Моделирование рабочих процессов карданных передач

В некоторых  автомобилях используются пространственные карданные передачи. В такой передаче (см. рис. 4) валы / и 3 соединяемых механизмов расположены не в одной, а в разных плоскостях. Для равномерности вращения валов / и 3 необходимо, чтобы вилка карданного шарнира, связанная с валом /, лежала в плоскости /, вилка карданного шарнира, связанная с валом J, — в плоскости // и сохранялось равенство углов между карданным валом и соединяемыми валами (у, = у₂).

Равномерное вращение соединяемых валов достигается  в трансмиссии автомобиля также применением карданных шарниров равных угловых скоростей (шариковых, кулачковых).

Дополнительные нагрузки. Карданная передача является частью сложной силовой крутильной системы трансмиссии автомобиля. При работе карданной передачи в трансмиссии обычно возникают дополнительные нагрузки (изгибающие, скручивающие, осевые, вибрационные), вызванные прежде всего неравномерным вращением карданного вала. При этом угловые ускорения, обусловленные наличием карданной передачи, могут вызвать значительные крутильные колебания в трансмиссии и повышенные напряжения в валах и зубьях шестерен механизмов трансмиссии.

Вследствие  неравномерности вращения карданного вала трансмиссия нагружается инерционным моментом

где /, — момент инерции вращающихся частей автомобиля, приведенный к карданному валу.

Уменьшение  инерционного момента и, следовательно, снижение дополнительных нагрузок в трансмиссии возможно при обеспечении равномерности вращения карданного вала. Это достигается, как указывалось ранее, выбором типа и кинематики карданной передачи и ее карданных шарниров (см. рис..4, а).

 

Если углы между карданным валом и соединяемыми валами равны (у, = у₂), то углы поворота соединяемых валов также равны (а = ф). Следовательно, соединяемые валы механизмов трансмиссии вращаются с одинаковой угловой скоростью. В этом случае вследствие малого момента инерции карданного вала нагрузка трансмиссии инерционным моментом, вызванная неравномерным вращением этого вала, будет небольшой.

Подвижное шлицевое соединение в карданной передаче компенсирует изменение ее длины при движении автомобиля. При передаче крутящего момента в шлицевом соединении возникает осевая сила

где М_тлк — максимальный момент двигателя; u_к, — передаточное число 1 передачи коробки передач; г_ср — средний радиус боковой поверхности шлицов; |л — коэффициент трения.

Осевые силы на шлицах, имеющих малую рабочую поверхность, достигают больших значений (20...40 кН в грузовых автомобилях), они могут даже вызвать заклинивание шлицевого соединения. Эти силы обусловливают интенсивное изнашивание шлицов, что приводит к увеличению дисбаланса карданной передачи и возникновению вибраций. Кроме того, создаются дополнительные нагрузки на карданные шарниры, промежуточную опору карданной передачи и на подшипники коробки передач и главной передачи.

Осевые силы являются одной из главных причин снижения в 2 — 3 раза долговечности  карданной передачи по сравнению  с другими агрегатами автомобиля.

Для уменьшения осевых сил подвижное шлицевое соединение следует размещать не вблизи заднего  ведущего моста, а около промежуточной опоры или коробки передач. Осевые силы уменьшаются при снижении трения в шлицевом соединении путем улучшения смазывания, повышения твердости и чистоты обработки поверхностей шлицов. Однако даже при обильном смазывании шлицевого соединения смазочный материал не удерживается на поверхности трения, и перемещение в шлицевом соединении происходит при коэффициенте трения jli = 0,2, а иногда, при задирах, при (Li = 0,4.

Вибрационные  нагрузки в трансмиссии автомобиля возникают вследствие неправильной установки карданных шарниров карданной передачи. В процессе эксплуатации при неправильно собранной карданной передаче се долговечность снижается в несколько раз.

КПД карданной  передачи. Значение КПД карданной  передачи, а следовательно, и трансмиссии автомобиля во многом зависит от типа и числа карданных шарниров и их КПД.

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 тра н с м и сс и и а вто моб ил я.

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 (рис. 17.6). 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.

Брнеллируюшее воздействие игл подшипников  увеличивается при большом суммарном  межигловой зазоре, когда иглы перекашиваются и создают высокое давление на шипы крестовины шарнира.

Суммарный межигловой зазор в карданных шарнирах составляет 0,10... 0,15 мм. Этот зазор не должен превышать половину диаметра иглы подшипника. В карданных шарнирах

Рис. .6. Зависимость  КПД карданного шарнира неравных угловых скоростей от угла между валами

автомобиля  обычно используются подшипники с диаметром игл, равным 2...3 мм.

Иглы подшипника подбираются с одинаковыми размерами (по допускам). Замена или перестановка игл в подшипнике не допускается.

Надежность  игольчатых подшипников и их ресурс определяют в эксплуатации надежность карданного шарнира.

Шариковые карданные  шарниры равных угловых скоростей (см. рис. 17.2, б) имеют высокий КПД. В четырехшариковых шарнирах это связано с тем, что они обладают в основном трением качения. В шести шариковых шарнирах при малых углах у между валами КПД достигает 0,99, а при углах у = 30° КПД уменьшается до 0,97 Сравнительно большие потери в шарнирах при возрастании угла у объясняются тем, что они обладают не только трением качения, но и трением скольжения.

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;/— дополнительный прогиб вала; т — масса вала; со — 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; / — 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.