книги из ГПНТБ / Теория и конструкция боевых колесных машин

Считая карданный вал свободно лежащим на опорах, мы зани­ жаем его жесткость. В действительности на концы вала действуют защемляющие моменты, вызываемые подшипниками механизмов, соединяемых карданной передачей.

Если считать вал балкой с закрепленными концами, то числовой коэффициент в формулах (149) и (150) будет равен 12,2 • 106, а изгибиая жесткость вала будет несколько завышенной.

Иногда принимают промежуточное значение изгибной жестко­ сти и числовой коэффициент, равный 11,1 • 10®.

Поскольку реальный карданный вал не является балкой по­ стоянного сечения, то действительное критическое число оборотов несколько меньше расчетного. Обычно принимают / г р е а л ь н = 0 , 8 / г р п С ч .

Значительные нагрузки возникают уже при приближении к пкр, когда знаменатель в формуле (146) хотя и не равен нулю, но мал. Поэтому критическое число выбирают с некоторым запасом.

Коэффициент запаса k рекомендуется выбирать не меньше 1,2. Из формул (149) и (150) видно, что при одинаковых наружном диаметре и длине полый вал имеет большее критическое число обо­ ротов, причем, чем тоньше стенки вала, тем больше выигрыш. Кри­ тическое число оборотов быстро уменьшается с увеличением длины

вала.

В практике выработаны определенные нормы длин карданных валов для колесных машин различного типа, обеспечивающие на­ дежную работу карданных передач без возникновения в них значи­ тельных изгибных нагрузок. Для бронетранспортеров и армейских автомобилей при максимальном числе оборотов карданного вала 3500 об/мин предельная его длина составляет 1800 мм.

Влияние изгибных нагрузок зависит также от величины неурав­ новешенности (дисбаланса) карданной передачи. Увеличение дис­ баланса не изменяет критического числа оборотов, но, как видно пз формулы (146), увеличивает центробежную силу, действующую ша вал. Поэтому карданный вал в сборе с карданами подвергается ди­ намической балансировке. Величина дисбаланса зависит от разме­ ров карданного вала. Для карданных валов легковых машин вели­ чина дисбаланса находится в пределах 10—15 гем, грузовых — 50— 75 гем.

Рекомендуются следующие предельные величины биения вала в зависимости от максимального эксплуатационного числа оборотов карданного вала:

201

Осевые нагрузки в карданном валу возникают в результате то­ го, что при взаимном перемещении механизмов, связываемых кар­ данной передачей, расстояние между ними обычно изменяется. Из­ менения нет только в случае, когда перемещение одного из меха­ низмов происходит относительно центра, совпадающего с центром кардана, например, в карданной передаче с карданной трубой.

Для обеспечения изменения указанного расстояния один из кар­ данов может перемещаться вдоль оси карданного вала. Чаще все­ го для этого применяется шлицевое соединение. При таком соедине­ нии взаимные перемещения вала и вилки кардана вызывают появ­

оси вала; здесь Мка,, — момент, передаваемый карданным валом; d m— средний диаметр шлицованной части вала; ц— коэффици­ ент трения между шлицами вала и вилки.

Осевые нагрузки могут быть значительными, поскольку диаметр шлицованной части вала мал, а большие силы, возникающие между поверхностями шлицев, выдавливают смазку, что приводит к по­ лусухому трению (р- ^ 0 ,2 ).

Наличие дополнительных осевых нагрузок уменьшает долговеч­ ность карданов и подшипников механизмов, соединяемых кардан­ ной передачей.

В настоящее время для некоторых карданных передач применя­ ются конструкции, устраняющие возникновение больших осевых сил, например, соединение вала с вилкой при помощи специальных игольчатых подшипников (рис. 104, а) или упругих резиновых ко­ лец (рис. 104,6).

Большое внимание уделяется выбору смазки шлицевого соеди­ нения. Применение для шлицевого соединения вместо солидола УС-3 смазки 1-13 уменьшает осевые силы в полтора раза, а жидких масел (трансмиссионного, гипоидного) — в два-три раза. На авто­ мобиле ЗИЛ-130 применено герметичное уплотнение шлицевого со­ единения, позволяющее использовать жидкие масла.

Источниками возбуждения крутильных колебаний карданных валов могут являться: неравномерность крутящего момента, свой­ ственная двигателю внутреннего сгорания, неравномерность крутя­ щего момента, вызываемая самой карданной передачей, неравно­ мерность сопротивления движению.

Возможность возникновения крутильных колебаний уменьшает­ ся в результате применения демпфера сцепления и правильной конструкции карданной передачи. Однако полностью такая воз-

202

открытые карданные передачи с несинхронными карданами. Такие же карданные передачи чаще всего применяются и для привода не­ управляемых колес (между дифференциалом и колесом или колес­ ным редуктором) при независимой подвеске. Открытые передачи имеют не менее двух карданов. Если валы такой передачи и соеди­ ненные этой передачей валы механизмов трансмиссии лежат в од-

Рис. 105. Карданная передача с резиновым демпфером

ной плоскости (плоская карданная передача) и выполняются усло­ вия: a) у, —у2; б) ведущие вилки шарниров расположены во взаи­ мно-перпендикулярных плоскостях (» = 90°), то обеспечивается равенство угловых скоростей ведущего и ведомого валов переда­ чи. При этом дополнительные нагрузки, вызываемые закручива­ нием валов, полностью устраняются. Однако карданный вал такой передачи вращается неравномерно. Инерционные моменты, вызы­ ваемые неравномерностью, нагружают карданы и некоторые дета­ ли механизмов, соединяемых карданной передачей. Величина этой нагрузки тем больше, чем больше полярный момент инерции кар­ данного вала и быстро возрастает с увеличением у, и у2. Это яв­ ляется одной из причин стремления выполнять карданную переда­ чу с возможно меньшими углами у, и у2. Уменьшение углов у, и у3 увеличивает также к. п. д. и долговечность карданов.

Точное выполнение условий у, = у2 во многих случаях невоз­ можно, поскольку при относительных перемещениях механизмов, связанных карданной передачей, каждый из этих углов изменяется по-разному. Нагрузки, возникающие в результате неравенств углов у, и у„ тем больше, чем больше разность этих углов и чем больше их абсолютные значения. Следовательно, и с этой точки зрения лучше, когда углы 7 , и у-, малы.

Одним из способов уменьшения углов между валами карданной передачи является расположение двигателя под углом в к гори­ зонтали (у БРДМ в = 3,5°).

В некоторых карданных передачах валы наклонены не только в

•вертикальной, но и в горизонтальной плоскости (пространственные передачи). Такие карданные передачи применяются в приводах к переднему мосту БРДМ, водометному движителю и лебедке БТР-60П и др.

204

ГЛАВА 9

ГЛАВНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

I ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К КОНСТРУКЦИЯМ ГЛАВНЫХ ПЕРЕДАЧ. КЛАССИФИКАЦИЯ ГЛАВНЫХ ПЕРЕДАЧ

К конструкциям главных передач предъявляются следующие требования:

а) минимальные габариты по высоте; б) высокий к. п. д.; в) бесшумность работы.

Габариты главных передач по высоте определяют величину до­ рожного просвета, являющегося одним из важнейших параметров проходимости машины.

Различают следующие типы главных передач:

—о д и н а р н ы е — крутящий момент передается одной зубча­ той парой;

—д в о й н ы е — крутящий момент передается двумя зубчатыми парами.

конической или гипоидной передачи с цилиндрической и могут быть: центральными (все передаточные механизмы объединены в одном картере); разнесенными (несколько передаточных механизмов, каждый из которых имеет отдельный картер).

Центральные главные передачи выполняются:

— о д н о с т у п е н ч а т ы м и , т. е. с одним передаточным чис­ лом;

— д в у х с т у п е н ч а т ы м и , т. е. имеющими две переключав-' мые передачи с разными передаточными числами.

206

2. А Н А Л И З К О Н С Т Р У К Ц И Й О Д И Н А Р Н Ы Х Г Л А В Н Ы Х П Е Р Е Д А Ч

Червячные главные передачи применяются сравнительно редко.

Некоторое распространение они получили на многоосных колес­ ных машинах (бронетранспортер ДАР, четырехосные автомобили «Торникрофт» и «Альбион» и др.).

К основным достоинствам червячных главных передач отно­ сятся:

а) относительно малые габариты и вес при большом передаточ­ ном числе;

б) высокая бесшумность и плавность работы; в) возможность варьировать расположение карданной пере­

дачи, применяя червячную передачу с верхним или нижним червя­ ком;

г) упрощение привода к ведущим колесам многоосных колес­ ных машин.

К основным недостаткам червячных главных передач относятся: меньший по сравнению с шестеренчатыми передачами коэффициент полезного действия и большая стоимость изготовления.

К. п. д. уменьшается в результате дополнительных потерь, свя­ занных с продольным скольжением зубьев червяка относительно зубьев червячной шестерни и менее благоприятным для образова­ ния масляного клина характером скольжения.

В настоящее время созданы червячные передачи по к. п. д., близ­ кие к шестеренчатым. Однако для этого оказалось необходимым:

применение высококачественных оловянистых бронз (И — 14%' олова) для червячного колеса; весьма тщательное изготовление и тщательная поверхностная обработка (шлифовка и полировка) чер­ вяка; применение больших углов р ш подъема винтовой линии чер­ вяка.

Необходимость применения дорогих дефицитных материалов и тщательной обработки, а также относительно высокая трудоемкость нарезки червяка и являются причинами высокой стоимости червяч­ ных главных передач.

Применение червячных передач с большим углом рш значитель­ но уменьшает их габаритные преимущества. При угле р ш, близком к 45°, эти преимущества практически исчезают.

Если габариты главной передачи играют первостепенную роль (например, у автомобилей высокой проходимости — для получения больших клиренсов), угол рш выбирается равным 25—30°.

К. п. д. червячной передачи зависит от скорости скольжения в контакте зубьев, а следовательно, и от скорости движения.

На рис. 107 показана типичная конструкция червячной главной передачи.

Верхнее расположение червяка позволяет увеличить дорожный просвет под ведущими мостами. Наличие у червячной передачи сквозного (проходного) вала допускает последовательную переда-

207

чу крутящего момента к нескольким мостам многоосной машины, что упрощает общую схему трансмиссии.

Рис. 107. Червячная главная передача

Конические главные передачи (рис. 108) широко используются для бронетранспортеров (БТР-40, БРДМ, БТР-152) и армейских автомобилей (ГАЗ-69, ГАЗ-63 и др.).

Достоинством конических главных передач является: относи­ тельно высокий к. п. д. (с учетом потерь в подшипниках, но без уче­ та гидравлических потерь к. п. д. равен 0,97—0,98), мало изменяю­ щийся с изменением режима работы; меньшая, чем у других типов главных передач, требовательность к смазочным материалам.

Однако из всех видов одинарных главных передач они облада­ ют наибольшими габаритами и наиболее шумны в работе.

У большинства конических передач (см. рис. 108) ведущий вал— непроходной, и для многоосных машин приходится применять от­ дельную карданную передачу к каждому ведущему мосту (БТР-152, ЗИ Л -157 и др.). Некоторые конструкции конических главных пере­ дач (например, у чешских автомобилей — рис. 109) допускают по­ следовательную передачу крутящего момента от среднего моста к заднему. Кроме того, такая конструкция обеспечивает применение независимой подвески ведущих колес без карданных шарниров у полуосей.

Обычно применяются шестерни с круговыми зубьями, обладаю­ щие следующими преимуществами по сравнению с прямозубыми: большей бесшумностью работы; большей прочностью вследствие криволинейности зубьев, наличия большого числа зубьев, одновре­ менно находящихся в зацеплении; меньшей динамичности приложе-

208

ния сил, действующих на зуб; лучшей износостойкостью вследствие уменьшения удельных давлений; возможностью выполнения веду­

круговыми зубьями при массовом производстве не дороже, чем пря­ мозубых.

Основной недостаток шестерен с круговыми зубьями — значи­ тельное увеличение осевых усилий и изменение их направления при изменении направления вращения. Если направления вращения и угла спирали ведущей шестерни совпадают, то направление осево­ го усилия может быть различным. При передаточном числе глав-