Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108 (стр. 5 из 11)
где zш — число зубьев полуосевой шестерни; п — число сателлитов, k— целое число.
К преимуществам простого конического дифференциала следует отнести:
- обеспечение устойчивости при движении по скользкой дороге и торможении двигателем благодаря равенству тангенциальных реакций на ведущих колесах;
- простоту устройства, малые размеры и массу, надежность, высокий КПД.
Отрицательным качеством является ограничение проходимости.
Нагрузки в дифференциале
В коническом дифференциале определяют нагрузки на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.
Нагрузку на зубья сателлита и полуосевых шестерен оределяют из условия, что окружная сила распределена поровну между всеми сателлитами и каждый сателлит передает усилие двумя зубьями. Окружная сила, действующая на один сателлит,
Рс = Мкmах uкп1uгп/(r1nс),
где r1 — радиус приложения; nс— число сателлитов (рис. 10).
Рисунок 10. Схема сателлита
Напряжение изгиба определяется по ГОСТ 21354—87. Износ зубьев не учитывается.
Материал сателлитов и полуосевых шестерен: сталь 18ХГТ, 25ХГМ, 20ХН2М; [σи] =500...800 MПa.
Шип крестовины (18ХГТ, 20ХНЗА и др.) под сателлитом испытывает:
- напряжение смятия
σсм = Pc/(dl1), [ σсм] =50...60 МПа;
- напряжение среза
τср = 4Рс/(πd2), [τср] =100...120 МПа;
- напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы Рд = Мкmах uкп1uгп/(r2nс):
σсм = Pд/(dl2), [σсм] =50...60 МПа.
Давление торца сателлита на корпус дифференциала определяется напряжением смятия:
σсм = Pxc/ F, [σсм]=10...20 МПа,
где Pxc= Рсtgαωsinδc (αω — угол зацепления; δc — половина угла конуса сателлита).
1.5 Силовые приводы, валы и полуоси трансмиссии автомобиля
Карданные передачи применяются в трансмиссиях автомобилей для силовой связи механизмов, валы которых не соосны или расположены под углом, причем взаимное положение их может меняться в процессе движения. Карданные передачи могут иметь один или несколько карданных шарниров, соединенных карданными валами, и промежуточные опоры. Карданные передачи применяют также для привода вспомогательных механизмов, например, лебедки. В ряде случаев связь рулевого колеса с рулевым механизмом осуществляется при помощи карданной передачи.
Привод пдреднего колеса:
1- корпус наружного шарнира;2- стопорное кольцо;3- обойма;4- шарик;5- наружный хомут;6- сепаратор;7- упорное кольцо;8- защитный чехол;9- внутренний хомут;10- вaл привода колеса;11- фиксатор внутреннего шарнира;12- корпус внутреннего шарнира;13- стопорное кольцо корпуса внутреннего шарнира;А- контрольный размер
Методика расчёта привода трансмиссии автомобиля
Упругий полукарданный шарнир должен центрироваться, иначе балансировка карданного вала может нарушиться.
В основе всех конструкций карданных шарниров равных угловых скоростей лежит единый принцип: точки контакта, через которые передаются окружные силы, находятся в биссекторной плоскости валов.
Для пояснения этого рассмотрим простейшую модель, приведенную на рисунке 12.
Окружная скорость точки контакта О υO = ω1r1; υO = ω2r2, откуда ω1r1 = ω2r2. Подставив в это равенство значения r1 = AOsinαи r2 = BOsinβполучим ω1AOsinα= ω2BOsinβ. Угловые скорости ведущего и ведомого валов равны, если АО = ВО; α = β.
Легко показать, что в этом случае точка О лежит в биссекторной плоскости. Это видно из равенства треугольников ОО'С и OO'D.
Рисунок 12. Схема карданного шарнира равных угловых скоростей
Расчет размеров деталей карданной передачи
Карданный вал. Во время работы карданный вал испытывает изгибающие, скручивающие и осевые нагрузки.
Изгибающие нагрузки возникают в результате неуравновешенности карданного вала, и в некоторой степени пары осевых сил, нагружающих шипы крестовины карданного шарнира. В эксплуатации неуравновешенность может появиться не только в результате механических повреждений карданного вала, но также при износе шлицевого соединения или подшипников карданных шарниров. Неуравновешенность приводит к вибрациям в карданной передаче и возникновению шума. Карданный вал подвергается тщательной динамической балансировке на специальных балансировочных станках. Допустимый дисбаланс зависит от максимального значения эксплуатационной угловой скорости карданного вала и находится в пределах (15... 100) г∙см.
Даже хорошо уравновешенный вал в результате естественного прогиба, вызванного собственным весом, при некоторой угловой скорости, называемой критической, теряет устойчивость; его прогиб возрастает настолько, что возможно разрушение вала.
Пусть в статическом положении ось вала смещена на расстояние е от оси вращения, а при угловой скорости ω получает прогиб f. Тогда при вращении карданного вала возникает центробежная сила
Pu = mв (e + f) ω 2,
где mв — масса вала.
Рисунок 13. Схема для определения критической скорости карданного вала
Центробежная сила уравновешивается силой упругости вала
Ру = си f,
где си — изгибная жесткость.
Поэтому
или 
Если си → mвω2, то f → ∞.
Критическая угловая скорость, вызывающая бесконечно большой прогиб,
,соответственно критическая частота вращения вала
nкр = 30 ωкр / π
nкр = 30шкр/я,
где си = qвlв / f(qв— вес вала, отнесенный к его длине; lв — длина вала).
Прогиб вала определяется в зависимости от принятой схемы его нагружения. Будем считать карданный вал нагруженной равномерно балкой на двух опорах со свободными концами. Прогиб балки
f = 5qвlв4 / (384EJи),
где E = 2∙105 МПа — модуль упругости первого рода;
— момент инерции поперечного сечения вала (dн и dвн — соответственно наружный и внутренний диаметры вала).Масса вала определяется из выражения
,где γ— плотность материала вала.
Подставив значения си и тв, получим выражение для критической частоты вращения вала:
полого
сплошного
Если считать карданный вал балкой с защемленными опорами, то числовой коэффициент в формуле следует принимать большим в 1,5...2,25 раза.
Критическая частота вращения карданного вала должна быть в 1,5...2 раза больше максимальной эксплуатационной. Для повышения критической частоты вращения следует уменьшать длину вала, что особенно эффективно, и увеличивать как наружный, так и внутренний диаметры. Внутренний диаметр трубчатого вала можно увеличивать до определенного предела (лимитирует прочность вала).
Скручивающие нагрузки:
Трубчатый вал изготовляют из малоуглеродистой стали (сталь 15, сталь 20), не подвергая ее закалке. Толщина стенок обычно не превышает 3,5 мм (для автомобилей ВАЗ — 2 мм; КамАЗ —3,5 мм).
Напряжение кручения трубчатого вала
; [τкр] = 100...120МПа.
Приваренные к трубе шлицованный наконечник и вилку изготовляют из легированной или углеродистой конструкционной стали 30, 35Х или 40.
Напряжение кручения сплошного вала
; [τкр] = 300...400 МПа.
При передаче крутящего момента карданный вал закручивается на некоторый угол
где J0 — момент инерции сечения вала (трубчатого
,сплошного 
); G— модуль упругости при кручении, G = 850 ГПа.Допускаемый угол закручивания 7...8° на 1 м длины вала.
Скручивающие нагрузки вызывают смятие и срез шлицев вала. Напряжение смятия шлицев от сил, действующих по их среднему диаметру,