Развитие конструкции карданных и главных передач

 

В автомобилях с приводом на задние колеса крутящий момент от коробки передач передавался с помощью карданной переда­чи к главной передаче, далее - непосредственно ведущим колесам с помощью полу­осей. Задние колеса, главная передача и полуоси могли свободно подниматься и опускаться вниз, как один узел. Полуоси находились внутри труб, и весь узел назывался балкой заднего моста. Иногда корпус главной передачи крепился к кузову автомобиля, и тогда полуоси должны были иметь шарниры и устройства, компенсирующие небольшие изменения длины, когда колеса двигались независимо вверх и вниз (независимая задняя подвеска). В некоторых автомобилях коробка передач пере­мещалась назад и объединялась в один узел с главной передачей. Все такие автомобили имели независимую заднюю подвеску, хотя большинство заднеприводных и грузовых автомо­билей в настоящее время имеют зависи­мые задние подвески.

Главная передача в переднеприводных автомобилях составляет единый узел с коробкой передач, что дает возможность обойтись без карданных валов, снижая вес и стоимость, демонст­рируя большие преимущества переднего привода. Недо­статком привода является необходимость в более сложных и дорогих шарнирах, которые должны передавать крутящий момент к передним колесам, поворачивающим­ся на большие углы. Если ведущими являются два колеса автомобиля, необходима только одна главная передача, действующая как понижающая передача, умень­шая обороты выходного вала коробки передач до оборотов ведущих колес. Наибольшее применение получили одинарные шестеренчатые главные передачи (Рис. 5).

 

Рис. 5. Схемы главных передач:

а - коническая, б - гипоидная, в – цилиндрическая; 1, 2 - соответственно ведущая и ведомая конические шестерни; 3, 4 - соответственно ведущая и ведомая цилиндрические шестерни.

 

Главная передача включает в себя дифференциал для раз­деления крутящего момента между двумя колесами, что дает возмож­ность колесам вращаться с разными угловыми скоростями, когда автомобиль поворачивает (внутреннее колесо проходит меньший путь, чем на­ружное). Понижающая передача в обычных главных передачах со­стоит из маленькой ведущей зубчатой шестерни, находящей­ся в зацеплении с намного большей. Передаточное отноше­ние обычно находится между 3:1 или 5:1. Двухступенчатое снижение оборотов приводит к легкости и компактности (суммарное передаточное число трансмиссии на первой передаче составляет обычно от 16:1 до 20:1). Передаточное число главных передач обычно изменяется изменением числа зубьев на ведущей и ведомой шестернях. Число зубьев на ве­домой шестерне не всегда кратно числу зубьев на ведущей во избежание резо­нанса, приводящего к поломке, поэтому боль­шинство главных передач использует нечетное число зубьев на ведомой шестерне (обычно 37, 41, 43 или 47).

Конические шестерни главной передачи (Рис. 5, а) могут быть с прямыми или со спиральными зубьями. У конических шестерен со спираль­ными зубьями прочность зубьев более высокая по сравнению с шестернями с прямыми зубьями. Кроме того, увели­чение числа зубьев, одновременно на­ходящихся в зацеплении, делает рабо­ту шестерен более плавной и бесшум­ной, повышает их долговечность. По этой же причине цилиндрическая пе­редача, используемая в переднеприводных автомобилях с по­перечным расположением двигателя, имеет косые зубья, а не прямые.

Современные главные передачи для ав­томобилей с приводом на задние колеса используют «гипо­идную передачу» (появилась в 1920-е годы), когда зубья имеют спиральную форму (Рис. 5, б). Главные передачи с гипоидным зацеплением применяются, когда оси ведущей и ведо­мой шестерен не пересекаются в от­личие от простой конической пере­дачи, где эти оси пересекаются. Сме­щение оси ведущей шестерни гипоид­ной передачи вверх позволяет увели­чить дорожный просвет (клиренс) и проходимость автомобиля, а смещение оси вниз позволяет снизить центр тя­жести и повысить его устойчивость. Гипоидная передача более чувстви­тельна к нарушению правильности за­цепления и требует более точной регу­лировки. Кроме того, в гипоидной передаче при зацеплении происходит скольжение зубьев, сопровождающееся нагреванием. Следствием этого являет­ся разжижение и выдавливание смаз­ки, приводящее к повышенному изно­су зубьев, для устранения которого не­обходимо применять специальную смазку.

В переднеприводных автомобилях с поперечным двигателем цилиндрическая главная передача (Рис. 5, в) размещается в общем картере с коробкой передач и сцеплением. Шестерня главной передачи закрепляется на ведомом валу коробки передач, а иногда выполняется как одно целое с этим валом и устанавливается консольно. При консольной установке шестерни главной передачи и дифференциала могут быть не­сколько сдвинуты в сторону двига­теля, тем самым уменьшается разница длины полуосей. С той же целью коле­со закрепляется на картере дифференциала, обычно с левой по ходу авто­мобиля стороны.

Дифференциал служит для распре­деления подводимого к нему крутяще­го момента между выходными валами и обеспечивает возможность их враще­ния с неодинаковыми угловыми ско­ростями. Вращение колес с одинаковой скоростью привело бы к проскальзыванию и пробуксовыванию колес, вызывая повышенный износ шин, увеличение нагрузок в механизмах трансмиссии, затраты мощности дви­гателя на работу скольжения и буксо­вания, повышение расхода топлива, трудность поворота. Неведущие колеса установ­лены свободно на оси и каждое из них вращается независимо друг от друга. У ведущих колес это обеспечи­вается установкой в их приводе диф­ференциалов.

Дифференциалы делят на межколесные (распре­деляющие крутящий момент между ве­дущими колесами одной оси) и меж­осевые (распределяющие крутящий момент между главными передачами двух ведущих мостов).

В автомобилях 4 WD межосевой дифференциал (в конструкциях раздаточной коробки) может де­лить входной крутящий момент в любом желаемом соотно­шении. Недостаток симметричного дифференциала, распределяющего крутящий момент в соотношении 50:50, в том, что, когда одно из двух ведущих колес попадает на скользкую поверхность или полностью отрывается от дороги при резком повороте, тогда и на дру­гом колесе не может быть достаточного момента, автомо­биль полностью теряет крутящий момент на колесах.

Всегда существовал интерес к созданию дифференциалов «повышенного трения», способных «почувствовать» появление увеличивающейся разницы в угловых скоростях ведущих колес и приложить определенное значение тормозного момента к более быстро вращающе­муся колесу: медленно вращающееся колесо с лучшим сцеплением передает свой максимальный мо­мент и дополнительный момент от буксующего колеса. Для передачи крутящего момента с одной стороны дифференциала на другой используются фрикционные диски, конусные сцепления или вязкостные муфты.

Вязкостная муфта (Рис. 6) похожа на многодисковое сцепление, в котором находится набор близко расположенных друг к дру­гу дисков (впервые стала применяться в 1979 году). Соседние диски присоединяются к противополож­ным валам муфты, а корпус заполнен вязкой жидкостью. Половина промежуточных дисков соединяется с центральным валом, другая половина - с внешней частью корпуса муфты. Валы муфты могут свободно вращаться с небольшой разни­цей в угловых скоростях, но если разница в скоростях уве­личивается, жидкость внутри муфты начинает действовать как твердое тело и предотвращает чрезмерное проскальзы­вание и обеспечивает передачу крутящего момента с одной стороны муфты на другую.Конструкции с использованием вязкостной муфты применимы в трансмиссиях автомобилей как с приводом на зад­ние колеса, так и переднеприводных авто­мобилей.

В дифференциале Torsen (TORque SENsing) (чувствующий крутящий момент) (Рис. 6) применяется сложный червячный механизм, пе­редающий чисто механическим способом крутящий момент на ту сторону, где увеличиваются скорость вращения. Устройство практически мгновенно реагирует на про­скальзывание и прогрессивно распределяет момент, а сте­пень ограничения проскальзывания определяется геометри­ей устройства.

Рис. 6. Схемы дифференциала Torsen (слева) и вязкостной муфты (справа)

 

Основные недостатки дифференциала Torsen заключены в высо­кой стоимости вследствие большого числа сложных деталей, требующих машинной обработки, и трудности сборки.

Существует различие в прин­ципе действия дифференциала Torsen и вязкостной муфты. Torsen - настоящий дифференциал, который, получая крутя­щий момент, распределяет его в соотношении 50:50 между двумя выходами, но имеет способность менять соотно­шение, если изменяются выходные скорости. Вязкостная муфта может соединять вход и выход в обычной главной передаче, чтобы разделять крутящий момент между валами в зависимости от их проскальзывания, или действовать как прямая связь в том случае, если существует достаточная раз­ница в скоростях входного и выходного валов.

Крутящий момент от полу­осевых шестерен дифференциала к ве­дущим колесам передается валами – полуосями (Рис. 7). Помимо крутящего момента, полуоси могут быть нагружены изгибающими мо­ментами от сил, действующих на ве­дущее колесо. В зависимости от испытываемых полуосью нагрузок принято деление на полуразгруженные, разгруженные на три чет­верти и полностью раз­груженные.

Полуразгру­женная полуось воспринимает все уси­лия и моменты от до­роги.

 

Рис. 7. Схемы полуосей:

а - полуразгруженная, б - разгруженная на три чет­верти, в - полностью разгруженная

На три четверти разгруженная полуось имеет внешнюю опору между ступицей колеса и балкой моста, поэ­тому изгибающие моменты от верти­кальных, продольных и боковых реак­ций воспринимают одновременно и полуось, и балка моста через подшип­ник. Полностью разгруженная полуось передает только крутя­щий момент от дифференциала к веду­щим колесам, однако для нее возмож­ны деформации изгиба, обусловлен­ные деформацией балки моста, несоосностью ступицы колеса с полуосевой шестерней, перекосом и смещением шлицевых концов полуосей относи­тельно шестерни и фланца при нали­чии зазоров в шлицевом соединении. Обычно полуоси грузовых автомобилей вы­полняются полностью разгруженными, легковых автомобилей - полуразгру­женными, легковых автомобилей вы­сокого класса - разгруженными на три четверти.

Внешние концы полуосей перемещаются с колесами, а углы, под которыми они передают крутящий момент, больше. Вес является важным фактором: валы образуют часть «неподрессо­ренной массы», влияющей на плавность хода и устой­чивость. Полуоси должны быть небольшими и должны проходить че­рез подвеску, оставляя место для тормозного механизма и привода. Поэтому полуоси делают трубча­тыми, но чаще – сплошными (возможность сделать их тоньше и дешевле).

Карданные передачи применяются в трансмиссиях автомобилей для пере­дачи мощности между агрегатами, валы которых не лежат на одной пря­мой, причем их взаимное положение может меняться в процессе движения. Карданные передачи могут иметь один или несколько карданных шарниров, соединенных карданными валами, и промежуточные опоры. Карданные валы должны выдерживать максимальные нагрузки при пе­редаче крутящего момента от коробки передач, быть сбалансированными для ликвидации вибра­ций, быть по возможности короткими и легкими.

Первые карданные валы передавали крутящий момент от коробки передач к балке заднего моста, которая могла перемещаться вверх и вниз примерно на 30 см, и представ­ляли собой отдельный вал с карданными шарнирами нерав­ных угловых скоростей с каждой стороны (Рис. 8). В карданные валы вставлялся также скользящий шлицевой узел для компен­сации небольшого изменения длины при перемещении под­вески автомобиля.

 

Рис. 8. Схема карданной передачи:

1, 4, 6 - карданные валы, 2, 5 - карданные шарниры нерав­ных угловых скоростей, 3 – компенсирующее соединение

 

При независимой подвеске перемещения главной передачи относительно коробки передач значитель­но меньшие, но достаточные из-за изгиба ку­зова и реактивного эффекта при передаче крутящего момен­та, чтобы была необходимость установки карданных шар­ниров с каждой стороны, позволяющих учесть далеко не совершенное выравнивание и упростить сборку.

У валов, вращающихся с большой скоростью, любая не­сбалансирован-ность вызывает изгиб вала в средней части. Если дисбаланс вала значительный, а сам вал недостаточно жесткий, вал будет изгибаться, изгиб будет увеличивать дисбаланс, пока вал не разорвется или как минимум увеличатся вибрации на высоких скоростях, что приведет к преждевременному износу карданных шарниров. Для решения проблемы можно сделать вал более жестким, применив трубу большего диаметра, увеличив сто­имость и размеры, или разделить карданный вал на два, ус­тановив промежуточную опору с подшипником, что потребует дополнительных два шарнира и подшипник с опорой (сами валы могут быть сделаны меньше, легче и дешевле).

Наиболее важной считается конструкция шарниров на каждом конце вала. Любой карданный шарнир должен пере­давать крутящий момент при изменяющихся углах между валами. Такая проблема может быть значительной, поскольку опора крепится в районе спинок передних сидений. Чтобы не допустить вибраций, шарнир должен обес­печивать постоянное равенство угловых скоростей соединя­емых валов, работать при больших углах между валами, компенсировать продольные перемещения и иметь минимальное трение. Проблему можно решить при­менением шарниров равных угловых скоростей (ШРУС) вместо обычных карданных шарниров (Рис. 9).

Наиболее распространенным шарниром является универсальный карданный шарнир неравных угловых скоростей (Рис. 9), обладая одним недостатком: если два соединенных шар­ниром вала вращаются под углом и ведущий вал вращается с постоянной скоростью, скорость ведомого вала будет из­меняться при каждом обороте вала (увеличиваться отно­сительно ведущего вала или уменьшаться). Увеличение угла между валами увеличивает разницу в угловых скоростях. Это свойство может не приниматься во внимание, если углы между валами небольшие или они вращаются медленно.

 

Рис. 9. Слева - схема карданного шарнира равных угловых скоростей

(1 - ведущий вал, 2, 3 - рычаги, 4 ведомый вал), справа - карданный шарнир неравных угло­вых скоростей (1, 4 - вилки, 2 - корпус, 3 - крестовина, 5 - масленка, 6 - шлицевое соединение, 7 - игольчатые подшипники).

 

В приводе к перед­ним ведущим и управляемым колесам шарнир ведущей полуоси в переднем при­воде должен обеспечивать равенство угловых скоростей ве­дущего и ведомого валов привода.

Французский инженер Ж. Грегуар (Gregoir) в 1926 году начал теоретические исследования синхронных шарниров ШРУС (Рис. 10). В 1930-е годы Citroen для этой же цели использовал «сдвоенные» карданные шарниры не­равных угловых скоростей. Значительный вклад в развитие конструкции ШРУС был внесен компанией GKN. Большинство ШРУС соединяют два вала через «сепаратор»: ведомый вал вращается с той же скоростью, что и ведущий.

 

Рис. 10. Схемы карданных шарниров равных угловых скоростей:

а) сдвоенный шарнир; б) шарнир «Вейс»: 1, 5 - наружная и внутренняя полуоси, 2, 4 - делительные канавки для шариков, 3 - шарики, 6 - центрирующий шарик, 7 - палец, 8 - сто­порный штифт; в) шарнир «Рцеппа»: 1 - наружная чашка, 2 - сепаратор, 3 - звездочка, 4 - шарики, 5- внутренняя чашка, 6 - делительный рычажок; г) и д) дисковый и сухарный шарниры соответственно: 1 и 7 - наружная и внутренняя полуоси, 2 и 6 - вилки, 3 и 5 - сухари, 4 - диск; е) шарнир «Трипод»: 1 - вал, 2 - втулка с тремя шинами, 3 - ролик, 4 - стопорное кольцо, 5 -сепаратор; ж) шарнир «Бирфильд»: 1 - внутренняя делительная канавка, 2 - центрирующий сепаратор, 3 – наружная делительная канавка, 4 - шарик, 5 - чашка, 6 – звездочка.

 

Вместо цикли­ческого изменения скорости ведомого вала, циклические движения совершают шарики или ролики, перемещающиеся в канав­ках, выполненных на концах обоих валов. Можно так­же обеспечить осевое перемещение шариков или роликов в корпусе шарнира, для компенсации изменения длины та­кой передачи. В полуосях, приводящих в движение передние колеса, таким выполняется внутренний шарнир, потому что ему не нужно работать под такими большими углами, как наружному.