передачи

4.1. Вопросы, решаемые при проектировании

4.1.1. Назначение и классификация карданной передачи, требования, предъявляемые к ней.

4.1.2. Рассчитать и проанализировать кривые, характеризующие кинематику карданного шарнира, при (рис. 4.1).

4.1.3. Выбрать и обосновать схему передачи (тип и количество карданных шарниров, валов, наличие промежуточной опоры и т.п.).

4.1.4. Выбрать основные конструктивные параметры карданной передачи (углы установки валов, наружный и внутренний диаметры трубы карданного вала, его длину), рассчитать критическую частоту вращения карданного вала и окончательно решить вопрос о промежуточной опоре.

4.1.5. Определить расчетные нагрузки.

4.1.6. Рассчитать тип крестовины на изгиб и срез и определить напряжение разрыва в крестовине.

4.1.7. Определить напряжение в вилке шарнира и допустимую нагрузку на игольчатый подшипник.

4.1.8. Рассчитать карданный вал на прочность и жесткость и определить напряжения смятия в шлицах.

4.1.9. Вычертить сборочные чертежи карданного вала, промежуточной опоры (при ее наличии), а также рабочие чертежи крестовины, вилки, и других деталей.

4.2 Назначение, требования к конструкции и классификация

Карданная передача предназначена для передачи крутящего момента между агрегатами автомобиля, валы которых несоосны или непараллельны, причем угол между валами может изменяться в процессе движения автомобиля.

Карданная передача состоит из карданных шарниров, карданных валов и промежуточных опор.

При проектировании карданных передач должны быть учтены следующие основные требования:

1) обеспечение равномерного вращения вала агрегата, приводимого карданной передачей при равномерном вращении ведущего вала;

2) критическая частота вращения карданной передачи должна превышать ее максимально возможную частоту вращения;

3) уровень шума и вибрационные нагрузки при работе карданной передачи должны быть минимальными;

4) высокий КПД;

5) высокая надежность и долговечность передачи.

Карданные передачи классифицируют по назначению, числу карданных шарниров, типу и конструктивным особенностям карданных шарниров.

По назначению карданные передачи делятся на основные и вспомогательные. К основным относятся передачи, используемые для подведения момента: а) к агрегатам, установленным на раме (угол между валами не превышает и зависит от точности установки агрегатов и деформации рамы); б) к ведущим мостам (); в) к ведущим колесам с независимыми подвесками (); г) к ведущим управляемым колесам (). Вспомогательные карданные передачи используются для привода вспомогательного и специального оборудования (лебедки, компрессора, вентилятора, механизма переключения передач, рулевого механизма и т.д.).

По числу применяемых шарниров различают карданные передачи одно-, двух- и трехшарнирные и т.д.

Карданные шарниры классифицируются по кинематическим свойствам (шарниры неравных и равных угловых скоростей) и по наличию фиксированных осей качания) полные карданные шарниры и полукарданные (упругие и жесткие шарниры).

Карданный шарнир неравных угловых скоростей (асинхронный) характеризуется тем, что при равномерной скорости вращения ведущего вала угловая скорость ведомого вала неравномерна. Карданный шарнир равных угловых скоростей (синхронный) обеспечивает равенство угловых скоростей ведущего и ведомого валов.

Полные карданные шарниры имеют фиксированные оси качания, а в полукарданных шарнирах указанные оси отсутствуют. При этом жесткие карданные шарниры допускают угловые отклонения осей валов до , а упругие – до .

4.3.Кинематика карданных шарниров неравных угловых скоростей

Преимущественное распространение в трансмиссиях автомобилей получили передачи с карданными шарнирами неравных угловых скоростей. Характерная особенность этого карданного шарнира – асинхронность, т.е. при равномерном вращении ведущего вала, ведомый вал вращается неравномерно. Кинематику карданного шарнира можно проанализировать используя зависимости

; (4.1)

, (4.2)

где - углы поворота ведущего и ведомого валов соответственно; и - угловые скорости указанных валов.

Анализ выражения (4.2) свидетельствует о том, что в рассматриваемом карданном шарнире , т.е. при равномерной скорости вращения ведущего вала, ведомый вал будет вращаться неравномерно, причем степень неравномерности зависит от угла между валами. Скорость достигает максимального значения при , и (рис.4.1) и определяется по формуле

.

Минимальное значение скорости наблюдается при и ; .

Cледовательно, угловая скорость ведомого звена изменяется в интервале . Неравномерность его вращения оценивается коэффициентом неравномерности

. (4.3)

На графиках, изображенных на рис.4.1, видно, что при малых углах угловые смещения валов, разность их угловых скоростей и коэффициент неравномерности имеют небольшие значения (например при , ). Исходя из этого, при малых углах между валами иногда применяют один карданный шарнир неравных угловых скоростей. Для уменьшения угла агрегаты (в частности, двигатель, ведущий мост) иногда устанавливают на раме наклонно.

Для устранения неравномерности вращения выходного вала весьма часто применяют передачу с двумя карданными шарнирами неравных угловых скоростей (рис.4.2, а). При этом должны быть выполнены следующие условия: 1) оси всех трех валов должны лежать в одной плоскости; 2) обе вилки вала 2 должны также располагаться в одной плоскости; 3) углы и между осями валов должны быть равны. Действительно, с учетом выражения (4.1)

; ; .

Если , то , что обеспечивает равномерность вращения выходного вала 3. Оси выходного и входного валов могут быть и не параллельны (рис.4.2,б), однако при этом условие должно сохраняться.

В случае трехшарнирной карданной передачи при взаимном расположении вилок на валах 2 и 3, соответствующем рис.4.2, в, условие равномерности вращения ведомого вала 4 имеет вид

.

Если вилки вала 2 также расположить в одной плоскости, то условие примет вид

.

Если вилки вала 3 развернуть под углом , то равномерность вращения ведомого вала будет обеспечена при условии

.

В процессе движения автомобиля углы и могут изменяться при постоянном угле , поэтому полностью устранить неравномерность вращения в трехшарнирной передаче невозможно. Однако, чем меньше угол , тем меньше будет отмеченная неравномерность вращения, в связи с чем угол рекомендуется выбирать в пределах .

В четырехшарнирной составной карданной передаче с промежуточной опорой (рис.4.2, г) равномерное вращение валов 1 и 5 и промежуточного вала 3 обеспечивается при выполнении рассмотренных ранее условий для каждой из двухшарнирных передач, входящих в состав четырехшарнирной.

Углы установки валов влияют не только на неравномерность вращения карданного вала, но и на КПД, и на срок службы карданной передачи.

Если угол между валами не превышает , то КПД карданной передачи с двумя шарнирами неравных угловых скоростей доходит в среднем до 0,99. При увеличении этого угла до КПД снижается до 0,95, а долговечность игольчатых подшипников снижается в 3-4 раза. Исходя из этого углы установки валов, соединяемых шарниром неравных угловых скоростей, при номинальной нагрузке в статическом состоянии автомобиля не должны превышать для легковых автомобилей и - для грузовых автомобилей и автобусов, - для автомобилей высокой проходимости. Вместе с этим указанные углы не должны быть меньше во избежание возникновения явления бринеллирования в игольчатых подшипниках.

4.4. Выбор схемы карданной передачи и ее основных

конструктивных параметров

На рис.4.3 изображены схемы карданных передач современных автомобилей. Схема, показанная на рис.4.3, а, получила наибольшее распространение на автомобилях с колесной формулой 4 2. Мощность от коробки передач к ведущему мосту передается через 2 карданных вала и три шарнира. Передний вал имеет промежуточную опору.

На автомобилях с колесной формулой для передачи крутящего момента к ведущим мостам применяются три двухшарнирные карданные передачи (рис.4.3,б). Наличие раздаточной коробки уменьшает длину карданных валов, что исключает необходимость применения промежуточной опоры. К ведущим управляемым колесам момент подводится с помощью карданных шарниров равных угловых скоростей.

Схемы использования карданных передач в трансмиссиях трехосных полноприводных автомобилей показаны на рис.4.3,в,г. В первом случае каждый из мостов имеет индивидуальный привод, причем карданная передача заднего моста четырехшарнирная с двумя карданными валами и промежуточной опорой. Во втором случае (рис.4.3,г) применяется схема со средним проходным мостом. В этом случае привод всех мостов осуществляется с помощью двухшарнирных карданных передач. Момент к передним управляемым колесам подводится также, как на двухосном автомобиле (рис.4.3,б).

Поперечное сечение трубы карданного вала, характеризуемое наружным D и внутренним d диаметрами, выбирается из ряда стандартных размеров труб согласно ГОСТ 5005-82 [6] в зависимости от значения максимального крутящего момента на ведущем валу карданного шарнира

, (4.4)

где - максимальный крутящий момент двигателя; - наибольшее общее передаточное общее передаточное число от вала двигателя до рассматриваемого карданного вала.

Под длиной L двухшарнирного карданного вала понимают расстояние между центрами карданных шарниров, установленных на концах данного вала. При наличии промежуточной опоры длина карданного вала определяется расстоянием между ее центром и центром карданного шарнира. Длина карданного вала зависит от компоновки автомобиля, кинематической схемы трансмиссии и ограничивается критической частотой его вращения.

Центр масс карданного вала в общем случае не совпадает с его осью вращения вследствие статического прогиба от собственной массы, разностенности трубы, неточности изготовления и балансирования вала. В результате при вращении вала возникает центробежная сила, вызывающая его поперечный изгиб, и ось вала совершает прецессионное движение, описывая некоторую поверхность вращения. С увеличением частоты вращения прогиб вала возрастает и при некоторой частоте, называемой критической частотой, карданный вал теряет устойчивость – его прогиб начинает прогрессивно возрастать, что может привести к поломке вала. Критическая частота вращения трубчатого карданного вала определяется из выражения, мин

. (4.5)

Для сплошного вала, свободно лежащего на опорах: .

Очевидно, что критическая частота вращения трубчатого вала с наружным диаметром D более высокая, чем сплошного вала того же диаметра D.

При расчете критической частоты вращения карданного вала, имеющего разное сечение (трубчатый, сплошной круглый, шлицеванный) следует в формулу для вместо L подставить приведенную длину вала

,

где - длина трубы, заменяющей сплошной участок вала длиной и диаметром ,

.

Действительное значение критической частоты вращения нового карданного вала меньше расчетного значения вследствие податливости опор, неточной балансировки вала, наличия зазоров в шлицевых соединениях, причем по мере износа соединений вала отмеченное несоответствие возрастает. Поэтому при выборе параметров карданного вала рекомендуется выдерживать соотношение

, (4.6)

где - максимальная частота вращения карданного вала, соответствующая максимальной скорости движения автомобиля.

Максимально допустимая длина карданного вала определяется из уравнения (4.5) с учетом выражения (4.6)

. (4.7)

Если длина вала, определяемая эскизной компоновкой, превышает значение, рассчитанное по формуле (4.7), то применяют промежуточную опору. При этом один карданный вал заменяется двумя с соответствующим увеличением числа карданных шарниров. На некоторых легковых автомобилях уменьшение длины карданного вала достигается установкой на коробке передач крышки – удлинителя.

4.5. Расчет элементов карданной передачи

При расчете карданного шарнира неравных угловых скоростей в качестве расчетного момента принимается меньший из двух моментов: - максимальный крутящий момент на ведущем валу карданного шарнира, определяемый по формуле (4.4); - крутящий момент, определяемый по сцеплению ведущих колес с дорогой при коэффициенте сцепления и полной нагрузке автомобиля

,

где - сцепной вес; - динамический радиус колеса; - наибольшее общее передаточное число от рассматриваемого карданного вала до колеса.

Максимальное значение результирующей силы Q, действующей в плоскости крестовины, определяются из выражения

,

где R – расстояние от центра карданного шарнира до середины шипа (рис.4.4).

Шипы крестовины рассчитывают на изгиб и срез. Напряжение изгиба в сечении А-А

,

где - длина шипа; - момент сопротивления сечения изгибу. Для шипа диаметром при отсутствии отверстия для смазочного масла , а для шипа с отверстием диаметром

.

Напряжение среза в сечении А-А (рис.4.4, а)

или .

Крестовину карданного шарнира рассчитывают на разрыв по сечению С-С (см. рис.4.4, а). Так как , то , где F – площадь сечения.

Напряженное состояние крестовины оценивают, составляя полученные значения напряжений со средними статистическими уровнями напряжений в выполненных конструкциях, которые составляют МПа;

МПа; Мпа.

Крестовину карданного шарнира изготовляют из сталей типа 12ХН3А, 18ХГТ, 20Х с последующей цементацией (HRC 58…65).

В вилке шарнира под действием силы возникают напряжения изгиба и кручения (рис.4.4,б). В сечении Б-Б

; ,

где и - моменты сопротивления изгибу и кручению, которые для прямоугольного сечения определяются из выражений ; .

Значение коэффициента К зависит от отношения и приближенно эту зависимость можно представить в виде .

Для эллиптического сечения ; .

В выполненных конструкциях вилок напряжения составляют: МПа; МПа. Вилки карданного вала изготовляют из среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45 или из легированной стали 40ХНМА.

Игольчатые подшипники карданного шарнира проверяют по значению допустимой нагрузки, H:

,

где - число иголок (роликов); -диаметр иголки, см; -длина иголки, см; - частота вращения коленчатого вала двигателя, мин , соответствующая ; - передаточное число от вала двигателя до шарнира на низшей передаче в коробке передач.

Расчетное значение должно быть больше максимальной нагрузки, действующей на подшипник: .

Трубу карданного вала рассчитывают на кручение при действии расчетного момента и максимального динамического момента

и .

Момент сопротивления трубы кручению .

Напряжения кручения трубы не должны превышать 300 МПа.

Угол закручивания трубы карданного вала ,

где L – длина карданного вала, м; - момент инерции сечения вала при кручении, м , ; G – модуль упругости при кручении; МПа. В выполненных конструкциях .

При колебаниях автомобиля карданный вал, передающий крутящий момент, испытывает напряжения растяжения-сжатия от осевой силы, возникающей в шлицевом соединении:

,

где - коэффициент трения в шлицевом соединении (при хорошей смазке , а при ее отсутствии может произойти заедание и ); и - соответственно наружный и внутренний диаметр шлицевой части скользящей вилки.

Боковые поверхности шлиц скользящей вилки карданного вала, рассчитываются на смятие:

,

где - рабочая длина шлицевого соединения; z- число шлицев.

Для выполненных конструкций МПа.

Трубчатая часть карданного вала изготовляется из ленточной низкоуглеродистой стали (сталь 20) толщиной 1,85…2,5 мм. Шлицевые наконечники подвижных соединений изготовляются из стали 40Х.

В упругих муфтах резиновые соединительные элементы рассчитывают на разрыв

,

где - радиус расположения осей соединительных болтов; i - количество резиновых упругих элементов.

Упругие соединительные элементы выполняют из морозостойкой и теплостойкой резины с пределом прочности на разрыв не 15 МПа и относительным удлинением не менее 35%.